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本帖最后由 李杰春 于 2013-7-16 22:28 编辑 & F- Q, f9 Q* B
: c8 {% J8 g* W5 C! {1 主换热器热端温差偏大现象1 c! m3 D6 X8 ?: |
某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、7 Z0 a( u) g. `- ^4 M
增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
* H) v/ N$ n" B4 Q换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器
j: C" V; K6 K) R8 \和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。, ]2 L2 z/ F4 m( ~$ s9 N
热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来
) ~4 u3 b/ W1 B8 n; e; [进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进
g4 i" F- f+ h9 H8 d8 e7 ~膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合! l6 u* \% z. w5 h: k Q
温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。
& }! m8 ^4 x5 N6 d- S7 b( B因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。$ @4 Y+ b" c% X! G w5 Z: h+ c. P& a
此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调: s$ p3 I) K& U# N6 c1 j+ x( [% e
节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用
; q/ @+ ?! [* R) c较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增
5 d0 w; ~. s, P压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满
7 t( K- Z- P$ f1 n/ I2 H( n足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适$ d/ e; p; h8 R5 `
当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这
1 H, K! ~1 s4 |. m" k' P种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求" K( w1 ?! L/ w M5 F( l
变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增
) V0 N% G6 @0 B: {压空气还是采取两抽口为宜。
; H3 h5 F" b( q" x1 b笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热
5 A# t ]+ ^6 ^: e) B器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一9 e; C l* Y* y
种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦- U! u1 g9 N9 b3 [
都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设6 L. n) q' b& r* `3 ~( ]* R
备都采用了增压空气两抽口设计。
: x0 C3 h" _2 n C: X8 x; z+ A! @; {6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热! ], Z; P7 g9 i) C) c. i9 G
端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃
1 o* O% J. P0 O2 p% J |4 n, F～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。2 W! T1 f- v# I6 S) S' ^2 `
·55 ·
0 S+ ]0 o: C6 r* z$ B# [图1 6500m3 / h 空分设备流程简图
$ H, E/ W2 K# B7 E! K7 g2 ^0 W2 原因分析
& L% |3 U2 k, {造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:
0 F0 c' J Z5 S; I% a9 p7 t(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热2 d& h, V. U( P" M
器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器
( l1 O# h5 C8 k# d3 @. h% j增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
9 R [0 W: B$ r/ e; E据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带$ }( z7 q% Y0 N2 m1 ]1 R# p3 A
温度调节的主换热器。: ^5 T& z) X/ _$ q- u
(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发
9 y& ]; c& |) E- `; c3 a! J/ f# C现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
; V$ b* u3 L# y$ s, |. u换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了, h& ^: p6 L& r5 h( ?! p. O* v
足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
: @* @- ?0 A, y* b$ g(3) 操作时工艺参数调节不当。
' S: X/ L$ I/ u$ R根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器
& J7 ]/ w/ F* c7 [ b- ]温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主/ B) k% Y* W. F
换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人! z- b: U$ S- Q6 d4 L$ X6 }/ P+ n' Q2 C
员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就
* Z2 e6 `- C3 ?; e) ^$ r越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致3 `) p& f I+ I6 Z/ e
主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需" q' \3 {4 v2 w9 H; U" N+ A+ q% m. ]
要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义4 D2 L6 U. s0 v: Y$ T* r
上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流
* B% P; q. c% B; j1 w9 ~气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均3 c* w, W4 v {1 y) e$ {
温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃. A( |0 N$ f( }9 e6 l/ w
略小一些。4 e" x9 {( `' G9 y
产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端3 O% V4 }5 k8 H8 j4 G* E
的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相: Q* @0 D2 M+ J3 z
等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加7 V) z G) s: Z0 s* ?1 s
热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温
' G% O6 \4 V4 ]度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度0 r" l! }, w0 W) X
低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利' ~8 P% B8 F; p0 v1 r; |
用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时
& G! C1 w# f# a1 Y# K' I增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差
- y4 F1 S! \/ Y# o' @越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。+ B$ A9 U2 M2 f( Q# d; t
3 解决方法及效果
5 J0 b& a: T% M- u5 R7 F对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
q5 f- N: o6 t* K5 S5 Y; f6 y阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增" b Y1 @. }/ }
压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻* F. w! L( k+ a
水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水
, n; n; Q8 Z; @4 o' U4 _机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
# \0 Q# P$ K! h! O器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者5 V2 h& H4 {& q4 M
趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热
1 i- Y8 x1 O, Q面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端 s- Z# \( }. Q3 }* {+ U. I% [: ]
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于3 _, `2 h* ^3 z5 \# Z/ s: H( n# p
正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部
6 d- w1 X; V2 z$ O/ U分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温" I+ ?8 R' b6 c# [' o9 k
差缩小至3 ℃以内。
& j, e1 e* N1 i( g* V5 E4 结束语& X8 X% l" R& M* _
产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,5 M" y( {3 Q0 S
然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。 b5 Q3 B% r% L! t+ N( |: R
大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,$ Y; }' |% W* a4 l8 v" @ q
最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬ |
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发表于 2013-7-13 19:47:25
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