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本帖最后由 李杰春 于 2013-7-16 22:30 编辑 3 l5 K6 P9 F/ \; _" }
' Q% m; J4 D! n; [1 h1 主换热器热端温差偏大现象
' ^' W0 R* i0 [9 n' V$ a某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、
! R9 y, ]$ Z5 @! x% U+ ?7 v o增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主2 e2 f( \5 A ~$ |' [5 @
换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器
N5 w& w7 \/ E% ^和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。
5 B& M. M, l$ P! {3 [$ a热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来5 p( W* f& q9 W9 A* x5 q
进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进3 r- H: Q3 c: v9 B+ l# _
膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合+ @$ G& Z1 W( @+ v) |7 E
温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。
" A8 @: H6 ]1 p1 G因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。
. H S( T! x9 }' y此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调* K4 D( U% s7 V- J+ q
节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用
$ |' C" _4 x/ Z6 T- Q! Z+ c较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增, T1 h" o4 f u7 v. y7 i, e
压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满, S" E) u# Z. P1 {2 y \4 G& @
足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适
3 K/ C" \/ H2 O" t当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这
6 m. U# k& b8 q6 F种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求
# e! n/ w. R" v1 f9 s变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增$ E W0 L8 u. _5 F" E7 h( u
压空气还是采取两抽口为宜。6 o+ h1 j0 t, D/ O$ d% u
笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热
G% O$ u3 b5 E. l& B2 \" l0 F* o器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一
2 r f4 d- Z% v) `. y7 `4 @$ B种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦
- Y% k, y5 d* d都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设
# `, ^- A9 V9 ]' B3 N* {$ {备都采用了增压空气两抽口设计。
* w' K) }) ` L, E: A6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热
; ]" C$ U9 z. S6 ~+ a$ H端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃$ w6 J8 F& ^- Y6 a
～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。" u$ ]5 a0 ~! M# I
·55 ·) u6 M8 j m0 N% X) Q
图1 6500m3 / h 空分设备流程简图
' [' I. f7 H6 w1 q/ M1 `2 原因分析4 h* J5 b6 k1 W% d( s0 e: D
造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:
/ o. V' F S$ m(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热" Q7 k1 x7 S9 D% q( ~
器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器/ L3 `8 m1 Z# u, e0 _
增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
1 k% m( f2 s& }7 z4 L; W1 k4 ~据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带( y `* f- Z; `, S
温度调节的主换热器。7 H& W2 U6 b- |: p
(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发$ F! L0 D Z3 L" Z# R: p
现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
5 n) O0 y$ }- V$ h换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了
( w$ R- M& _; Y) R" `5 A足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
9 t0 l% z0 {# ^0 w0 B. A- U(3) 操作时工艺参数调节不当。! Y4 m/ m+ R) T3 t8 {0 w
根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器
( q1 k& R0 ~1 Y- s7 Y温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主8 g5 F! |" \/ v6 ~( x" C
换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人2 M; j, N* d4 u1 A5 @# i8 E
员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就
$ ~, l; y2 C1 O5 _2 n越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致
- q, d) @1 e! v1 D主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需
$ y4 @) J1 }& I3 @2 @5 k/ k- J要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义
" b8 g7 H" c1 y! K6 S7 P上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流
* A: k$ M$ B+ ?& z气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均
5 c3 m2 V9 X5 Y8 \$ C温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃, _4 C! ]3 f: p) Y
略小一些。+ V3 q! ~8 N' E% I8 F' J' e
产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端7 R( J; \5 g& t* B: E: D
的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相 Z# _7 F7 C# F, ~
等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加' b! `7 l. \2 u3 K U
热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温
$ ^9 U" X0 Z) f% p度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度
9 P5 t) }0 m! e低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利
7 B* V4 E' N, e3 G用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时
/ d n6 V. y r增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差1 K4 @) U$ N) t1 }
越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。
2 U1 z4 q1 q4 w8 ?! G6 T) B2 F1 ?7 K4 @3 解决方法及效果
, ?& G) u! i& l. ~: f4 v( b/ z' Z对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节3 `( J) K, S+ u+ |* F0 ]+ J
阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增/ B$ A4 I& F8 _* A1 z: S
压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻
9 P5 ^" |/ H+ c3 R' g. L水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水
0 l# ?9 B/ e& M" ?机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热6 z. q6 P$ c2 _2 _, H
器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者* {9 F: f, C" ^7 ` a, C% x V
趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热
4 {+ Q& s7 h( ^面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端
- {& b( G% z; l% a% M5 z温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于
6 c( c* |6 k# @2 c5 V8 N+ N正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部
7 Z9 T' \7 q7 e0 g( }分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温
4 b/ X3 w% E. _$ ]差缩小至3 ℃以内。, u# ^+ r) g) X, {& c
4 结束语
* v- G# O9 [! s% |# a产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,
/ q& E9 p7 c% T( A0 e然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。' W+ d# l; U: z5 l
大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,
4 `4 b9 W# L- T4 [; ?4 t3 V& ^最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬
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