主换热器热端温差过大的原因和处理

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# ^7 O' k! h$ H8 `. C7 q, F$ z4 u1 　主换热器热端温差偏大现象
) B. R$ z9 N7 ?+ u8 o# w某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、
- O+ I& E. L! G6 G- X* F增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
1 X! y3 L  I7 b% ?5 v8 r6 x) }换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器
; C5 R, Q# \6 C9 `% Y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
9 Q. {5 B' p9 _( f& j- H; n4 n进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进
7 p- E, ^6 G. \3 [5 t; R: G6 ^膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合
  Y5 o) \- X6 v( [1 f8 }7 l* Y& k: g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。
4 t2 P: l7 S6 R  }此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调
& n- h. H2 q, E6 ]: a$ l9 Z7 D节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用
较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增
压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满
- _3 w7 }) l& w! N足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适
  Q, _, `# n8 l; D8 E0 [9 ^6 v* r; k当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这
/ D# b0 L& K. |) t1 V0 s% K  m. P种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求
" O8 u4 ^# L% e* ~变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增
3 d# T. ?! f" U- c. C7 |压空气还是采取两抽口为宜。
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
3 Q/ m( C( L+ m9 x% ^( g. n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
2 k# k" m3 s; ^/ {; B8 E4 M3 G* ?备都采用了增压空气两抽口设计。
6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热
端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃
+ ^7 q7 Q! Q1 E- }- l+ m- q～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。
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图1 　6500m3 / h 空分设备流程简图
2 　原因分析
造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:
6 I# z" K8 B; C( s(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
7 K" `. \& G, _  z+ E增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
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。
  I  O6 j% \1 q0 w(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发
' b4 K. x* |  G现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了
" C4 P( w: f) C( Z. z! r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。
$ J1 F+ j) B: c/ T, A% X& ~: j8 y根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器
1 d  c+ w6 e& P3 f- n( Y% y/ E4 s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
0 m2 D( W/ I, E9 d3 b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
& q8 o! _" g* O% y; ]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
) S+ q; ^( R) V: U# t( K: `, L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
& I( t: c3 e/ S! i3 I% g; J, j温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃
8 n# b' q+ h) z6 J略小一些。
产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端
/ r" ~7 a6 C8 Q4 T$ m" `的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相
1 M6 U2 m. `7 M# p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
2 y3 q( X& s' a5 N增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差
- ?& h$ D% q1 v1 P" h( e越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。
% ]* n- J7 c1 ]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
9 A6 h& @$ t# @/ v' U压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻
水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水
% q$ q' \$ o% F) D) [8 n% t机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
$ g9 T4 `2 S. A; O. H: W趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热
0 g0 B9 B# B5 q0 f& V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
正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部
分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温
6 b. t( l- Z. ~, _4 d差缩小至3 ℃以内。
4 　结束语
( P; g1 E6 C" ]. b2 U8 I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,
- ?. j& _# l( w2 z4 s9 e5 a) V  o最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬
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