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本帖最后由 李杰春 于 2013-7-16 22:28 编辑 8 I6 G" N8 N$ j9 m1 V; ^
5 @1 \0 b" y; ~; R- `& q1 主换热器热端温差偏大现象
& W' ]2 a7 q6 b+ M某6500m3 / h 空分设备采用分子筛吸附净化、 \1 z6 K3 z1 ^* n& ?! c1 v- I
增压透平膨胀机及全精馏无氢制氩外压缩流程, 主
! g8 Z8 O# ?1 A0 s( ]8 Y换热器为分体式, 有1 台氧换热器、1 台氮换热器; f( Q7 b7 I8 H
和1 台污氮换热器组成, 其流程如图1 所示。
% F1 l4 }% N" M( C8 P' s热端温差可利用正流空气阀V1、V2 和V3 来% ^& y# h7 t: |; v7 q
进行调节。增压空气出主换热器只有1 个抽口, 进
2 W2 V; a K2 H* o0 a, Y5 X膨胀机的空气温度由3 台主换热器中抽空气的混合
, {$ N' k* J" }% c温度决定, 各换热器的增压空气量不设调节手段。
9 U9 f7 F. e3 k) l p. [, H7 l因只有1 个抽口, 进膨胀机空气温度亦无法调节。6 L6 b5 L- l6 \* I( x$ b: q; [
此种增压空气只有1 个抽口、不带中抽温度调
/ ^( f2 Z6 K' f* x; I节的主换热器, 因对设计要求较高, 尽管国外采用
0 _7 i0 |! M+ b7 i. P. h) z0 _较多, 而国内较少采用。从换热角度考虑, 取消增) U( g, }4 k0 U
压空气下抽口后, 只要抽口位置设计合理, 可以满
, M4 ~8 Y+ m2 C足6500m3 / h 空分设备的启动和正常运行, 且可适
! I9 m- F+ y f0 r& E当提高增压通道下部的利用率, 有利于换热。但这
; ^% c Y3 a$ l; ?" R2 l0 r种主换热器不适宜用在较小规模和对液体产品需求. r8 I6 v4 J8 h' m- t, k& J" ^: i
变化较大的空分设备。从操作和调节方面考虑, 增
+ b/ D$ j! }7 V3 t压空气还是采取两抽口为宜。
( n8 T- \! ~( X& B( m+ ~; a笔者公司也只设计了两种规格的此类主换热
& b$ ^ S1 Y' Q v& M# K器, 一种用在了2 套6500m3 / h 空分设备上, 另一
/ g$ Y% R) U- |. L: H% {种用在了1 套6000m3 / h 空分设备上, 实际运行亦( P9 F0 J7 P# K. W
都达到了设计要求。但后来设计制造的所有空分设3 f$ d- F8 Y# _$ y4 L
备都采用了增压空气两抽口设计。
! N; E) I% p- T4 [6500m3 / h 空分设备开车运行后, 主换热器热# v0 X! U. F* }7 t0 Q7 ~, F. f
端温差一直偏大。返流气和正流空气温差达414 ℃
7 b# J7 A1 Y" I5 ]～5 ℃, 而其设计值为3 ℃。; m8 E9 D8 [" u, V
·55 ·; |$ q. V6 v: z2 b/ J" {9 `" L0 l
图1 6500m3 / h 空分设备流程简图
9 {3 r) Q, g7 G2 原因分析
7 j0 l4 V2 i( N造成主换热器温差偏大的原因可能有3 个:
3 | ~& y. w) O' N% H. I! W; R(1) 没有膨胀机进口空气温度调节, 且主换热
0 q* }" y) c1 o" [8 \器中间抽口位置设计不合理。之前采用的主换热器% m2 W; O' i3 n- z( {- f
增压空气抽口都有上、下两个, 进膨胀机温度可根
( z/ f! `$ ~( X5 X. `9 y! c据需要在一定范围内调节, 还从未采用过这种不带5 [1 x5 |$ j5 o0 U, P9 l
温度调节的主换热器。
' N; g8 L/ g0 M$ O( S+ B(2) 换热器设计余量不足。因为通过计算发: S: K" I8 B4 h+ f. ^
现, 以前主换热器所留设计余量普遍偏大, 故此主% e7 v8 @6 ^5 Z! z; |* O
