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1 主换热器热端温差偏大现象0 z3 S! \' Z7 u( i
某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、
0 D1 w/ [. D; h* x f8 B2 t h$ T增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主7 X5 X; Q0 R; R$ P" N7 O, }. \
换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器5 B7 `2 I& e$ D$ o4 @6 g
和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。
9 P2 n9 ^' k& |5 y5 W热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来( ?) G7 s4 `5 {7 Y7 F
进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进
! i: }( H" t2 ~+ s3 H膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合/ v4 {7 i: D, ?: }
温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。
1 {$ p, c3 Q7 c* M因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。5 D; b4 V2 u8 }* C
此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调* G, W0 ~2 L5 W' M* `, W7 a
节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用8 W1 x$ b: U5 Q; P/ Z
较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增, c: d! k( V- m/ r
压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满0 p O8 Q8 }4 Y- k
足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适 O6 V* o! u. {. P
当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这: W* k) N5 P* J6 S2 ?2 F! u
种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求
! B- F% l; N* K" y# B' ~1 d. @) t变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增
2 q9 @- I1 B% w压空气还是采取两抽口为宜。
8 n5 w$ r% V( o" {' G* X笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热
+ ^8 n& q' B% j2 L* @, P器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一
5 a% E2 c. P: A+ T9 A/ p' ]. x4 G+ k( ~种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦
( b; i( W3 b5 h9 Q: M" c都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设
0 M% \" B8 o0 h备都采用了增压空气两抽口设计。
7 E! U0 K) a/ a* N# @2 D1 E6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热* u- ^5 N* ^7 [( }5 L6 T3 P5 j
端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃
" A) H( C; K7 k% ?5 r～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。8 @( A( E( Z, a4 N7 L
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6 d* }2 b/ k2 e+ y3 O& Y© 1994-2007 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. http://www.cnki.net* a1 `% s0 r2 s5 \
图1 6500m3 / h 空分设备流程简图1 y/ r3 O" ?1 @" y1 z- q$ q _0 Q5 f2 B
2 原因分析5 V* p4 e6 K- t
造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个: H/ i) E- i$ p7 s+ Z: c
(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热; K# }$ O+ v! K1 c ~0 X
器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器
q/ O, y2 A9 o4 h, [8 ~5 o增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根& `1 k7 Z+ [, C, i4 \
据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带
- Y3 f' f0 u. P+ Y* Y& E$ P2 h温度调节的主换热器。6 o/ e9 ^6 ?; L5 _/ Z
(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发
3 W6 L. G5 t2 Q1 M3 S) M现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主+ h/ ~6 S$ V7 e: x( A3 W
换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了
# x) i) @" D) e/ j足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
) g" E/ t0 |6 T9 J% R. v- ^(3) 操作时工艺参数调节不当。; ]7 N0 I7 c7 M0 H6 J: {
根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器$ R! ^# o: |! v2 |+ Q! w) P( H7 ^
温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主
$ K r) J. e0 s) M4 X换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人
: S( \1 Z5 @* b3 T" t) f员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就
9 q- F7 R9 e/ |越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致1 H1 d9 P3 {6 { b: @, `, b3 M- O
主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需- _. w l; J6 L( v; B
要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义
% v% E2 E4 J7 }) o9 [3 o D* b) M T上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流
# y0 H9 y0 I0 [9 Q3 g/ \气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均
) F2 F: B& E! q温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃
. B! P% g3 q* N$ [) i) `略小一些。
2 G& x8 F R) J1 t E' @/ L. M) j m- s产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端, J4 X! _5 ]9 B% v% Y% }
的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相8 h9 v3 _& t" H
等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加
% [9 @2 X% a( V4 H. F热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温
( y7 \. d! W5 }9 L度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度
* a/ v% D! D \7 c; ]8 j低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利/ J* X, t& O# a- v+ U7 g5 Z
用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时8 N' P- n- [" H, c' R6 d. q
增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差2 j! i a) d8 y) A: ~3 \
越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。3 [$ {/ v1 I! U z& c
3 解决方法及效果( e# R, k4 B' ]. L2 d2 _0 @8 X
对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
, k4 C) Y/ v( h# h阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增
# c ]% I" r6 p3 r/ ]; ~# I5 y压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻
4 \. F3 a, u& |3 ^1 w) }) n) {水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水. Q' y4 e9 @5 e j; |# }7 U c6 u8 \
机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热4 R% Q1 s1 D- o4 T, p& k
器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
' j8 x4 g% h7 G) S+ o, K( ^趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热, A5 w7 T0 w4 j* z2 \
面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端# X, E* T5 x8 i; F2 W
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于( c3 @( Y+ A* w$ |6 g* F4 I) c! ^* M
正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部" Z( ]4 K+ Y" Q; u- ]' M) I
分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温$ `7 U- I8 x& Q
差缩小至3 ℃以内。7 s' G# w3 I2 B
4 结束语. n( i) b# D; D7 w1 w- m
产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,: ^$ F4 T7 I }1 Z# R2 m
然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。1 ]7 P, _- k: T, b1 U
大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,
! |4 X. ^" _$ S. U: t最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬2 C+ s5 i; f- l, S5 f- ]% ^3 U
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