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1 主换热器热端温差偏大现象
7 n" H% R% e. m, P某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、
' T- G- T4 b% C7 j% L, d增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主8 g4 d5 a7 D5 ?3 z" O+ a) u
换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器
k1 O0 c; c& v和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。" ]8 `* d5 P- `
热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来+ d6 y7 \" p8 D. R( M( c
进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进+ @$ {% W! O4 o8 x/ Q
膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合
& e1 o7 O9 @, T8 }温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。
7 l1 b6 p" J; N5 y2 O7 r因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。
3 A6 o3 e( J& ~8 W. z) H9 w此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调# u) S. X& {( L) ^
节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用) x' D4 v, W! j8 x% Z' @
较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增
\% a ?: V% Z( E8 {压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满8 I8 @. ^0 s. c! G* D ^
足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适) }9 b( ?! G4 k: B
当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这
* i/ m. F' d. h3 k# h& b种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求
+ e" R f3 y+ T2 F- @- ]6 E变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增+ ?' r6 \0 ]1 b) B1 j. Z! P$ {4 @
压空气还是采取两抽口为宜。- b$ |( P8 N1 ~ u2 q$ M% ?
笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热
3 D1 Q! n4 {3 ~器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一0 o! X _4 Y5 m$ D
种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦/ u4 `' Q+ V/ @. G0 }4 R. @. o2 m
都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设
$ I& q& O, x3 k备都采用了增压空气两抽口设计。$ }: w7 _; Z4 u% j, A4 q' Q) h
6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热
2 L6 G9 G' Y1 L$ {端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃
" F4 H; x4 f+ C3 z, i5 x' B4 Y( T～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。
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- r# m3 C2 e: F$ ^+ b' S/ e© 1994-2007 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. http://www.cnki.net( W. [) o2 h [2 H. O
图1 6500m3 / h 空分设备流程简图8 j5 X3 ]3 P# \5 M+ x' v
2 原因分析% ^& S* `) a" s }# Y
造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:0 m" p" z% i! e2 n! G4 x
(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热
( q3 I) Z3 z, q: K/ {+ D3 V器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器, C, G- [% |* ^' [. E- G# E, G
增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
7 m8 S) u$ d& B, U1 f- E据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带5 x9 \ K& |4 h2 y5 ]7 F
温度调节的主换热器。 K j& R6 T# O- X- W
(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发
+ R- H( N5 R8 I) }6 e# g* O |现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
0 w) g7 ]8 n i( Q换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了
+ w( v% \5 S& }# D' a/ c: N足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
! o6 a- O4 m/ d* Y2 m% m(3) 操作时工艺参数调节不当。
0 x- q' y+ _7 L7 y" T) p根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器2 H! ~* M* L0 q1 t f0 Q, Y
温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主
) ~' l; G7 Z. \( G3 C ?; l换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人
1 {. `$ I- |# T8 |- W5 B员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就
( w/ \+ x" r! p3 u% X( }越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致9 z5 h; H6 U$ v1 d
主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需: g% ]; ]6 Q$ k4 s8 G! U
要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义
+ f2 L, D" {6 K上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流0 C# N. B$ ?$ u6 D/ j+ O
气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均
+ U) m* _$ d6 T1 x6 o6 _* J温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃
( ~6 x/ H; x5 O" D: C& v5 v4 C略小一些。
. Z1 c: R4 d! ~9 J产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端
% ?7 y& u4 P& \- G0 i0 m7 c的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相
+ \( q4 a! f2 y+ V' O等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加5 S3 v+ ~0 S1 V2 l( V* Z
热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温
: C, y# g d2 L Y7 d7 B度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度; G% ?) T) m3 V+ @4 x O
低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利
! E& D, F6 g! P7 N: Q* t用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时
7 G) A$ ~* Y+ u" B, x增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差9 G- f, j% q5 g, B3 ?2 g* _
越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。
4 q0 r& g( ?) n; I' j6 F x3 解决方法及效果
: D* N! E& U) ^7 Z# H对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
0 }! l* u+ p$ R' b5 B阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增. X# `4 d2 E% e! ]2 R
压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻
$ C; Z" b9 u& g9 {& M水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水; u/ W& l2 S( U
机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
/ y. U3 D" y9 S3 D+ q( k2 _6 z! f/ s器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
. u# \& Z% l5 ]! L+ @3 ?8 f趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热% e8 w7 @4 [% w
面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端' ~) s/ T* j& }+ }% f
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于
6 @1 [% Z- {- F3 g正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部' [( e! }; a. w& y- x2 |; l- z
分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温
/ S) c$ B9 W/ q) e5 }差缩小至3 ℃以内。
# e. ^9 m% r d" q( r* D4 结束语. F* k) R( V3 c& q$ y0 A) A5 F
产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,* i# K `1 q+ A! P, W
然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。
+ f+ W- @ J/ i5 W6 |$ V大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,% n4 g4 v7 e4 y) v6 q6 ^8 e' `
最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬
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