熱交換器壓降改進設計

李冬梅

（中國瑞林工程技術股份有限公司，江西南昌 330038）

國內某銅冶煉項目的制酸系統(tǒng)轉化工段設有多臺熱交換器，用于轉化系統(tǒng)的冷、熱煙氣熱交換。熱交換器均采用高效碟環(huán)式管殼換熱器結構。與傳統(tǒng)管殼式換熱器相比，碟環(huán)式管殼換熱器傳熱系數(shù)高，設備占地面積小，節(jié)約投資，且工藝管道配置較為方便。

熱交換器投入使用后，經檢測發(fā)現(xiàn)其壓力降超出正常設計值，主要體現(xiàn)在第Ⅰ～Ⅲ熱交換器的殼程壓力降超出了正常設計值的1.5倍以上。各臺熱交換器規(guī)模大小、結構尺寸較為接近，以第Ⅰ熱交換器為例，其殼程壓力降設計值為1.75 kPa，現(xiàn)場檢測其殼程壓力降近達3 kPa。本文即對此問題進行分析討論，并提出改進措施。

1 設備條件

第Ⅰ熱交換器溫度較高，采用S30408全不銹鋼制作。換熱量Q＝16 621 000 kJ/h，溫差Δt=137.22℃，Q/t=121 130.0 kJ/（h·℃）。 系統(tǒng)允許壓降：管程壓降2.5 kPa，殼程壓降 2.5 kPa；另工藝配管：SO2進口尺寸 Φ1 620×6 mm；SO2出口尺寸 Φ1 720×6 mm；SO3進口尺寸 Φ1 820×6 mm；SO3出口尺寸 Φ1 820×6 mm。其煙氣、工藝條件如表1所示。根據(jù)工藝要求，經計算得出該設備的規(guī)格參數(shù)如表2所示，其結構示意圖如圖1所示。

表1 煙氣、工藝條件

表2 設備規(guī)格參數(shù)

圖1 熱交換器結構示意

2 問題分析

根據(jù)硫酸工業(yè)設計手冊[1]，熱交換器的管隙（殼側）壓力降（簡稱壓降）可按公式（1）進行計算。

式中，ΔPs為熱交換器殼側壓力降，Pa；ΔP’B為在熱交換器兩端，垂直于管束流動時所產生的壓力降，Pa；ΔPB為在兩塊折流板間，垂直于管束流動時所產生的壓力降，Pa；ΔPw為通過折流板缺口處所產生的壓力降，Pa；β為漏流而導致對管隙壓力降的修正系數(shù)；Nb為折流板數(shù)，無因次。

本熱交換器列管采用正三角形錯排方式，管隙混合氣體的雷諾數(shù)Re=28 814，上述各項壓力降的計算公式在手冊中有詳細介紹，此處不再贅述。當折流板間隙完全堵塞時（β=1），可計算出本換熱器殼側壓力降最大值 ΔPsmax=2ΔP’B+ΔPB+2ΔPw≈1 743 Pa。由公式（1）可知，換熱器殼側壓力降的計算僅包含了氣體垂直穿過所有換熱管及折流板缺口時所產生的壓力降，并未考慮氣體通過設備殼程進出口時所產生的壓力降；而換熱器實際運行時，此處的壓力降是客觀存在的。尤其對碟環(huán)式換熱器而言，運用該公式計算壓力降往往偏?。划斶M、出口結構設計不合理時，該處壓力降將超千帕。

為進一步分析問題，確認設備進出口設計對系統(tǒng)壓力降的影響，本次分析再從流體動力學基本理論出發(fā)，借助CFD流體仿真軟件，對熱交換器殼程的氣流運動進行流體仿真[2]。熱交換器操作工況及設備規(guī)格如前所述，其結構設計如圖1所示。殼程氣體由側邊進入管箱，入口設計為方形，尺寸1 100mm×1 800 mm，氣體入口速度30.33 m/s。本次分析采用多孔介質模型來模擬氣體流經換熱管的流場環(huán)境，并通過調整各項性能參數(shù)，使氣體通過多孔介質的壓力降與實際相符。經過模擬計算，設備在殼程入口中心標高處截面的速度分布云圖如圖2所示。

