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本帖最后由 李杰春 于 2013-7-16 22:30 编辑 x! P. b$ w" y' h& F
) g* c1 \9 Q4 G% |1 主换热器热端温差偏大现象0 I' n! r, h9 D, t% n
某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、9 O3 b' J' k5 G0 A, T5 ~- O
增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
3 j* j6 {1 v6 p7 P- Z* | j% E换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器$ t& Z) o4 T# F3 [
和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。$ K* P5 h6 v& A' d
热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来: s6 l- F) S3 [* f
进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进* W8 ]8 T/ T$ S' W
膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合* J, C# l: ]; D$ V2 F! y& P6 c
温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。
* O S) O6 Q! C3 o$ s( z. S5 I因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。
) Q D! E$ @8 E# a此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调
) {, B# ^: E. v4 P节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用
. K; \5 ~; H8 l0 D8 ?$ L2 h较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增, H n2 i1 K% `7 @' N: \
压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满! X( V6 W, i4 X/ d
足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适
8 Y Z1 |# r. G4 C. T* v当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这
& d T4 T5 o: S6 r# ]3 E种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求& a; g# }7 V9 G, M& |- p* s5 u
变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增% t6 R: |9 F0 n
压空气还是采取两抽口为宜。
+ r( w# Z8 T% K* [! R! W笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热# W4 V8 ~! _/ x0 u4 S- E/ y
器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一
- E @0 n B% O% y0 B& k B种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦
( m5 ~' M$ M6 F都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设
8 g8 W( J& ~# ?& {8 z备都采用了增压空气两抽口设计。9 {( O/ f- }$ v* L2 h
6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热2 f. D5 Z) U3 Y: I% n1 e
端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃" C$ E, k, @: n. [& ?, u3 b0 N
～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。: F# e5 Q; Q$ m) K6 V# r6 S' @
·55 ·
: V$ a% _9 [7 t$ M3 m' B) B& A) n7 C图1 6500m3 / h 空分设备流程简图' F9 E% m. {' A0 y* U+ u# q6 H
2 原因分析
: D9 E! l" d7 l4 y) z造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:( ?' e; W& F# V, c+ |
(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热
9 i6 D6 @7 E/ E, p, [8 _4 w; E# \器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器( x( j1 s3 }6 U- K
增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根; q. d% a5 ^7 t. p9 z
据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带6 { `$ Y8 [1 M6 U
温度调节的主换热器。
: g2 b4 R& m, u1 R9 ?. I/ U1 e(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发
% G! q" w! K9 l, A1 E* g现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
2 z1 v/ l% S* Y, X- K/ W0 |换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了
# v0 M& [9 m5 h6 e f/ f# U+ P) k足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
) A8 H/ d+ f, A5 u1 q5 l. G+ a(3) 操作时工艺参数调节不当。
2 S `5 ]+ |7 }" P4 S0 t6 w! V i根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器& i( k+ _; `$ c: I+ g+ E
温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主
) w8 a; {; h/ B换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人
: Y3 |! K0 D: g) u. X员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就$ H6 E E. P! x
越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致8 _, Y8 d8 H0 f' y9 O0 f% w/ z
主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需6 L: {+ O+ V: N# y, g) ]& |
要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义
$ W0 _% E; t, k: [: T f# ?上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流2 U- C, h( D4 A% ^. F+ D' k- O
气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均
0 I" ^' i( y5 u& k温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃
# i# m7 k8 C M略小一些。0 ?7 ^/ r9 g. T# P6 v1 G% I. N
产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端# S- t D/ _! h* n! |% ?+ x
的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相
8 @: v; C7 r4 b- e" I等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加- u% G! ], E$ `" T2 T; }1 L
热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温1 n: _ ^! C: r! x: n) ~
度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度# s: q6 r4 A, ^6 x1 i( d& B
低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利2 W+ W2 t0 z! o0 T6 \# i
用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时- H) S5 d, @' L, l
增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差
( X6 X7 _$ @: n7 b6 O$ X越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。
+ C' F( K2 n" J5 C" w5 Y4 B3 解决方法及效果
# L0 {9 p' v) o9 }0 c: F& z对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节7 e' J0 a% [5 ~7 ^" N2 o/ \
阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增
3 C/ Q k" a7 U! q, T8 a压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻4 W* ? x, c* F2 G5 U6 b
水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水
! C3 ~( D5 e) R- G机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
# j: }6 D# d" G& F$ n0 w+ L器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
R5 ?4 }3 `6 o. ]& o( n趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热
( i2 {2 Y1 w1 R面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端' b5 W8 N; @' g
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于
; c; y7 k3 \$ b* A正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部6 a5 `8 z5 \5 m+ U* x; Q
分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温
) `% g5 g0 `- d; t: X4 J" m8 t: b差缩小至3 ℃以内。3 F* l/ o3 ^& o. _$ k& x8 @& }
4 结束语
% O' ?4 Q' K3 Y( |: d产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单," _- r* W* j8 G
然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。% u# N q! H6 h- a! i
大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,
3 y( G; i4 Y- e2 N/ @5 _5 ]最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬
: Z8 y9 N6 |, F: [0 T+ z·56 ·3 C/ h' z& w, ?4 a. o1 g& E5 a
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