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1 主换热器热端温差偏大现象+ e. K( P+ m. ~$ B- k
某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、
d2 i! J% g: d6 l" A8 h3 F) j增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主* Q1 b- ]9 B* F; J9 [8 y0 h& n
换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器2 n. O" c3 \ S* S: z- \# ]4 H$ [
和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。
! c! D! R9 J- U7 X热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来! t" ~+ x- B9 V* c2 t- F
进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进
2 |4 p7 I: O# M' ]! H% w! m7 [膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合; _+ O0 p! d- ?1 K# R4 _; h- f
温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。) P, {1 S, P% ~
因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。$ ? R0 c! I2 [& I' h- [, z
此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调
$ P7 [" [6 m/ t( d节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用
9 Q% h& M7 H& h* `较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增) W/ a1 a) V$ B+ }5 x4 g* I
压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满
- L% _% `" _1 `$ B/ x+ V, w足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适7 d6 k3 G3 E& u1 R' n ^# W
当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这
) S* J" i& ]6 G) B! X! o$ y) e% P: X种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求
5 V8 J: c. P" ?2 @变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增
0 j0 l9 S- ^$ c; {7 y+ _( ^* s6 \( g/ J压空气还是采取两抽口为宜。
9 n% W, V) f6 F- i笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热3 h- o& x' F# u
器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一
( L. n0 a$ a1 U" L4 n+ m) L2 z种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦" q( o8 u/ \3 C' M8 U
都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设
" z q. `0 x# K* l6 n3 m, R1 D& Q备都采用了增压空气两抽口设计。
! W8 H0 j2 H2 `8 `2 a" z% g; T/ N6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热( i+ d2 Y+ h) ^3 D( d
端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃
) z; w2 T8 H+ f～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。+ ^7 ^3 U0 I% E) a+ h" ^6 A5 s
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" o: V6 r1 t* Z$ ]5 i* A. L© 1994-2007 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. http://www.cnki.net4 `# {- ?$ i' u! l! f! o, G
图1 6500m3 / h 空分设备流程简图2 S: |3 u) s: m' }& R
2 原因分析4 x* l( O" W+ z! y1 L, e- ^* C; P
造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:5 K- P _, c* x; N, F* Q& s
(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热$ t/ k9 P, B0 C1 P
器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器+ ^% f; Q- ~, B
增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根0 X# r6 o. i( V4 K7 Q0 b
据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带
- v W# g* E7 I9 _9 z8 N温度调节的主换热器。$ e2 S" Z Y) `0 [( L. i
(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发1 t6 Z0 X% \3 M9 q8 R& ]4 K
现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主! c! X2 U- C) b
换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了; X2 j$ q% G; M1 w s& C5 c
足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
9 Q3 H( b- _. l, C! g8 ?5 }( Z: E& ](3) 操作时工艺参数调节不当。
8 V" T$ B0 g `; J) L根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器# @% s/ P6 q4 c0 X% q( K+ J
温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主9 _$ f) R# P$ p n
换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人
8 F7 B U0 R7 k6 Y, @; N# Z员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就
4 ?% q6 `' j% N' Q( G1 c( {越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致( p7 v( O. p: J4 ] p
主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需
7 A# M( N; t4 A要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义
& L) r% E. E; g1 H$ m* H. b上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流
+ I$ i/ O! k/ \, W9 [气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均: Y, X% `! [3 @5 p5 H8 N3 Y8 @
温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃/ `! \* E* F2 F1 P3 N$ p4 q
略小一些。
- Y& x1 f9 Z- f- a" O产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端( Z; N% T8 e: V/ V. x; L
的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相8 ]9 A- o; [( x( I0 q- w
等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加
. f! ~9 @2 e5 F5 ]3 k7 Q+ N4 G热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温* g B8 j/ ]1 r7 T
度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度
) ` w# i r3 j0 `/ K低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利* ^. g4 r" k$ a- |6 f
用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时# u9 Q* _3 S: q, N
增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差
# a R* j4 n8 W越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。: q2 _+ M9 Q! _; G3 ~
3 解决方法及效果
% b8 u2 b' |! \2 r6 `5 t对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节. |8 T7 j% U I" ]$ p+ |$ i
阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增
! _7 j3 O/ k- u& C- _, W( g压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻- k- ^; b C H; K
水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水
5 Q, k d! |6 r' w! ^( l1 h" m% ?) J机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热, P" ?, t! O% s
器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者$ j1 e. M: [$ s' Q/ K( r* M
趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热
% U& M: i6 b" E# U& C1 v4 b1 g面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端, @ _! e( d6 [) O* Y& K8 g* a) D
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于. t( |& Z7 I6 y, k+ ~, N. Q. J' T
正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部
! i/ H5 Z; J0 m分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温
0 P+ e6 m/ E3 {0 y0 E差缩小至3 ℃以内。* |; u& y/ E8 _; F# o3 o$ q4 d% `
4 结束语
/ j* J* r0 R* c产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,
& U6 d3 }5 Z2 T. {然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。3 b3 X5 c& F: `1 d, a# f+ h- S
大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况, P& s- g6 a! E1 F
最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬
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