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本帖最后由 李杰春 于 2013-7-16 22:28 编辑
+ _+ m/ G! _4 U8 ^! I- s, M" ?1 R. [5 f3 O, f7 E
1 主换热器热端温差偏大现象+ P/ a. F! H0 G
某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、+ X: U* \+ D% ^$ d9 C( r+ H$ ?3 h9 q2 {
增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主! t8 p1 Z, Z5 R/ F$ _% g
换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器" q. u4 l7 G9 [) `4 X& m
和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。; ^+ V; `6 g- A% D2 D( T
热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来; k, D0 V. E. Q+ G# F/ y
进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进% L( J: x$ ^! v9 y) `, K- s
膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合 ~! v2 O9 D2 L! `+ x8 i
温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。
$ k) d- v) ]( u+ J0 K因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。
) E9 T% Y9 N( ]0 X+ q) E此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调
8 ^, G1 K Y1 l" I. O2 A6 c节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用, D L$ c/ Z, Y8 Q2 G8 P: B
较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增
) g0 [! J2 g" ]$ V压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满
7 d. |) v; o, f" k" D6 l& F" k, r足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适* Y5 z4 y3 n9 |3 p% r0 o
当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这) M/ M, s1 w0 H$ j
种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求* } V6 W2 C7 \- W
变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增4 a2 B8 K3 i- v& A4 k
压空气还是采取两抽口为宜。
7 r) c) {* E. J笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热
/ k# _( l+ a M0 J) P( I: D5 D器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一
9 c$ b7 S5 [- v7 g0 O, G% o种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦1 ]) f- z6 {2 `: a, c1 w- O
都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设
" P h% B9 X# q; [% ]6 U+ Q5 p7 `5 z备都采用了增压空气两抽口设计。! i; V/ _4 I. v0 k9 _/ Z. @) _
6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热
; s& m7 g& w4 ^% F4 Q) k端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃
0 R2 n2 o( t4 ] E* R$ n6 w～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。
% R6 c) N! p8 t7 S' T+ y/ w·55 ·4 Z1 C( V$ f% j; G6 _% q$ ?" X
图1 6500m3 / h 空分设备流程简图
" o' ? o7 f8 ]2 原因分析$ p- P3 W2 j/ s( h& ?+ g
造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:" q# y7 q1 V6 g7 Q8 B ~ ]' ~
(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热
3 C, [8 D, L8 N! T1 ~* W7 n1 Z器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器6 F7 {/ m3 B- ]- S
增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根( q8 X- m& R6 A' O, J
据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带
4 ~* Z- L8 s/ H* y% E: v5 e8 F/ Z温度调节的主换热器。
% V9 J$ U3 D7 d(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发
9 I! L/ J& i3 F1 Q' r: B2 G现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主
, B F# g5 j/ Z换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了
# ~7 k* P* F) Q0 A足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
1 ^: S/ j3 J& r, h( G0 V" \(3) 操作时工艺参数调节不当。2 C5 f& V: c9 M, i. p
根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器
* U( b0 _& E7 @; e温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主( c8 b& t$ Q4 }6 Q: \. v" Y/ y9 W
换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人
Q5 I3 G0 s5 X% K- b& s$ d员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就/ X9 Z2 T9 l: h
越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致
7 M2 j0 R' X6 G& e4 l主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需
5 D; W& k& X8 E3 W要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义
8 h6 P0 y4 \( l5 q6 S2 x6 v上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流4 E% e9 d7 b- m: s4 O o
气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均
9 Q& Y$ i1 p4 L# i k' B0 t8 }温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃
; ^* H- P. N" [6 Z& `/ y略小一些。
; O: o' Q5 y) s) K; f/ b产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端! Q* F: ?: {/ T# v4 H2 t
的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相
0 ^) y+ |$ k; @2 Y等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加
0 y; B/ a/ c+ K4 q; w热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温
+ J$ D/ l" R# p8 E' }$ K度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度
7 M; ~- ^' a: L8 o0 e低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利) U3 f7 e( K7 e
用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时
( Q Y$ {! \; v% u9 y. s增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差* j' J# Y$ p8 U7 {& K5 M8 X0 X
越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。
- L+ x+ k( K2 q- `# t6 V3 解决方法及效果
& z5 V* y7 ]' f; M7 |% H对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节, _- Z u! G& a: X$ @
阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增
; H" L: A6 C" f压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻$ W5 D0 _1 j& }! \$ u
水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水5 Z0 {7 Z6 p c! R1 n4 g$ @# u
机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热
' K$ S% ~4 j9 H" `' X器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者; K% j( _0 ?: O" D
趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热' S! L2 J( @3 N" v2 [) O A, {
面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端% ^- b) C) e9 P+ r* I) g9 {; g4 [. _
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于8 A: S$ O1 y2 o/ S) K) L
正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部
4 j: F4 _) B9 L9 ~5 M' g9 R9 |分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温8 p7 M: t$ c0 \% }% T; a. V
差缩小至3 ℃以内。+ t# \. m* d! Y
4 结束语
; U C2 {7 u& ?/ y+ v! p产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,
`9 F/ ?- q) n. r5 Q然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。8 D' x4 W0 e) `0 c2 f7 M
大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,
: } f- u$ A0 f$ a2 K6 `最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬ |
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