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本帖最后由 李杰春 于 2013-7-16 22:30 编辑
- W, ^" U: P0 s7 ~+ \1 w6 Y( r; M! }: m# C" P: t# p8 u
1 主换热器热端温差偏大现象
$ z5 d0 }/ v$ z/ Z [# ^, T$ [* r某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、! g9 x. n" y) l% K
增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主# }# m4 u! i2 `
换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器# N: x* A3 G& t& |6 k T# E% y
和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。- g& A% O$ @/ \, B5 Y6 ]: g
热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来
6 W9 V7 _6 g% z6 t" _7 o进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进7 `$ y: A( S" |' B
膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合 v: ?) M2 X3 m5 \9 S G H
温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。% G' R$ i5 \* n W( e# T
因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。
6 o9 N/ d+ }9 U8 {/ z0 S2 p; f/ c此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调% l& J! a; f" A1 C" J( h
节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用* r7 v5 g/ t, M$ k* i
较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增
& {- D; S/ X' F" n4 [, m压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满' Z; ]% m t0 q; B7 {0 Z& s. y( W% T
足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适
) J. b4 P5 L0 A& c$ P! x7 I当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这( I }' u3 E: T1 q
种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求
9 [) y) x$ V1 Y2 S1 F变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增
. t2 F/ ?* k7 o. F d8 S1 ?压空气还是采取两抽口为宜。: k1 U Q$ k8 D. V+ e4 ?% j+ {
笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热
1 A1 I1 y' O1 X2 x器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一
2 N: }6 d/ {5 l2 R种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦, w- g+ r, s/ [1 U1 h9 g3 h
都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设! `) O" h! J7 v1 g, w% b$ t* |
备都采用了增压空气两抽口设计。
" B/ ^; y3 ~5 Q4 Y! a) f+ S6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热& Y3 Z% B2 ~6 L2 Q1 y
端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃8 J/ H3 q0 x9 ?+ w" ~: s) Z1 i
～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。& G4 H1 p# ?8 {3 l4 ]' {
·55 ·; U2 t4 @0 Z4 n
图1 6500m3 / h 空分设备流程简图6 W( I: u4 f3 r/ C+ W* V
2 原因分析
; K" e; \; S9 x6 m! d造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:6 y% n" i/ m7 _# J8 Y% z: ^0 u
(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热% P: H0 ~: [5 r( s
器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器) D9 v5 f( c V/ [
增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
: y/ ]0 u- P5 a. u据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带
$ n' D& w, }. z$ A- e' |, l温度调节的主换热器。
; P' g8 q* B. f: m(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发
* b4 A1 d4 W" _; L0 C' P' Z现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
) k1 N% _3 @9 n( i) j5 g! ^1 D换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了7 I6 F* o& p5 I; B' R$ J# p* k! J
足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。' ?0 B# p) n4 ]" c$ b
(3) 操作时工艺参数调节不当。7 g) @! M8 T9 C* i
根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器' J- w2 _4 I" s( b4 U y
温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主0 g8 G* I' c. x- m
换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人3 l" C6 o1 u1 o& j! t4 E8 J
员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就
. {. [, t) `' j! h' l/ P越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致
6 n: F8 f% r5 w, S主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需
* ]# R4 n. P9 H H; a7 d要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义
6 h F" C5 t: F* L上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流
5 }' i) l' r% Q. a8 s气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均/ n4 X" _2 B- p6 M4 J
温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃2 a$ M0 m4 Y# b. e3 P: r) n2 B
略小一些。
9 Q3 \) Z) z3 R& k产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端
! U6 x* j9 l4 l9 z' j5 h的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相
4 w4 @$ M5 X( j1 |等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加2 V# a) T6 v5 L$ ]- L
热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温" |6 K$ c: A" m
度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度5 I' O0 l! A5 }$ D) d: b$ x8 ]1 e
低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利
) @7 g& M& ?+ e2 r* t用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时
# Q5 |, v2 d$ D) i/ _增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差
9 |1 m; l! M& i& H) p! i& t2 x越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。
- A. ~6 q4 A* U! w3 s4 a3 解决方法及效果6 g& g& W1 B, C2 x& j7 [9 F- {
对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
& f* f1 H9 g& ~2 y5 S$ ]阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增
" s1 K5 f5 ~( }* z压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻7 {+ \+ ?+ e& ? I) j i& Z
水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水
6 `- B' j5 Q$ a7 e/ E- n机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
6 e2 @ O( f+ D( a- a R器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者/ V0 }8 q+ W4 `* K" \
趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热( ^6 t' r0 J2 U9 c, D! E6 G) f
面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端
9 p6 w- I8 n, Y+ U温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于
2 [/ ^ \1 m6 z* u! B, h: O正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部
7 l/ s/ A( |7 _7 o+ d分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温. O- c5 A& B& O4 _! u
差缩小至3 ℃以内。 l8 ^ u) L0 x1 t! F
4 结束语* l9 \. J- W+ B( H2 g5 m' `* E
产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,- `; X, X' l3 Q* ?( x3 R
然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。
! e4 k! D7 T% G大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,
3 e6 z3 U% [3 _最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬# Q7 w# G( b5 I! }& V
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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
