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本帖最后由 李杰春 于 2013-7-16 22:30 编辑 " o- {8 `% }3 L# c+ H# L0 H3 \
' }) t4 J* ]6 ~- l1 主换热器热端温差偏大现象
2 ^3 }; W1 t( U2 G某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、% q0 c+ d4 a2 ?3 }
增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
/ Y- E; @6 d' g: x& }换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器
2 I3 p) `/ S) r, S; x- Z" A- L0 ?和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。9 O- b w4 x7 W2 f! k- N+ B
热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来
( {1 O. w" K6 w: A( ^; P$ Z进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进9 g |$ Z8 Z+ X7 C& W( O
膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合
- d0 ^, U) l9 s8 o温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。
# D% B4 V7 C- \, V因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。. g, f) u( u0 l; C
此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调
$ b+ u: @* l( U3 B9 _9 k& }节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用
4 L1 C1 c9 _& z5 T5 L. J! g较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增
; p, n6 G* M" e2 o压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满5 M' b4 _0 o( Z% t2 e" K: b3 x' `
足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适
# ]. E: ^, C" q; s* y4 i2 [% ^当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这
3 R! Y$ ?/ I% r7 }4 m' f& A# Z种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求1 x2 e: K$ i8 W
变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增
1 L& p3 q2 g/ M; u; u3 f压空气还是采取两抽口为宜。
: _4 s5 c, ?. I) _1 u笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热2 `" @9 H+ S$ g( C
器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一/ x8 u8 A2 w% k- `
种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦
0 { ]& t9 B: I! Z7 z都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设) }+ Q$ Q, k9 ~( z
备都采用了增压空气两抽口设计。
6 w* h; q& r: i! @* Z% Q( ?; B6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热
1 g1 N; I" e2 \' X& y6 Y( o端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃/ u- H4 H# ]2 |, R
～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。
/ y% [( X, l2 b8 m% h' U1 ]·55 ·5 ?3 K' u: I4 [2 H% S
图1 6500m3 / h 空分设备流程简图
3 m1 p$ ]+ m0 A/ k. t o- B4 ]2 F( ]2 原因分析
, R! B, g5 z) p) n& j: a. ?造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:
9 a0 Q' e) a% |$ {2 O+ h4 a) m(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热
8 B6 ?3 O# X+ {- p器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器
' g' ?9 F; X+ c. Q( @增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
7 E& D1 f3 k; i据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带+ ~2 [4 B9 S0 r9 O! G( b# }* N& H8 i
温度调节的主换热器。
% x( h, x5 F4 e: a6 }(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发$ d: |; M3 J7 C8 M% K
现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
/ ?+ A( R# W$ a9 [换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了
0 d1 p3 t; c) `8 I) }足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
7 Z# H ~; l; @5 W( _* X" S3 ](3) 操作时工艺参数调节不当。( }3 k5 \9 v; s( p# A! e* k6 ~8 c
根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器! z- A5 H+ B6 K3 y) }* P5 r
温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主
2 D4 H; u- A( {$ A6 |: E8 h. i换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人! W J6 }0 k9 Z7 ], p; ^7 G$ k
员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就8 ]' S' z' |) _6 a5 |2 @* c1 g
越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致
1 h7 R2 t, C, H. e0 }% T8 a1 N主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需
' |# {+ R5 h2 f4 l5 T# h. f3 b1 J( _要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义
. q+ S( q3 k& l上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流. t; J: {* e6 ]1 d' Z. T, O6 i
气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均
$ w1 o& _1 K$ I2 a8 ?" C& o/ J温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃. Z, g* p2 m; I+ m; d
略小一些。
/ e# b7 A4 E! W T5 S产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端. Y/ s8 q4 U O. l5 f4 _% M0 [
的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相
0 v9 {4 u5 n6 q" q/ H, m/ Q等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加
. o* k9 U) K5 P- h9 z热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温
2 D; @" {; X, J. W: e" w度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度
9 P$ m4 j r2 p4 D' ^+ v# G! M低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利
' p% R4 m4 e: r* ?8 p用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时1 K# W0 m+ ]* [
增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差
+ X4 q% ~* z2 v" i+ B9 w. G越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。
. m4 [$ h* q5 k# V% d+ h3 解决方法及效果" w o1 R$ E& N9 b
对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
9 O. W/ r5 S5 n阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增
( m9 r( w7 D' Z5 D压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻
0 i8 P! T" P. Q) }水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水
@$ v9 r* s O/ s& `1 M机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
0 t# Y2 k5 G2 m7 M* Y: u) b$ X( r, |器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
" O; C( O( I% H* e趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热
' { v* \( p# Z1 I Q7 P: q" D$ s8 d面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端$ O" [: L5 S5 F) R/ u; P) Q
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于
M O8 u& @2 P' x4 M! i正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部
" u3 ?9 h1 \$ S7 {% w分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温
5 A# X6 `3 ]* v$ q; f差缩小至3 ℃以内。
0 C% C$ T9 m; a2 H" v( k% K4 结束语
0 O' {0 w% k6 d6 C产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,6 R. X: E5 z+ }: s* M3 \
然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。
# J/ V" W3 j- I大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,9 s6 C+ P) @" H) u
最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬! c# b. y% v6 b K
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发表于 2013-7-13 19:42:03
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发表于 2013-8-9 21:02:01
