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本帖最后由 李杰春 于 2013-7-16 22:30 编辑 ' z4 J, G' c' ~/ K
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1 主换热器热端温差偏大现象
" r' d& W9 G: k% D某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、
, u0 T/ r! U0 j7 f* \! u2 Y" @增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
4 A/ U Z' {! Q" y7 }1 t. D换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器
- A. r! a l9 Z- O9 W3 A和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。
$ T, r- u% P1 }2 @: q0 ?* n8 r H热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来
[' b8 r) k j0 X" m进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进
% p+ ?' L [2 U; o1 Y膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合0 W( P2 ?9 A8 _: Z3 } d
温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。
5 h. {0 Q9 c: `+ _3 N8 {; c因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。
% H( T" Z; H) ~6 |此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调4 w: r# k2 k7 Z4 ~& Q5 X7 u
节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用
) ^4 f& A" P7 A. l+ R1 Z较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增, j1 S2 z( F6 s1 b! B; ?; s
压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满
) h8 {7 i/ T1 u! h) j! {足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适1 x; [+ ` @) d8 K+ b8 E: k
当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这
4 }5 w% E" M, p4 @. t种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求
# g) S- ?6 ?' |9 B+ y: N7 }9 k' P; n变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增) E8 ~3 J5 l, |; S& t
压空气还是采取两抽口为宜。
: ?; B% q* M! b( m) z/ k3 T6 L, A笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热
3 b9 r7 F* d! l, h$ g器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一0 z- Y* I! H: u9 y
种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦7 J) _* m) A- Y) B
都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设
% M7 T1 j8 z7 [! r; N7 R; @8 {备都采用了增压空气两抽口设计。
& l5 J, U W9 u6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热
+ n# N1 O: K2 B0 C2 u' y$ f$ k& s; ]端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃* d9 b, \2 P+ ?. |8 ?/ w( o
～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。+ I5 T( d* I3 M
·55 ·' [3 s# e0 q1 h4 x
图1 6500m3 / h 空分设备流程简图% @' R, F3 R( z& @
2 原因分析) `2 I5 Q! O% P( s- l
造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:/ C! o# b6 Z+ `! B6 ]
(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热5 ?4 K9 N. q$ ]- ]
器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器) P, o' H; R! t/ g+ z
增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根' W/ G/ |1 B1 A
据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带: v: o4 G, I" `" L' y7 H& @4 K
温度调节的主换热器。3 l5 e/ a2 s: F* @3 [1 X
(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发3 f/ R2 t2 y( K% z
现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
0 ], c9 p5 ^& G" G, K& P4 O6 g换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了+ P) y3 u+ T- w2 K$ f2 h2 N
足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。& @& c) @# y. Z6 P- |% ^. r
(3) 操作时工艺参数调节不当。
8 v9 K8 N# t: J% o3 q根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器" R( h# c$ }' O# l
温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主
3 p2 ?7 k& e& g d' K) ?9 I换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人
# |2 `4 o" Q" ^1 J员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就+ V4 c) k) {! S4 l6 W% f' h: i
越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致
& N- n: w. k2 r+ V' g主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需- Z6 w: e! Z; F% M; K3 n* J
要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义5 Y4 t+ |( k g8 f) A% E2 n
上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流* {* N2 @0 A: ~
气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均
, I6 H) _2 `: e, U温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃
) [+ L; k' \3 [" J略小一些。
$ I8 C7 _1 D1 B6 M7 s8 b产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端$ H2 Q" {7 y# m9 V1 _
的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相
8 ?. v, F1 o$ q C: U9 ^等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加
0 e6 I. x: P% A热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温
& z' _' ?8 r- W度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度% D" m9 Z7 \3 P b; l
低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利2 \7 {% P4 ~! q, R) V/ y
用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时
: Q5 F4 x! S( ^# r% ~增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差6 x/ \$ e" f T9 V
越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。5 Y) G7 q \, _
3 解决方法及效果
4 v3 @5 a& C0 B2 a& L9 J+ m对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节: r& w7 I; F- _' a4 D$ w% x6 F
阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增
* m; _; [+ l- v9 ]( v2 p8 M压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻
, J6 l2 Z' Y8 v水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水
# C8 `' `5 d8 A% ^3 P机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
. L5 i0 n9 k' S' _4 d! {器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
8 c& j$ l" T7 F- c5 c0 S趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热0 _1 o0 @5 d4 l% d3 b2 {* C
面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端
% V% p7 R$ n# w* H1 w1 Z/ k7 i温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于1 R! Q2 u& Z& D% w7 U( }/ F
正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部& C! ~; ~/ B5 P. Z c; Q2 l5 V
分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温: n, a- P8 G5 ?+ Q* c9 e
差缩小至3 ℃以内。, d) B0 |) k* L# o5 X2 v7 V
4 结束语
! n& u! C+ n- K* n产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,4 U/ |- c3 L A- ^$ L A4 ]% a
然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。: w) V1 {1 ^0 ]& y! E
大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,
( U1 o6 _" o) |6 m3 r1 _最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬: e! y2 h! _+ X1 C" |- D
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发表于 2013-7-13 19:42:03
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发表于 2013-8-9 21:02:01