换热器设计时作了适当的减小, 尽管理论上亦留了) j1 R( w2 K* B$ T$ }% O* i
足够的余量, 但与以前同规格主换热器相比偏小。
% A+ v; F" A5 B(3) 操作时工艺参数调节不当。( j- A( r+ T. k& r8 q, F
根据现场实际操作记录: 增压空气进主换热器% u c3 U$ Y. Q3 D, x. r7 ]1 \
温度比正流空气进主换热器温度低718 ℃。因此主% _+ `& N5 I/ o" v
换热器热端温差偏大的原因非常明确: 由于操作人, m6 n3 K" w7 A6 u# a
员主观认为只要是热流体, 其进主换热器的温度就. [/ U1 v8 D* U
越低越好, 未对空气预冷系统进行优化调整, 导致! B0 C+ C& P; y
主换热器热端发生温度交叉, 使热端温差变大。需. q* |9 L) R x- w
要指出的是, 此时反映的热端温差也不是真正意义
( z; s4 X8 M/ T8 Z* ?3 w% B上的热端温差, 真正意义上的热端温差指的是返流+ T9 ?, f' {' V" R7 p
气和正流气(含正流空气和正流增压空气) 的平均$ |3 e8 V. A I* n% ^0 t; A
温差。实际的热端温差应比所反映的414 ℃～5 ℃) c, z( W% u4 t9 M6 O
略小一些。5 a% s% h( L S& b) D+ w) a
产生这些现象的原因很简单, 在主换热器热端9 E9 w' M) G9 u; W
的某一断面, 返流气的温度和增压空气的温度相
6 T E9 ] R- B6 [等, 而过了这一断面, 返流气不再被增压空气加 J' w2 o( H# k4 b+ `- D! ^
热, 反而被其冷却。这样返流气一方面受到比它温
+ n! r9 g* o3 E, X! b' B/ L% L, D2 o% A度高的正流空气的加热, 另一方面又受到比它温度# |# E2 C# c8 @5 [; o
低的正流增压空气的冷却, 换热面积得不到充分利$ P$ R9 E* d5 r
用, 造成热端温差加大, 增加了不可逆损失。此时
) N H5 t" z7 ? U0 @2 \+ i) `0 ~( h增压空气所占比例越大, 增压空气和正流空气温差
3 i! V# Y k( Y- j" {越大, 对主换热器热端温差的影响也就越大。- l) n) l+ y9 w7 N' j
3 解决方法及效果
4 @5 H1 k- ^9 w( F( h! e2 d) i对空气预冷系统工况进行优化调整, 通过调节
4 W/ D' `8 w( Q% T' M" I* a4 o阀V10、V11、V12、V13、V14 和V15 , 减小去增+ T$ u# C n, E3 M
压机后冷却器的冷冻水流量, 增大去空冷塔的冷冻
; U8 q* B- k1 P: U3 C1 w水流量, 适当调节冷冻水回水冷塔流量, 保证冷水- ^. h! E9 j# ?( w
机组在设计工况下运转。从而使正流空气进主换热& R5 Z, P# X! D
器温度降低, 增压空气进主换热器温度升高, 两者
. _4 W4 ?2 {; ?) d1 v趋于一致, 避免主换热器热端的温度交叉, 使换热9 {" ~3 V; |* I$ s2 C9 C& h1 b
面积得到充分利用, 从而有效缩小主换热器的热端$ X1 r: Z4 J/ s
温差。但应控制增压空气进主换热器温度不能低于
- G b, {# k3 \1 X- m! y* ?4 b正流空气的进口温度, 否则将产生温度交叉, 使部% J: e9 n3 X: E7 v
分传热面积失去传热作用。调整后主换热器热端温9 b3 d: `6 m; e8 g5 q: ?9 U
差缩小至3 ℃以内。
0 _2 p1 a% l5 Q0 I9 z) t- s7 e4 结束语. l$ h% w9 x& @) ]# J5 r& ^ O
产生主换热器热端温差偏大的原因非常简单,) t& }6 G$ t6 x/ U |5 J2 I% K
然而却有很多新用户的空分设备普遍存在这种情况。- v1 Z, m4 b L2 r" k
大家要对此引起注意, 精心调整空分设备运行工况,0 H" M( {) Q$ ], e6 J
最大限度地降低整套空分设备的运行成本。¬ |
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