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1 主换热器热端温差偏大现象8 W6 K( i5 _6 {# r4 o* ^
某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、
j$ g- i N3 m) M3 Q% V) X2 w增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
% W) D; p; J- H; p换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器
2 G! A% e9 Q, g0 a* o和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。) `4 p; q7 K1 p: {5 J3 x% i+ V
热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来
7 ~1 m0 V4 n4 i; j' V进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进
3 P" J' `; R/ t- W膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合
5 D6 R/ x9 M$ ^. o4 y. l温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。% F, y' R8 B( B* l
因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。, _8 i3 h; X4 I7 z) R% m# u; G
此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调
# l) d N* w8 @1 x5 K节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用5 Z0 [. Q. C! R5 |
较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增
O. p, s: O; M: H压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满# B% z2 p) D$ i- W! c$ M
足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适9 `4 B6 K$ P5 S- ]6 o2 Y! ^
当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这
( L& K1 \, e, H! A" `' P种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求
/ r# m( D0 y& Z6 u变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增
" h/ _0 K" z) j* a- q3 _$ B压空气还是采取两抽口为宜。6 R$ F! x6 F. j
笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热
) \* C' q2 j8 } I M$ _( i器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一+ {- _8 J B3 W7 r
种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦
' p, u$ n" d6 j1 D: B7 t都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设 R6 V! A: W; _. I' b
备都采用了增压空气两抽口设计。, o6 W2 t! O) P M* H3 y( ?
6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热
' l7 H2 Q9 o# s4 E* m, k2 x& C端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃; N9 U# j/ W5 e+ I" `; J
～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。6 j! ^. L. p D+ n
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© 1994-2007 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. http://www.cnki.net) [9 T) V$ g* K/ l" B* u+ s! T
图1 6500m3 / h 空分设备流程简图& y' f9 ~* a# B* ?
2 原因分析2 W8 P$ Q0 z5 H' n( h4 \7 K
造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:5 [" y: f2 g+ x6 X
(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热
l# |% D) B" H: G+ U* W器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器
9 e$ P0 L {) M! r4 m增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
6 v& L6 Z* V0 y5 n据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带; p" s% X4 J: y* h* _& u
温度调节的主换热器。
" Q& V! b4 I) K$ w' d" l(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发 w6 q* R+ E- W5 j M: Z5 J
现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主" F2 D: A) s# ^
换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了. h& L4 a Q3 c! A( g. O! D6 C
足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
4 T6 P Q- S- e! |3 o& d! Q(3) 操作时工艺参数调节不当。& I0 d; s1 |- u5 A! w4 |0 `& b" V
根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器* r7 e; M# ~4 D
温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主7 G" Q: s, R: o/ g: v. h
换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人/ G4 O9 [! b% N- q3 \2 E
员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就
7 j0 T$ s/ a ^. k/ ]+ Z) C越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致2 J2 M; S& H2 b& \- y8 [
主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需
5 |! L: o# r( Y6 D. C要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义5 B. h# C5 j( O8 M5 s0 Z( Y) ?* [
上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流$ A. n" Q( u9 @
气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均
0 s( R+ Z: X8 c5 b5 R温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃
, u) z) X: j0 f$ F! ^略小一些。6 M! Y/ q7 K% H$ _
产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端) K# {2 o( Y: h y* `$ F
的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相2 | R/ V1 M/ k; {
等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加% }$ A, ~- L! C& e) q% t+ L% R
热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温$ c( O+ u! q# `% p# i0 X9 n$ Z, h
度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度" F# s2 _. E( ]
低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利. n- a, w9 Z9 K* V) }* c
用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时- q4 n `% d, b" R! I
增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差. H/ X# b% H' W c7 `# y$ G
越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。! m6 K: W& A* ^ t2 e* m
3 解决方法及效果
~' C4 D; _4 g: L& d对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
" w% {" N' h& s( g3 x阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增. C0 f$ u. o N" c
压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻
# y: Y1 v z" [9 @5 Y* @水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水' N9 {2 u2 U, D0 L: ?
机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
' x; h# ~: d" S- R9 k M器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者3 y3 t/ T& x8 t- D; o+ Z- I) j+ ?
趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热
5 c/ F/ `' L3 d, W/ s面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端
* z0 h O: u! G0 G( Z: l* E温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于' K* G" v! y& U9 g
正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部* b1 f# W. L- ?: P9 D( u
分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温. _1 C A$ l) [* Y# g
差缩小至3 ℃以内。3 U0 u* E/ v/ `3 n* c! r2 A
4 结束语: x: q8 E( o' @; p
产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,6 V9 q r6 s* r5 v: w8 u
然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。- _7 _" K% N( l Y
大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,
$ o; }; i0 U5 d+ p* Y. y G最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬
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