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本帖最后由 李杰春 于 2013-7-16 22:30 编辑
( S( k+ r9 l" _, M- l
, ^' o( D+ c0 U$ _$ n1 主换热器热端温差偏大现象5 G$ M. d3 r7 x$ B9 q9 g+ U
某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、$ M4 Z. j P% ]7 R$ @6 s' z
增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
$ Z: [% h0 B0 d* i. b换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器
1 y: |% K% C9 S和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。
. K# m4 g$ S) S0 [) x+ Y$ n热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来
, n: E. y/ w. }. Y6 G4 t9 r进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进* N0 a3 c7 W1 W
膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合* K; W( A5 F7 `* I2 R! d, @% f W
温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。. r2 Y) J, Y& \5 W
因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。. A1 ^9 H6 c* O
此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调: }" B/ S) L- B8 n9 i! m
节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用! v$ D: P4 T' c: I; y4 ^
较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增% ^: g; m" X7 Z0 J/ ]; _& i
压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满3 k! ~/ O5 J" `$ D
足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适
8 ]9 b* x% I8 X+ y3 p当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这9 f) v% l7 u T' Q7 t6 u; t- g
种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求: S; _( S5 c1 U+ C! ^
变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增( }5 ?: S( \2 y: G6 d# ?+ W; c9 M
压空气还是采取两抽口为宜。0 A. O' H, b! ?
笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热$ {# Q7 E+ o- _# T9 X
器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一+ m* w- l1 R7 s) G1 N" h
种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦
: h" q1 u$ ?- {都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设
0 K$ K; J% \4 A$ C7 U备都采用了增压空气两抽口设计。1 _( i6 u6 _. f7 k4 ~1 o: I
6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热5 D6 G M4 S* ]) O
端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃0 y/ g5 e9 ^ M- } r( s3 B
～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。% y2 L- k# \, `3 ~$ G: ~/ p
·55 ·
5 C3 D* d4 @0 J4 O/ z图1 6500m3 / h 空分设备流程简图& l: x8 \1 y) B+ a
2 原因分析& c; o2 x6 u, n
造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:
, s( x2 c M# h( j. l9 i(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热5 J/ l) W/ C8 K
器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器
' ~4 |# c: q+ e增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
/ @0 S1 P% U0 O7 q! ]据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带$ a, o: O' E( s! U3 O# p
温度调节的主换热器。
( P+ v% s6 D Z* V/ c3 @6 j(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发- K3 |* U, J1 B) w
现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
, ]. t, z- {; T/ m# w2 `& g换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了
k% H$ X. A: g. \ Q足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
3 ]- F1 ^7 w0 N/ I' E* J2 I5 A0 U( i1 A(3) 操作时工艺参数调节不当。
) h- E2 q' H2 a+ D* y6 G8 E根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器
. w6 K4 |" A, a7 ]温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主9 o6 R6 r5 y, W( s4 n
换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人7 Y$ l/ l+ t; a; j! q+ n: z
员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就
/ M9 r5 {1 }- {$ O* X越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致
% [# g! l* {8 g- d) f. k; L主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需" @' Z- Q0 h0 X6 c: A
要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义
5 C+ L8 a# i! T- S+ |2 p上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流
1 x% g. l1 u- A! M2 V+ U* d气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均
* d+ S# B& S/ j1 \8 L3 Z温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃
0 B/ ]9 o* g. D1 m; D略小一些。) u3 b" ]0 d, o/ o, Z: ~
产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端# B8 P6 g. A% @7 Z3 f
的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相$ e3 d5 c; A+ ?9 F3 ^/ r3 S
等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加* ^9 u+ |6 }! r- ?3 j
热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温
7 ~0 m! F! v# P- l, w' _度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度2 B, }# P3 W$ }0 Q9 Y
低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利7 l; I i4 b. D- K: n8 P
用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时4 W J. b7 A, `, l; _# _- B4 F
增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差" ?. P" r, e/ k9 u. h0 G d% @4 i; |
越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。
7 `2 P* d# L' ~$ \ N W9 @3 解决方法及效果
! }8 L7 T F. d. ]: E ]对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
3 J; o% p1 h- S, K, S* q阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增( m1 N1 N- i% x0 V
压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻+ [" U: Y, @* M6 _( D( r
水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水+ Y* r) F! V4 r2 ?2 o
机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
/ y' H/ m+ e. s" [7 H器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
. D$ u% T- r* x d0 C3 C趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热3 S- U: [& x/ i5 u
面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端, y4 l) g6 ^5 Q, K
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于. n4 c* @+ n# g* W
正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部4 o3 B' ?( u7 Q6 O9 Q
分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温
, {, x6 Z, e9 X差缩小至3 ℃以内。1 h* a" _+ ]+ _3 p) Y/ \0 T
4 结束语
; f) x/ b* M7 a# J% l8 ~& z% z产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,
3 e7 Y5 T# r) D/ z, [然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。( v2 r7 T6 X# K! n: i
大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,9 z4 Q3 b( x! \1 ^, ?- Y* ^
最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬
! q+ d/ O$ S* L/ g- j/ T9 E0 Z2 i·56 ·& _2 H! I, z& O \
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