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本帖最后由 李杰春 于 2013-7-16 22:28 编辑
H, @) w4 { i; U
- s! E% u; U0 ?- P1 主换热器热端温差偏大现象
1 \5 Q' O) ?/ n. _3 s某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、
# q3 D' R: C5 G/ m% u. J' V增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主* i5 F3 E1 t1 P U/ X" x4 F
换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器5 i1 P' Q" B# M4 o3 H) ^2 N
和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。
$ o3 _# [5 I4 j热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来
" |! R1 F$ C: c- V4 d$ |进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进. t1 c1 f$ ]/ y
膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合9 f! t( Z7 ` S4 s5 V/ n. F
温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。$ f' m- H Y5 q0 V" Q
因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。
: _! Z# [6 t/ I$ J4 a此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调
$ S; c i; k' t" s u节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用) g1 f" U0 g$ K6 \5 _. {
较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增+ v( l- O2 ? G4 }/ Y
压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满
( H* M# F- L+ n; I3 w2 }, a( G+ h1 i9 R足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适
6 S! e( h! D) K7 M5 H当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这* l+ T0 _; R7 r d3 y9 Z
种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求) t6 x0 C3 o: m+ ~
变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增& P8 f7 V9 i( M; d. b
压空气还是采取两抽口为宜。6 R* v, _8 }$ q# A
笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热
' m$ ^' Z6 P. _器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一
( O0 S2 ?+ n8 W+ ^种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦: i) _. u \6 e" E
都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设
! b/ v# _3 Y9 m7 T备都采用了增压空气两抽口设计。3 ?. Q& W0 i) d- f- P$ w7 a
6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热; k* b9 `, U* R8 J
端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃
z y8 G3 f/ J% I) f* V+ j～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。
" W5 I1 m7 n2 ~0 o* D% [9 h3 _·55 ·+ p/ G$ d$ z# ^* A, J8 M+ j. x
图1 6500m3 / h 空分设备流程简图# ?9 j) ~+ F$ \
2 原因分析: l+ C# e5 R6 G) [. G+ |
造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:
' c1 Q% I/ P4 F0 l% C(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热
9 j6 r1 Q; y& q( S) m0 G/ c0 Y器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器
1 E7 t- \( X5 g i6 e" P: f# E增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
7 }' V4 \2 T4 O: x9 X& L- {9 g据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带& S: L( U T0 ^0 E# Q. R
温度调节的主换热器。$ H- v4 B, ~" A, F% z* H# c* @
(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发
7 X( v# Z" _0 `. a! v现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
* H5 C) B& s5 S# _7 p; g换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了
6 c# J8 a& |" S+ q& }足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
7 C$ |8 [0 l5 d; s& D2 o(3) 操作时工艺参数调节不当。( h$ T, x: i5 K4 `6 ?, o! N' j
根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器
( c0 M0 U. ]% N( v5 I( [温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主
4 c5 _2 V: E5 H S& q换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人
( [: G5 z! f: x5 T员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就
7 [) M8 v6 a: K+ r越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致
4 n5 n J1 v3 g) j& Z+ X; X5 ~主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需
( Z2 ], G. V4 W* u% y* t1 r要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义
, t" j! z: L% O7 J7 ]0 |7 M上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流# Q; e9 F0 S+ M5 {6 v3 g# v
气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均4 W+ X5 a: E+ w! x6 c$ q
温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃
# I v* J/ n" s' O2 F' Q. p: z略小一些。& r+ u% B' I4 s) D: u# b0 D
产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端6 r6 G* U+ t2 W2 r9 n
的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相# a) P1 N; Z: ~2 p7 C" [
等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加
* t5 w" `1 E& R! M7 ^热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温, ^! @* l( z. P. \0 v; f
度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度% X+ n+ z4 i9 `4 K
低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利- g, V+ e+ P" T4 V( e/ p
用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时
% \" |5 ]) V* Z+ U: a* \" g% U增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差
9 C/ s$ {' U% }越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。
6 A6 \8 {( D* k0 c2 F& F4 y: r3 解决方法及效果% F: y' b2 F* \9 X7 ?& z
对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
# g* c; b6 W. P; W8 M7 R阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增6 t- p& `- O' H2 q% _# R! h
压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻% ]5 L" t1 }* ~) ]( G9 ~" O
水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水
7 T; b) }7 `# u/ x9 P0 l9 i* n0 k机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
" V2 C5 r* f- e' f5 P+ G. y器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者7 g1 t4 U7 J8 y& V7 Q
趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热$ l/ \2 h/ O3 ~, V
面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端
/ T% B, ^# r9 v. c8 l温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于5 E& w; d; p1 v% \2 h
正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部# V8 V6 i: s0 X' u
分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温
% v. @" U( y% O/ E* D差缩小至3 ℃以内。) \( p9 U! ^, T7 ~0 F
4 结束语
$ T( G8 u+ i7 o" O4 }! x1 @产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,& }5 u( d# i }7 h z% e
然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。4 n; G# l' d; P/ R' L3 v/ E
大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,
0 A; \& X& n; s8 L+ Y/ W7 G最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬ |
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