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1 主换热器热端温差偏大现象
( }0 @$ t) b3 W) s6 G某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、
* b+ y8 z& ]5 u增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主$ P, I3 b8 _8 r' v: `
换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器
* G& N# K \" k. G: R% R和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。
( ~4 b9 T! M1 Z; z5 O热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来
* p5 o: P, @# c进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进, h. k* S# l( x$ k
膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合2 s# [; s* m5 V6 a. L: b Z( Z
温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。
' k, o$ b3 ^% }' S: F& ]' N% Z因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。
' D2 d1 k* \0 o此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调( {* C' a. n. b4 `2 s
节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用. J& Q" r6 J6 x6 T n, ]
较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增3 Y3 u6 X, u/ V k0 e: \% h
压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满' A! d. L" s: |4 t
足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适3 v7 A6 @% X) X# t; n; \
当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这7 Q0 |# @5 C* _" W4 N
种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求9 x9 |: \+ p$ D* _2 {/ }
变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增% e# N6 K' p/ |& x4 s7 }) V5 F
压空气还是采取两抽口为宜。4 b, ^( K# g7 c
笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热7 i- R# ^# k* z6 z% y7 [7 O) h/ j$ O
器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一
2 y* t0 j' c# m7 _4 Z$ L种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦
( S, m8 v; R! i7 @都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设' t3 R$ ~! G4 N% m
备都采用了增压空气两抽口设计。
2 O( m/ N0 G) h G; c5 }$ g+ ?6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热
$ ?# `2 r, X8 K+ S端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃; c, f6 z& U3 x3 I( d1 n) V* ~
～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。9 I) o; \! R a* X/ M+ O& u
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© 1994-2007 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. http://www.cnki.net
' K( ^" n+ m5 s' _. ^$ `* W3 Y6 |/ `图1 6500m3 / h 空分设备流程简图* Q: f5 I& @0 z: ]5 f5 T
2 原因分析) ^/ y- s& d4 `/ K; |* L% ~
造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:9 X' T5 S2 P X
(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热
7 u- ?/ }% ]; C( y R2 Y: a- s器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器* w2 D! H, @. P, z; o, x y6 W
增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根3 l) I) \% c+ F# z
据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带$ C* x* A( W+ }6 Q+ {
温度调节的主换热器。8 w3 d/ y2 O( Y, p& I* C) E
(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发% L$ F. Q+ _1 |. s9 K* ]9 t! L
现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
( }- l, ~1 n+ o( y- i2 M换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了; V( r" b$ e- S! v9 ^% l x& e4 X
足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。7 z* h" s# z# I
(3) 操作时工艺参数调节不当。' x' K8 E2 i1 q8 J' X
根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器
r L. m( W3 ?; h0 v& a0 o温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主7 b S# j: A$ g! R
换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人5 M+ y8 l; x) }0 o# F1 P X8 G3 W
员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就
. k8 L( M: W: A; e, A' V" `9 w越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致9 x5 d& R1 D$ h4 g* v R2 z6 o
主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需
" Z$ n" ?' b/ N要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义3 E4 w, ]' i7 g/ u0 P$ m( x' [
上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流 m1 K: W+ a% Q/ ]
气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均
1 a( Q6 C. |9 `$ U温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃/ |) s2 k. Q$ Q9 o2 w
略小一些。
9 f9 a. g% L2 {9 B; k" k产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端% D3 }1 t8 \ w B2 o4 `$ ~
的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相
. d$ d; H9 @7 F( ?等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加; u! P8 k% V6 |" }! q: s0 d. u
热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温+ Q" U- z; n/ Q6 V, y
度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度
, v5 j6 S3 Y: k+ F低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利* Y- }4 g! ^7 ]
用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时4 U! e* ]6 H, `3 m$ L) |8 G0 c$ x
增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差
+ s2 {5 p( `! x, G+ d9 T越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。
t% d6 M z3 A/ D# I3 解决方法及效果
9 z P& K& c8 f- D2 o& @* s0 y7 N对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
( J( V- O. E) F: `! q/ M2 u5 f阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增
8 Z/ U5 G8 ^# ~ h3 u% S压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻
* D7 ~$ s) [. e# b水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水
* t/ `- {$ J2 p9 x机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
7 C2 L9 u. @' C, F* X( V' X器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
/ u2 E. e: y% ?3 a: x& `1 w+ B8 M趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热
" B3 H. [+ ]$ Q+ X面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端
- j9 O7 I7 b0 D( T' u1 I" Y温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于
. x, g. P0 R* Y# W2 e8 t3 T正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部
4 N$ b' X& M; }# \; z分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温, |' ? g- L3 Q; ~8 |* V' J
差缩小至3 ℃以内。
! v* A, I, o3 z" \8 Y4 L4 结束语# p8 c2 o1 i: Z5 t1 D* U
产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,
1 z2 o6 {4 a) U1 ]% x/ |( Q* {然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。
& P0 v: F/ h$ n* `: M大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,: m4 h& k' n9 o5 W" |, `
最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬
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