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本帖最后由 李杰春 于 2013-7-16 22:28 编辑 9 z. r8 B$ U0 O0 o$ Y5 s" G
0 E& Q+ ~9 Y: M# `/ Z) C
1 主换热器热端温差偏大现象; d. S% s9 M- Q* R" c9 g
某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、5 H& C" e; R3 ] Q. F
增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
8 s( M M7 }0 O% p换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器% V4 e g2 }6 i' w: V- z& ]( y
和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。& {: ?& f' b& x7 X9 c1 j
热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来1 s9 T C* B0 P% S. ^. R }5 v a O
进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进& ?3 R N, b& e. ~, I* }2 H$ Q$ p( h
膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合/ f, \% ^, ?1 N. t& g
温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。# N& f+ z5 ^6 c! ?8 B
因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。
) A7 U* T& G6 w5 k此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调2 J1 H9 k0 N, t8 _
节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用: W; E6 D. A0 f8 M3 M
较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增
! r3 B" ^8 I8 z6 K2 o压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满 t. Z) Y$ s' n( b: |& O
足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适
0 o- P/ q# H5 V4 H0 C, z& `" f" J当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这; N. S2 e# c2 I1 F) a
种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求
/ e* t) S) j$ p+ b1 I变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增
* B9 ` K0 Y- |# k, h" u压空气还是采取两抽口为宜。- @2 B: T/ g8 d# [3 W9 O: H
笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热: u+ x: e+ d Q8 S; m
器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一/ x w& B5 x- f8 Y1 s
种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦5 u" F! u+ O) l! Q4 ?0 v
都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设4 I. }( S7 l6 H$ v& y: x
备都采用了增压空气两抽口设计。0 _) B# L5 R# Z* c0 T
6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热7 C( Z9 I2 y" x% I( O
端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃- m' r- b0 M: @2 a$ x* ]
～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。
" b4 [3 k% x- l9 F8 R·55 ·$ O$ ^- \- h& [
图1 6500m3 / h 空分设备流程简图' D- `2 v+ @5 F* E( B
2 原因分析
V, J( ?* u4 S3 l" p造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:9 x& c. W1 t7 o' @
(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热2 D' X7 z9 n5 j' }6 Y5 M4 U
器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器
) d7 E% K( S' O1 N增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根4 {- d; _: n2 w. Z) m# v
据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带% v7 D# c9 c, m0 T
温度调节的主换热器。$ R2 f/ H4 s) f- ^* X. c
(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发. ~. E5 ]- y* E0 s( X! M: L% G
现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主* j! {3 l' h7 @ r
换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了% j& W/ k6 z% i/ [7 W% a+ X9 \
足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。- E+ m/ u" `( e/ Z, |- s6 i
(3) 操作时工艺参数调节不当。8 \/ K8 e' M- ~6 ]8 z
根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器
* g8 d u+ D* V/ ^1 B- x2 Z0 }温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主' E; I/ `, {! d( W. H! W
换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人' b/ H* B. ?$ ]7 }& c
员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就
* O6 v$ m2 x# y1 w越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致
) G w4 q4 A) E) w主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需/ R7 P; ]) j2 V6 i1 \
要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义5 @8 r% ?3 L: A: G8 H f5 M& }
上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流# j6 D x j8 Y! ^$ ~% l
气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均$ R' I! i% Z: }( F2 k* ?# z% ?
温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃
# p( |0 e% s( e* h4 v: k, A1 U/ o略小一些。- f3 c! x; p4 [' s) _7 J
产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端
* _& O* e" q8 W的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相, \+ E( r+ y' z8 @! h
等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加
$ c4 S0 w4 C3 U; x' z4 U热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温
$ }, }; O8 W$ s+ l) V& }$ u% x) |) c度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度
- c; \+ f& K* ^. {! f$ b低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利
$ B& R% \3 e+ c5 o用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时* {+ s9 T. Q* D: g
增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差
7 s0 |1 y. `/ z$ j- ^& a+ |$ g越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。0 I/ t) t1 H V1 E9 a4 V
3 解决方法及效果
: ?1 B$ ~" K2 [( x9 y对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
8 D3 y" [5 ?- |0 b阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增
$ L$ Q P% Y$ }# F( n9 z8 l压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻& B. ~) l1 {( X$ H0 n
水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水5 M% K) Y4 Z7 N* Y, z) H% @
机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热( G7 d6 q( U5 H& g
器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
# k b' c" i n趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热5 @% ~, w+ D( c0 w% Q
面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端9 g, `/ O X" d) [! l+ A
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于- c- [ w S1 P; ^6 t- a
正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部
3 @4 E" K) Z* B$ G* j分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温
8 M+ ?- T# s. d/ G! u4 x+ S$ }差缩小至3 ℃以内。
7 G K) @ e T4 结束语: |2 m# R+ @, }0 b3 e5 R9 f2 r# @1 f
产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,# ^ v8 a% j8 O3 J2 U
然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。! I/ w0 V' m' g2 Q& E
大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,% S! _' _1 N1 y2 b# j2 t
最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬ |
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