主换热器热端温差过大的原因和处理

1 　主换热器热端温差偏大现象
, ~5 o1 U/ A, M% {某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、
2 v; L4 R' m+ C8 D% u2 M增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
/ g6 `+ y; {( B( ~2 W9 F换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器
. J5 Z3 B7 d, f/ a和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。
热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来
( T3 e6 R. E; e  h进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进
7 K( X% ]* Z6 \; u1 v6 U* l膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合
温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。
因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。
此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调
节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用
2 ]7 u8 V6 Z  [/ x较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增
% t+ s; H$ G& i  h压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满
! M4 B: \# Y7 K( P足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适
! ~8 _0 T* q& d; Y当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这
" z0 f8 E' G4 ]; P* O种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求
# W( O% i& {, w$ r& u6 L变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增
  ]" g3 q3 u% l3 u# g4 j0 f9 ?4 ?$ w! P& t7 P压空气还是采取两抽口为宜。
$ |3 ~: W; p, R5 `7 H笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热
器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一
种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦
都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设
备都采用了增压空气两抽口设计。
3 W8 a0 f  o# u6 b. l* L6 K6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热
* }7 x: r2 y/ ~5 t$ |* @7 w( J1 W, Q端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃
. _; J$ Z3 Z( O9 ]6 t! ^～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。
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1 g6 _$ H! e5 T3 F4 Q6 B图1 　6500m3 / h 空分设备流程简图
, i! A" _! o  y- i% [- ?6 }7 M6 B2 　原因分析
! t( Y+ ^* K; v& U+ R4 v造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:
(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热
器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器
. a  J. z# K! E% U) k& x; ?增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
' _4 u- m9 j/ d( R8 w& o- T4 v据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带
温度调节的主换热器。
(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发
9 L8 z9 l" W5 N& V现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
9 W# `8 ?( Y  T% q# s, p换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了
足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
(3) 操作时工艺参数调节不当。
0 u- I2 ?# s. [; Q8 G根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器
$ h8 f+ L! N  b温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主
换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人
员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就
越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致
5 ]! ?3 C8 T, i主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需
要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义
* q% n, G5 x. {7 V0 |; t上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流
气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均
- d6 n2 p6 `! V# }3 L# b) s温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃
略小一些。
! b4 B3 g! ]3 g! J产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端
+ w# i1 j6 c" d0 K9 _; ]8 P的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相
+ @4 S1 Z- Z$ T等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加
热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温
度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度
低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利
用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时
增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差
8 d+ b- O! C* \8 {' r- n2 e越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。
3 　解决方法及效果
对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增
6 k! Z) E8 ^& J: H* M压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻
* W* v1 i) d( A. e水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水
机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
- s# U* d5 m+ L: Q! R器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
0 @9 Q. U3 d9 O2 f% i7 F% h趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热
面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于
: Q3 {% J7 E- [2 \正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部
1 D" j( o( j7 w1 T& b$ v1 Q' H# d分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温
差缩小至3 ℃以内。
4 　结束语
2 }, U( e' e/ L6 d0 r6 ^产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,
然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。
大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,
最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬
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