主换热器热端温差过大的原因和处理

1 　主换热器热端温差偏大现象
3 ^5 X  ^4 X# [3 C$ v2 `& R. a某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、
增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器
和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。
' w! u/ F# F& c, X4 J! q热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来
% u! ?6 Q7 b! [进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进
膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合
  z+ L+ y& c# o4 f  D& H) k温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。
因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。
/ A6 ?: N' O3 J- r2 S; Q7 J此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调
节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用
) K) q6 N! D+ }较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增
压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满
8 R' }7 `) I( ?# s4 k' x足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适
/ }- O: Z6 A$ A( U2 r" C- R当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这
5 J* c# f& X& w  w5 G种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求
& h! Z# {( e- `9 `变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增
: R7 c3 |  f) i% ?7 B( l+ M压空气还是采取两抽口为宜。
笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热
器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一
7 u; m7 L; q  s种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦
5 p% m) [% L) H2 E* q: f都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设
) y( T' w' ^4 H! c* Z备都采用了增压空气两抽口设计。
& _$ q8 ^. P1 J) h; n6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热
/ {- b" u0 y0 q6 Y* F端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃
～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。
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图1 　6500m3 / h 空分设备流程简图
" h+ B1 k' F. ^0 ^# W2 　原因分析
5 S  @6 W& c/ P/ o: i; Z) h& e造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:
(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热
) Q& H0 h) A- D; E器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器
, u3 g2 B9 W9 z9 H增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
' Y6 c% M0 e2 T9 _据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带
温度调节的主换热器。
(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发
( {: ~- q' D+ S. e) x" V# _现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
4 [8 M  q0 f, G6 ^" n" \换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了
( q, d. ]) W7 t4 y足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
(3) 操作时工艺参数调节不当。
; L( O, K  e0 B' G1 k, d根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器
温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主
1 Q0 j$ {. E. B) V$ R3 y! J换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人
- H) R+ z$ h  W0 ?/ _+ o2 d员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就
越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致
主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需
- h: T1 w  ?" l$ s: t( |! j要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义
2 g. E* T- z4 R2 S0 {9 m上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流
气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均
' [& H# ]: P1 b& M温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃
5 _9 \& M, v4 P" z+ U略小一些。
产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端
的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相
等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加
热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温
4 Y6 ~/ M2 f1 R7 s) k5 h/ P度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度
低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利
9 K" n5 U! w4 V9 X用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时
增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差
) ?) g+ O) p2 }  R( {越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。
3 　解决方法及效果
! A1 d. Q5 ]3 r/ F( O2 C对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
7 ]* J1 {) i4 \  Z$ o% a. v, J阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增
压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻
水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水
% |" U& u. `7 w$ `8 q4 E机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热
面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端
3 S+ M3 P" @5 O" g温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于
/ R, Y9 v* m8 D* z' P! `4 E6 f4 O  R正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部
分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温
& b: {- [. r% S7 E- U- L差缩小至3 ℃以内。
6 j  n5 Y& W3 z4 　结束语
产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,
/ I( g- m7 ^6 z然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。
/ H1 @( C1 q, U! v  g4 Y大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,
& I2 n4 Q- k: F) Q最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬
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