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本帖最后由 李杰春 于 2013-7-16 22:28 编辑 # v8 m% j7 B. E
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1 主换热器热端温差偏大现象! q/ w {1 Y$ h
某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、
' l+ S; l7 U' r8 O* E增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
5 g8 b* S) R7 Q3 V换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器1 u; O7 [; s3 z; \% R
和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。
# J) t' y- K6 Q/ P7 F热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来. [# @! } k; V9 ~2 G
进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进
! I! z. d/ L8 Y8 |' F- E膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合
6 n& G% g1 C9 _2 X0 K温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。( {- Z1 b8 J6 `- n
因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。! u6 L5 z e C0 [/ n- T* B
此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调) `; b- q1 S% b
节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用
3 s! H7 F8 T- {7 U9 K5 R4 a较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增/ i- C/ {/ R/ a# j7 U
压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满
, G* S3 _0 Q a* {; H足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适
( l' g+ x W$ u$ R5 i) p当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这: P6 _5 t ~# k3 a2 o2 }: e
种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求1 Y, j/ A. H& k' ]* Q& ^# Z7 W
变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增
3 `$ F( l2 k) q1 ^' b; Z9 n. V: @压空气还是采取两抽口为宜。
: q4 ^6 ^ D7 K笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热( w: S) Z: o8 J% U, [: p8 R
器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一/ s, T/ N' Z- D& ~
种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦
0 k5 q1 C; n/ k; p都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设8 b- y+ m$ n4 X% j* g4 x Z- o+ K4 o( T
备都采用了增压空气两抽口设计。& J# p# P: H0 h
6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热
( D& `, V/ e8 V$ [$ C+ l! D端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃
$ M3 f7 [6 c ?' n& H0 `～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。
! t# }% T& P# K( A3 O. m7 l·55 ·! G$ W9 k+ p0 K
图1 6500m3 / h 空分设备流程简图
. O$ P' l# Q" Q6 S2 g) V2 原因分析2 u7 O k/ M9 M3 ~8 O$ [
造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:
/ p5 @2 o& f4 A; Q(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热; J% f5 A# ~/ I( e9 b9 @9 J# m
器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器$ e" ~7 K6 |6 W- T: z4 i, [
增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根. u) m& n" k9 x/ S4 X) X( b8 s
据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带
1 B& H5 V& l3 L温度调节的主换热器。# w; y" ?1 S$ l+ l* C$ ]
(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发& c0 b/ p4 w3 w* l+ D D
现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
4 Q/ R3 h! G1 o7 q换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了6 c: j$ R+ P/ P/ d3 ^0 D
足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
. o' ] X+ B' F( I(3) 操作时工艺参数调节不当。
0 s4 X! Q5 Z' v4 d) J( D8 _根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器: u" E6 B" [" t" o% M
温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主+ G) ^( q9 p* a
换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人
d! T ~* p5 R员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就! @: C+ w# i6 D1 x
越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致) d) ]& |/ ? a) }
主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需
5 z- a: D; m( B. w& m要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义8 C/ q& w' C" k: d
上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流
8 O- I0 j$ k+ ]4 h气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均
1 L4 x- c0 |" Z: v) V温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃! [; [- I9 O# Y9 a" h! s8 K
略小一些。
2 M/ j0 Q q1 k9 A* e' E* d7 H' [9 I产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端8 M5 H( E8 P# A. N i G
的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相
0 U+ z0 E8 J& N6 Z等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加
4 D/ e. `# l: B! c" z热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温
2 Z- D6 c1 X7 q. p度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度
! c5 }2 @, t! f8 x1 y$ S$ j2 N低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利" M* C, U, K: F, z' e6 S
用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时# d- v8 `; X) K8 w
增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差
+ w4 Z. P9 \4 D越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。; B& I5 E/ k3 {3 V( T: t4 P3 |- f( G
3 解决方法及效果
! Y8 P8 G4 t7 I( l1 c/ Q. U6 e. p对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
' p' U( r- t7 n; k8 }; H阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增
`* |" I5 Z* r* z% N8 M压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻$ e! r ?4 h( \0 k: C
水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水- O1 o; Q4 U4 q' \
机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
8 J/ ~6 r) J% h. t Q! f2 e8 [8 s器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者- @, I8 ^. [" V3 T
趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热) q9 H1 ^% ^9 d% @7 [5 C8 Q; z1 w- o
面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端$ y1 y% Y0 A1 ^' _" J# a9 j
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于7 a( D# O1 v( G0 M+ _: U' q4 [
正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部* V U$ j; }; N3 x* X
分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温; f0 L6 ^( C! r# f+ b, \
差缩小至3 ℃以内。
; r# i- ?8 |5 L/ V4 结束语
& B/ v6 F2 z/ \8 h* X, ?( \9 k产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,$ O! G/ ~2 Q: e* q" ~' b: c7 z
然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。: I7 t3 A3 x/ l5 W5 i, W
大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,
- E- _( t3 k: D* R最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬ |
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