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本帖最后由 李杰春 于 2013-7-16 22:30 编辑
/ u, x# e$ T8 f* H4 x5 s
7 f4 t( h7 V+ S1 主换热器热端温差偏大现象
6 p' O0 p# c3 U. a某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、0 f% e- L) D7 R1 R k/ u1 J
增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
7 p" R% P, f+ U换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器
& k& f. }: W6 L; [$ }, P! u2 l4 Q和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。3 n1 O1 ~9 K3 W- L- U4 q
热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来
; v. [! y* r/ S, [& U进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进
+ J, j0 w+ y& ]膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合
; B% ]8 c4 l" w7 m6 K/ `' N1 x% c温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。% Z4 G" k& A. i0 i* {8 n! l- @+ C
因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。
. b7 F* Z6 e' K" J, O n此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调
, _! }2 S+ p1 J" x4 C; ?0 o节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用
0 @9 R4 ?9 W6 q( C% _% K较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增' b* y1 {% V4 y$ f
压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满5 e h( l6 v! O8 ^
足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适5 p7 j L% @3 B' j) S
当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这
+ b8 L; G/ G8 o种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求1 Y& k- g! B1 }: t8 R
变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增
$ a& x+ h/ P2 o3 E: |压空气还是采取两抽口为宜。
3 C& k5 P, u$ f7 Y9 W1 b笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热# [' [! h, L9 i5 Z) p) d
器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一+ C$ u4 r0 ~7 h) v( o
种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦
1 _. e& w! t$ e2 u5 g都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设$ E2 V: f$ p( i2 |8 i2 R
备都采用了增压空气两抽口设计。 m$ }/ D, k, `
6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热2 q1 F9 R. Z5 ^" R
端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃1 ` `$ p- n* C7 Q3 s9 P
～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。! _8 h L( K" i
·55 ·
& Z' b( F! X1 b+ v1 V; O+ @; {6 x图1 6500m3 / h 空分设备流程简图
7 X7 b/ j3 z# |3 n2 原因分析% P2 T+ Q9 [2 G
造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:4 _* N. Q x- y% w8 e2 H8 s
(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热
! y# r; P5 t d% h/ m* }器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器" C7 O$ K ^2 o' Q U
增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根& n5 T* n8 R" v' u d1 [
据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带1 D7 h, E p1 P9 E3 [1 N9 O
温度调节的主换热器。
0 f8 M, m3 I5 \. T3 b& l W( v(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发 l$ u0 _6 K0 X& h* G* Q
现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
8 R$ b, Y5 S1 t5 K1 M6 O0 o换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了$ F' h$ O* s) T! I% a; \: C8 n; R
足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。1 O! Q+ [' N6 `3 j/ T+ Q7 I5 f- p
(3) 操作时工艺参数调节不当。8 W; M/ ]$ r5 K5 |& H2 g
根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器
+ E/ o X$ A B9 I温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主. ?/ w9 j! ]% T" c' F2 T8 h5 h
换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人* F# U; n1 j+ Z1 I0 e, t
员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就$ y% ^- ]1 \* v6 `
越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致
/ d# e' I" ^* B6 ?主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需
9 T5 E5 q7 [5 F* V* [& X, I要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义6 T6 G0 E- A' F; g3 I
上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流9 F7 s/ B, Q+ H# C: K
气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均
" W* x/ N; Y& k5 e温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃
1 a; |5 e; k' F# l- a* T/ t略小一些。
4 r _! ]* i" R( X6 Z$ P产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端
L8 f/ \( z }9 i) o3 n1 n的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相
9 N0 I1 x& D0 P4 c等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加
# A0 F# Z7 S* x0 b& E, t热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温 v, z4 B9 F/ V) O& G* |2 n
度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度; \. @- P: g8 D' p% q& W" j. \4 C
低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利
) W0 l( D$ ?1 i, i9 P' d用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时
% v; X d) F$ [9 G0 x0 N. U8 L增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差- F4 j7 p/ C1 @
越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。
8 T( X# \4 R# }& @9 R4 L# t3 解决方法及效果1 o$ a/ {2 h, L0 I/ m
对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节 T& @) D( y- m$ Y
阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增
5 _$ d8 I9 C/ f2 @6 o6 K; O) J. a压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻: N# n/ w3 U4 o! t! `$ m! c) C6 y( h
水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水$ h7 A1 a! c) X/ s8 H# a0 U
机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热1 [5 [+ K1 V1 `9 k7 r
器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
, p0 A5 i) A H/ v4 Z趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热
' @/ J3 q. \8 i; Q面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端- o" t! U) s8 p! j1 T
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于
9 M6 R9 ]6 l! N k! \# \( f! d正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部
0 K F: O! X6 J2 v$ N0 B! F分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温) l, u6 E9 S l* t
差缩小至3 ℃以内。
$ }- |8 N7 ^/ U4 c0 f4 结束语
! q0 c# ?: M; ]产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单," w8 p2 M, M$ y7 s
然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。
1 V ^+ n' m' W+ p2 i8 L, V- n大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,; ?. d: c% d2 ^6 W
最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬/ ^! K0 {) r4 ?2 F" E& |
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