圖2 熱交換器殼程速度分布云圖（原設計）

從速度云圖2可以看出，氣體從側壁方形入口以30.33m/s的速度進入換熱器殼程后，主要分成3股氣流：其中1股直接穿過最近的換熱管往殼程中心運動，速度約為13 m/s；另外2股氣體從方形接口兩側的環(huán)形通道內繞流至設備周圈。大部分氣體在入口兩側聚集，造成該處氣流速度較高，最大值達52 m/s。經過軟件的后處理計算，換熱器殼側總壓力降為3 457 Pa，與實際運行情況相符。其中，從殼程入口截面至換熱管束外圓所在截面消耗的壓力降約為1 595 Pa，從換熱管束內圓所在截面至殼程中心出口消耗的壓力降約為119 Pa。殼側氣體通過側壁入口時所產生的壓力降占殼側總壓力降的46%，通過中心出口所產生的壓力降僅占殼側總壓力降的3%。

若殼程氣體流向相反，即氣體從底部中心進入，從上部側壁方口出氣時，經模擬計算得出，殼側總壓力降約為3 524 Pa。從底部入口截面至換熱管束內圓所在截面消耗的壓力降約為65 Pa，從換熱管束外圓所在截面至殼程方形出口消耗的壓力損失約為1 716 Pa。氣體通過中心入口時所產生的壓力降占殼側總壓力降的2%，而通過側壁出口所產生的壓力降占殼側總壓力降的48%?？梢?，換熱器殼程無論是側壁入口，還是側壁出口都對整臺設備的壓力降影響較大。

根據(jù)化工原理[3]，氣體通過設備進出口的流動摩擦阻力損失（壓降）可參照式（2）計算：

式中：ΔPf為流動總摩擦阻力損失；λ為摩擦系數(shù)；L為管道長度；Le為局部流通當量長度；ξ為變截面局部阻力系數(shù)；U為氣體速度；D為流通截面當量直徑；ρ2為氣體密度。從上式可以看出，流體流動摩擦阻力損失與速度的平方成正比，局部與管道當量直徑成反比。因此，若要降低流體通過進、出口結構所產生的阻力損失，應降低氣流速度U，適當增大當量直徑D。

3 改進方案

根據(jù)前面的分析，為降低殼側氣體通過側壁進（出）口時所產生的壓力降，應降低氣流速度，或增大當量直徑。現(xiàn)將殼程入口尺寸修改為1 400×2 500mm，當量直徑由原來的1 366 mm增大至1 795 mm，入口速度由原來的30.33m/s降低為17.25 m/s，按此重新建立模型進行仿真計算。為進一步降低壓降，將入口在上述放大的基礎上，兩側邊再外擴30°處理。經過仿真計算，設備在殼程入口中心標高處截面的速度分布云圖如圖3所示。各模型殼程側壁入口壓降統(tǒng)計見表3。

圖3 熱交換器殼程速度分布云圖（改進后）

表3 殼程側壁入口消耗壓降

由圖3可知，入口尺寸改大并做擴口處理后，部分氣體垂直穿過最近的換熱管，往殼程中心線運動，速度約為8.4 m/s；剩余氣體在入口擴口側板的導流作用下，快速進入周圈環(huán)形通道，氣流得到快速擴散，擴散后的氣體再均勻穿過換熱管向設備中心運動。截面極小部分區(qū)域出現(xiàn)速度較大值，其速度最大值由原來的52m/s降至30m/s。由表3可知，入口結構經放大、擴口改進處理后，入口消耗壓降已由原來的1 595 Pa降至378 Pa。換熱器殼側總壓降為2 175 Pa，側壁入口所產生的壓降占總壓降的17%。

4 結論

碟環(huán)式熱交換器殼程側壁進出口的設計對整臺設備的殼程壓力降影響較大。當進行熱交換器設計、計算殼程壓力降時，應額外計入氣體通過殼程進（出）口時所產生的壓力降，避免總壓降超出系統(tǒng)阻力要求。為降低側壁進（出）口所產生的壓力降，應增大進（出）口流通面積，或增大進（出）口當量直徑；同時，進（出）口設計應做擴口處理，使氣流速度快速得到降低，同時還起導流疏散作用，從而使該處的壓力降大大降低。鑒于碟環(huán)式熱交換器的諸多優(yōu)點，該結構有著廣泛的應用前景。