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本帖最后由 李杰春 于 2013-7-16 22:30 编辑
* I. I' y9 U4 X) ^6 D6 v" f ^ J
1 主换热器热端温差偏大现象7 V- [5 }2 t: k* @
某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、
' S2 Q, N, C) ]- ?7 u增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
. {" C4 X" G' d换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器! G! d: S8 ~' Y' L' O9 P# k
和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。
9 I9 ?8 z# f* O4 Q; ^7 V$ O热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来
% C' o! u3 U6 v. T5 y; W4 M进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进: J7 R) D/ Q! j* v P# a. J
膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合# T7 x- n. V6 @2 A
温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。4 A9 e8 p0 Y y1 x
因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。* U3 B, |6 i: k4 v7 V! _. Y
此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调
2 z; @( i. `' T: I9 w节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用
! m( l( j4 e% K较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增) V( b8 {3 ]6 p4 ` K9 F& X$ n
压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满% U: K" |4 C g% B2 ~7 \$ Y/ V
足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适
( }: b' C$ H N当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这
$ x- n( b, U7 y, d种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求, ]8 W( U2 }# R3 Q. o* ?& H
变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增3 J: P0 c, f9 }5 o& L- w
压空气还是采取两抽口为宜。
$ ^$ P* Q! E7 ]5 a8 W- O# Z" L笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热$ Y6 ]+ e2 F/ V$ w" ]; k; t( i
器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一
9 e- ]+ ]! h' S3 a+ G种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦
! g" _9 n) X6 c都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设
- G# O# r* Q1 x备都采用了增压空气两抽口设计。
) E: A3 T$ r- Y1 R! C3 E6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热
1 U2 k0 w" [9 k1 @# C, [端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃
; t6 b4 [! C9 K6 M/ M9 b3 _! t～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。( i, B- L5 Y Y/ X* S; m
·55 ·
$ h% j8 w" e: ]9 ^- H图1 6500m3 / h 空分设备流程简图
6 W/ u* R# n+ o+ j2 原因分析
. G& V+ Q% ?- K/ @造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:4 f( _) s: i" l F3 t
(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热, p. |% u( F) W0 A7 R
器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器
& [; c' V4 y9 [5 B1 ], F增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
3 A! X, U8 F" S/ \; S据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带* e7 f1 L+ i. i V) W, C
温度调节的主换热器。
9 H) E$ D+ G4 ?(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发" v7 q/ [. y- y* I# u! ~
现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
+ Y: u4 K; f9 g# }3 k6 B7 v& F- F1 S换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了
" K' m e$ V( r. k4 f6 D. z5 z5 f$ r足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。. t5 u* B. F0 k% f, w& |! |
(3) 操作时工艺参数调节不当。/ O0 g: E6 [' E" D( a
根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器
3 z) h! g4 |# Q4 M温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主
7 Z8 e1 p) d9 C换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人
! J7 N8 U& d6 T* b+ B/ R5 O: x! h员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就8 m' U" y3 t: r0 M9 w
越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致- ?) O% l! d6 R
主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需
& ^$ [" Q! l, h1 M {# k9 W要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义' O- x% [4 L; j ~
上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流
; D/ o, i3 P: }1 m0 l气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均4 p. M3 m8 G3 | ]- d6 \
温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃3 R8 K3 E0 W/ J& W
略小一些。
6 U) Q5 _$ x7 D产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端5 n* F" W* I+ V: ]# \
的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相- y+ ^% V, D# ~7 t
等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加
' r9 }0 H& Z9 J. V' N5 w/ D热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温3 U7 E4 Z9 w8 n: Y: B. e% X
度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度
2 }7 f3 \4 r: \% Q; r. P0 {低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利
- _- P$ e# e3 A用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时- S+ D. {$ m' M# P
增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差8 [# W1 ^' e1 q% ^0 f$ B# Z: _) O& ?
越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。9 i6 k9 O9 q% j
3 解决方法及效果" p) X6 Y3 K9 i0 {6 V* J _
对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
) u' g5 t9 H; m+ k8 ~阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增
" `* a8 q( _, S压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻
3 \* A# Q- X+ y; e* D; c# D水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水' R @) ~; t! P5 {! ]
机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热: `. ~; @% k& N) l% w( u
器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
2 E$ N/ A$ B* A4 _. \趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热6 r* M1 A0 p. t4 D& e6 `0 Z
面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端$ G0 A! {" l# V9 n! K+ n- ~
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于. x# E# ] U1 y2 g$ J
正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部1 Y0 N( l4 |+ x' @2 M, V
分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温! \" S+ s4 b1 p9 M/ [
差缩小至3 ℃以内。% }- a5 v: k3 Z) T" R' L2 H
4 结束语. m1 d3 e' }9 c9 h. ~' Q
产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单," `, f/ i6 F4 E) @" {/ I
然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。
" A0 U, C9 |! l; l大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,: Z2 D2 Z; w5 B* G) R8 C/ y
最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬/ e* W8 \' m( |9 l! L
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