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本帖最后由 李杰春 于 2013-7-16 22:30 编辑
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1 主换热器热端温差偏大现象0 d( [1 D( J* Z# N& w
某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、
- E1 k$ `4 b7 E' C1 p/ R增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
0 z" E" k7 q( z; ?7 H换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器; W8 y5 V4 k, S& y6 \# c
和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。
. q6 R* j3 ~4 a6 Q9 l热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来/ A9 Y6 z: P+ Q0 [+ E4 C. H% g& e5 R% u
进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进
4 |7 I4 T) n+ {* I! R* X! f膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合
, \0 s" U" K# ], g: r9 R4 K温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。
) N3 `; {4 K L# f3 Q; `因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。
" K) c4 m4 \7 e1 L H1 g; C此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调5 N @$ n# Y, C3 Z
节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用5 k0 _6 j; h6 ?
较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增
4 G: Z2 h8 E7 C9 B+ I5 g: S; ?压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满
& R7 g& s2 `# s: F+ R1 j$ y1 _1 E% {足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适
% Y: m) @, Y X- k当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这6 W4 b% i0 V' q4 I
种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求
7 p$ }* Q- }( {% B/ c2 f0 I; }& N变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增& {) @ o0 o7 K1 c, ^4 a( P) ^" B9 I
压空气还是采取两抽口为宜。& ^9 P3 _1 l" |0 l+ y
笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热
/ h4 _( N. g- M0 T a" _$ k/ f器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一# r' {% v6 \" A' j5 F7 h
种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦
) Q9 T4 m" t) U5 t都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设
$ V$ ]3 S0 Q7 c* e备都采用了增压空气两抽口设计。
+ [' j& Z" ^% q6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热
. [* y) D; s/ v0 z端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃
' d4 W' q7 k" C7 Q3 p8 _4 u( {～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。
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图1 6500m3 / h 空分设备流程简图
$ v8 A: k1 L1 G2 H2 原因分析) {3 }: t. g2 ?
造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:
3 W! Y2 A3 k" L H(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热$ S8 J# |! e0 T- s. h
器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器
9 t1 y5 m5 @6 B# B/ M增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
7 T8 h, y" |( ]5 R' Z! @据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带' r5 k: k9 p0 R0 M4 c6 g, E
温度调节的主换热器。
6 ?; d6 ?4 P% p- {: s(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发% ]3 |" I M: e. O k7 H$ J4 b
现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主/ e- j/ q. q5 n$ x/ I
换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了
8 N0 D$ @) ]2 m' c# m5 s足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。; C( z6 l! t+ F" S0 M, ~3 y
(3) 操作时工艺参数调节不当。& }! j& y" E: L( a# ^; _
根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器
( |# i X3 c" p温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主/ y+ O; T# G" h; H, S
换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人
% A, y; v6 c5 A0 b' a/ R D员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就$ O# D# W. W2 |2 U% e( d+ g
越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致
4 b8 E% Z- [6 t" i9 d) G主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需
+ R: k6 x/ u9 ?# m5 v6 G1 w: u0 K: g要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义+ ]" A# M) O1 s, X: k* g
上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流
' r' Y& \4 Q `2 P: k) \; h% K. N9 A气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均
6 `) z7 p9 b* b5 I, Y* k3 t温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃
. D# j, c/ q* R$ D" S( n- y略小一些。
+ @3 H- D% Q3 {( C! ~4 _4 p7 W产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端 Y3 X) S2 a# S7 Y, `6 b
的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相
4 c$ z" `/ u. w; P) A/ P2 ^; W等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加& f* G- B9 I& L- m" L
热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温
7 [) W1 ?8 p6 F2 a% W度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度& v/ Z3 g" @. Y
低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利9 ?* T1 v) e8 O1 b
用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时
, `; K& R6 T" ?& r增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差
' U. |* O. V3 e' X8 X越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。
4 S* @. z3 u* b2 }- w6 `8 C3 解决方法及效果
, z: W* ?" k: x# X: c; O# i9 F对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
3 @. \$ Z# J8 j7 R9 G) t& Z4 t阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增: { P ~: x: U8 V
压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻
4 w3 z6 A, j9 B! C) H水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水
+ M" X' ]3 e+ ^; F机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
n! k8 A$ u1 _, z2 @' M2 U* @3 O/ z器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
2 _. W7 I' V; \" ^! {& @+ @: n趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热. I, }! G4 w5 E% o
面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端+ T7 ~3 F0 Y9 ^6 `! Z7 a. G
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于8 P, W, P; T0 u; P2 C9 x
正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部* u* w" h9 g% x( d+ |
分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温 G9 Z% Y( w5 y# Z8 U4 m( o. t% B: E
差缩小至3 ℃以内。+ F" W, H1 a( f5 R' O
4 结束语
+ D9 J- K r( q9 L( e产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,
+ E8 O: s+ C) k& x& {% r然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。1 Y) [) j x' n6 X/ |7 V7 b
大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,# w$ h9 U) k! e
最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬3 c* K7 b1 _ Q4 l: ~5 ^ I% `( {
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