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本帖最后由 李杰春 于 2013-7-16 22:30 编辑 ' e- P5 ^- N0 F$ r4 H- x
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1 主换热器热端温差偏大现象
. N' {- q4 \. G某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、
4 Y/ ^" n3 ^4 D: l0 A增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
6 ]0 F& H1 d/ g/ M4 K0 M1 r换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器9 [; V: S5 {9 ]" `- N' W
和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。+ t0 c: e) O O8 k) t
热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来+ Z- N- \3 j, A
进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进" v' h4 f8 w" Y4 e! J
膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合4 y# e# h* K, B4 F
温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。
6 G9 L t2 p8 U. ^4 h$ G* ?- f5 R( [; B因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。
, o8 H" Z+ M7 _, d0 S2 a此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调5 d3 z8 m( ]0 I0 |
节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用+ Y) `8 ~: ~1 ?" V
较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增+ Y. p9 O# _6 r3 N k
压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满
8 J( C$ p4 w" q l" z# D N足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适* x( p' h# Z. Y/ y- o( ~* I$ I
当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这5 r+ s: I/ e+ w4 C; s
种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求8 Q5 v3 B D8 n3 _) ]8 a
变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增& s6 Y8 \8 |& v8 z
压空气还是采取两抽口为宜。! v4 R# `; B$ O& S: }7 K3 m+ P0 N
笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热
1 q2 J9 e. Z! o- {器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一
7 C; [9 S2 N* F* I, p8 i( j种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦
; |+ Q0 s( J: M, K8 _' c都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设' T4 w. W f6 M2 ?6 j
备都采用了增压空气两抽口设计。
+ b' c$ \# r4 B& g( l. d" J+ `6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热, a3 h' D2 }0 |# f, i# B# A# |
端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃
, G) X% Y R1 P4 U, V% k/ Q! D~5 ℃, 而其设计值为3 ℃。' X! [. n; L" k+ }' U
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图1 6500m3 / h 空分设备流程简图4 [. L7 O- N9 l6 x& s* ^
2 原因分析
5 s- `4 c* M' U+ S造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:& [! I! C- v; b- w7 g- ^* u) k& F
(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热! [$ G# V! n% W* |+ P& D
器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器
) V, c& W8 I- \% \增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
/ N9 P( P# r5 @7 f据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带
6 @; y7 a" B# o, s( J* g温度调节的主换热器。
; y6 z# R2 U0 M) k- e(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发
) d% [/ X/ v& Q# y( V现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
# {: |9 T: h! A& H7 y% u换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了! W9 [) L6 q4 ~1 M; P
足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。1 C3 k7 e/ X( P7 T6 q
(3) 操作时工艺参数调节不当。
3 i3 D. I5 \5 P, G4 \根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器
3 [, p+ I+ U" M% C7 h% [温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主; I' E9 m1 o4 @
换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人8 \: j( j' Z. j" `0 V
员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就
4 l _# m; {$ \( C1 x% T$ X) j" `$ y越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致
6 h3 P" s4 d. H" D7 U# F! H1 u0 \0 \主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需" w2 \3 v: f1 I4 z5 H6 Z, z
要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义
/ K Y. g1 Z( h7 z q2 w上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流1 S& V+ O4 l% y5 j: |
气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均6 O! x M$ J1 o. j- u$ S5 s+ a
温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃~5 ℃7 j# R/ i4 [5 j2 p5 q0 T
略小一些。
6 u; L; w. A1 R& l, t/ ^7 O5 n产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端
p: H! x; U+ f/ E的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相& K, J% x/ s: X
等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加
- K- H3 l7 U9 k5 o+ B0 m热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温
; W+ l7 X K+ Q8 h度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度* S# ?6 H2 S% l) E5 x! O/ n
低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利- V, A3 G( T2 ~: |
用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时 }* A) C7 l) V
增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差3 q# b2 B- c0 g) b' t3 G
越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。
$ S% W$ ?- ~% n. J" w6 x9 E3 解决方法及效果! p9 }) o* ?) [9 d. L# w6 f
对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
: q5 j% R/ Z1 H阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增( F0 f1 r$ j9 _ i
压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻) c; Q7 e4 S: ?8 D: S
水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水# P: f9 w' o9 t: l3 v3 [
机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
7 x7 K& {) W2 t/ K器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
9 |- [, Z/ z) F: `趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热
4 \2 ]: t* G9 s面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端0 l. l/ L1 P8 M
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于
# T, r$ u3 \+ C$ B正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部% s0 L. Y& u" F1 P6 L* j) C1 G
分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温7 T' I$ h: g" u
差缩小至3 ℃以内。; y' @7 o9 @+ V6 C3 i4 ]+ P3 J
4 结束语
3 f1 M3 B4 }* k7 z产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,* a# b9 @ w+ j9 _+ R
然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。7 w# P2 M) @# }6 x5 f
大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,
% u) S9 ]9 h% E I- v6 t0 q最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬/ A Q$ h/ U1 G9 g e/ F) |
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