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1 主换热器热端温差偏大现象
3 K+ n( ~1 g$ r! s2 H; E某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、
3 ]7 o" {1 n" _增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
' f' s: X( ^& \换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器
/ T: Z8 B6 Z8 n4 a& e和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。
2 ~6 D* i! I" [$ J# Z热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来
7 B: e6 s4 ` O9 X1 x进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进* O6 x& r+ k/ z
膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合2 d0 U% @; t+ Y
温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。
+ v0 |6 p" r# V. z因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。 I( W& g, ]# ?9 K- P. B1 w( _1 l
此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调) q8 w0 k' o4 Z
节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用
2 U/ S; a$ n2 r较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增# }2 o7 s t1 X" ]4 J
压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满- C2 ?+ C" a8 }* V7 f/ H2 m
足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适& Y3 F6 R0 p1 h! m
当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这
8 f0 R; |% C: i7 M7 @种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求( M& ^$ k8 P4 h- L) H
变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增; y9 P. ~8 I2 K' e
压空气还是采取两抽口为宜。
0 ?4 o3 @; Z- r笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热
* g: v/ P- ` D- F器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一3 f K# ]. o; } u
种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦4 \0 X3 m/ u' {! _1 n' ^% Y
都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设
# C( {- x$ ^" \, q) M8 }备都采用了增压空气两抽口设计。1 J5 x% B; ^& i) l6 ?
6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热
. Y9 _9 _4 c% `7 D端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃
% g, d- t0 w* O3 J7 f～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。' z4 ~4 V0 q4 i. f* r
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" u. }+ N* j. x4 E© 1994-2007 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. http://www.cnki.net
# U% f; t; }9 m. W4 V8 A图1 6500m3 / h 空分设备流程简图
$ }* x8 f+ W. |2 原因分析8 z4 o" q# y4 a7 P7 Y5 `% k
造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:+ O! x" R7 P3 z$ L: S$ A
(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热2 q: C" p+ k0 @ J9 ?5 n7 V( z
器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器
& y' M5 O! u) o7 K$ N增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
5 J3 B5 \- G: ?3 x& f9 F% Y! U! S据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带" u4 N1 z" S, Y' z& ~
温度调节的主换热器。1 }8 _ s F% z; l9 E2 w$ w
(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发
4 N, X5 h3 o7 c% ]- F3 w现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主" I5 L4 M& d/ L# i5 I
换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了/ i4 ~. y3 w5 O: T' |5 ?0 R# m
足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
& G1 U5 ^6 m# Z' u, ^8 N8 K: m(3) 操作时工艺参数调节不当。% x" c. U/ A/ c* K- h" g- s& T0 w
根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器4 D0 F8 f; S4 K7 f$ X' `' b
温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主
" W ?& d, I# r; T# q换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人
5 r7 S, g0 j5 ]0 V6 ?员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就
V6 @. z: p+ ^. }2 W! ]. ~越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致/ F3 [2 Z$ f( t' s2 x0 M( V9 {
主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需( `8 Z2 G, Z5 W# b6 r! p
要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义
, q% _2 V _% s" n+ P. b$ j7 Q上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流
, r* \1 J7 e, ^% { n, w/ c1 X9 w" n气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均$ O+ \0 }, \2 E& R; Y
温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃8 J, `$ I! A3 v+ Q
略小一些。
0 k+ S3 V. P7 N0 y3 r产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端
H+ _$ u3 M7 H2 g的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相; }$ z" V5 z4 S
等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加
; T# D! i1 L% w$ C热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温/ [( L O! u3 k7 f: t9 m% t" E
度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度, x5 I) N. l% `$ H$ ^& g' P
低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利
) c# D) u+ o, e# v/ w, g用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时7 i, C( ]# n$ M2 E' t
增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差, ]" j1 l9 g r
越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。) }. |. d0 h$ ^2 V. h
3 解决方法及效果- L, G. P f1 a2 i3 i
对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节' h/ H4 k! y! t& x% X3 J
阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增
& [$ W9 G: s# r* c压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻7 [' Y& a* z+ a f Z
水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水
, G; ]1 o* d7 k机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热! B* Z" ~1 P3 c- a1 c7 _9 }# s L8 k6 K
器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
# r. i% w+ L9 q! R- _趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热. ?/ S/ j$ V& t$ n' c5 S
面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端9 N7 u# h4 x& h. E* e" P3 U
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于
$ B1 D) D9 E4 p( J正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部
2 m5 }- M9 {! A8 ]' Q6 ^7 ~5 | q分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温3 w- p9 z/ p! I. c* }
差缩小至3 ℃以内。
( \" f+ @8 z& z( d4 结束语
" Y- x- z6 w' d+ H产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,
- a3 ~2 G& U% o% G0 a然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。; h2 x5 `% Y3 w
大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,
/ M6 r# I" w7 W1 f2 J$ y; H最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬
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发表于 2013-7-13 19:45:40
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