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本帖最后由 李杰春 于 2013-7-16 22:28 编辑
# j& B, F% G3 p3 P |2 m) q: Z! `+ S7 E8 ^) w$ O) U
1 主换热器热端温差偏大现象: R( a5 |+ ^6 \8 G q4 R( t
某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、" k* s" q1 e% V' f
增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
7 F0 ?+ c) M" N换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器2 f. ]! h0 I* j. {
和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。3 K; C9 \% f. Z3 s
热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来& f8 y1 K. \! _( K
进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进
$ i- Z7 T3 g" R& O, `3 b膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合
1 E5 ]$ q5 @( D# C温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。% m# j5 `: _: M2 H. ?, M
因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。
/ d% P! e* |* w. i/ K1 s5 \此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调 g7 y3 E( E0 T, C" g# k% P% r6 _+ Z
节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用
1 b, V4 i5 g; c& X3 a }% ~/ d较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增4 L- l, ~! [6 _$ H8 G+ ?7 z% i
压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满6 i( T( ]" x' q2 \
足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适
P* F4 O- R, l8 P当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这
- }1 c) P# b8 l. e. X9 y' J, q3 [种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求
7 ^; |' M c ?, G变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增
1 ?2 d5 ]) Z! R. o# P8 v: e a: ]压空气还是采取两抽口为宜。
1 x# `0 O5 ^$ V; v) H笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热
3 W, Q$ V/ Z8 V2 @器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一
* U }: M" U, w/ M. ^种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦4 H1 M) Z' ?: \! f J( z
都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设
# A, Q. }1 R, W) a. K备都采用了增压空气两抽口设计。! d. h! `8 E' h) u
6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热
7 e1 Z- Q/ C! b( S. M$ J端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃
/ x& `# _# g. ^4 S4 W" `～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。
( C/ r- H: P( o( q4 F, W" z·55 ·# N, n* ]* `$ I( M8 j( p3 R" A* `
图1 6500m3 / h 空分设备流程简图
- \( j- U- B o7 _2 原因分析
! ^+ {& {( {# D# U1 p: v造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:+ i2 a' }/ S- f" e% x' J; [5 f
(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热
! d7 _3 C( m; j& z5 U. y) `器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器& w' ?' Y: [1 U, G6 J
增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
9 H+ Q$ @6 ~4 h" F3 L据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带
1 @4 [3 X0 Y& T4 P( g温度调节的主换热器。! j2 L1 L! {- }0 c, f
(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发' ]4 w! B" F; ^
现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
8 `9 s$ `9 t" x! \换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了 N: x" ~+ j. ^% b7 e
足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
/ z5 `, P/ |5 l( l* m(3) 操作时工艺参数调节不当。
2 [6 P. F, F! r根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器7 L/ F6 F% R( V
温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主
! R8 _1 w8 e% q, I& @7 [7 ^换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人0 C2 g2 x8 V! z4 K
员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就
! W- Q0 X# P" Z1 t0 T越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致5 ~6 K6 a$ G$ \+ h9 G
主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需
; @5 w' Z$ o6 j( b要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义; `3 F% n) O1 A8 j! l- J
上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流. g) j3 |9 w% V, j' X6 Y* s& k
气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均
; Z4 p& V1 E0 g( e! ]温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃
) }/ D: R) b/ _' s" L略小一些。
, a" y. b b3 s$ c" h产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端) }" x+ y+ _" o6 b: {
的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相# D- r3 ]& Y* O) [% b. L" Y6 M. D; P
等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加5 _# u5 G; ~% u
热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温
2 l/ p/ f; W! t M: u# J1 k度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度8 i9 ?! T( f5 N7 T! ]
低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利
0 ]( w; y' B) L7 g用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时2 I' {; ~! Y# B. d
增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差
+ c2 }/ J+ \' w2 w, }越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。
0 j+ N( I. R1 e3 r" W! }* i3 解决方法及效果2 D8 t0 ` [' `5 Z0 j9 N6 N
对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
( |6 T+ u) T$ o0 |# h( z$ W3 Y阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增
7 P+ R9 }9 c9 v7 Q压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻5 y7 L* q; f+ p# Z3 X6 L% b
水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水
; S+ e9 o7 {6 V, `$ b R8 w0 f机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
. l- C. I( ^5 S& l( C器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
8 `6 W& q" l4 `( [$ y5 q( u( x" j趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热9 h8 u$ a5 w9 X6 s. {' {1 ]
面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端/ J! M- Z: C Q% w) p4 q
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于8 [" @$ }/ Y- C! }+ b
正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部3 x# ]1 M3 k3 O. C, C
分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温9 l( W# l* A+ F8 i% N
差缩小至3 ℃以内。
: r% T3 @# m2 ]0 N# t, B4 R6 s4 结束语" N! D7 q1 E" T6 L
产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,
; y' m1 ?) W1 u8 Q9 V然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。; x+ n1 i' j; P0 A) o' a* ^3 s, O
大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,5 n. a! e' p2 U* R: A; i
最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬ |
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