李冬梅

（中國瑞林工程技術(shù)股份有限公司，江西南昌 330038）

國內(nèi)某銅冶煉項目的制酸系統(tǒng)轉(zhuǎn)化工段設(shè)有多臺熱交換器，用于轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)。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(shè)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(jīng)檢測發(fā)現(xiàn)其壓力降超出正常設(shè)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(shè)計值的1.5倍以上。各臺熱交換器規(guī)模大小、結(jié)構(gòu)尺寸較為接近，以第Ⅰ熱交換器為例，其殼程壓力降設(shè)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(shè)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(jīng)計算得出該設(shè)備的規(guī)格參數(shù)如表2所示，其結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。

表1 煙氣、工藝條件

表2 設(shè)備規(guī)格參數(shù)

圖1 熱交換器結(jié)構(gòu)示意

2 問題分析

根據(jù)硫酸工業(yè)設(shè)計手冊[1]，熱交換器的管隙（殼側(cè)）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(cè)壓力降，Pa；ΔP’B為在熱交換器兩端，垂直于管束流動時所產(chǎn)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(chǎn)生的壓力降，Pa；ΔPw為通過折流板缺口處所產(chǎn)生的壓力降，Pa；β為漏流而導(dǎo)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(cè)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(cè)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(chǎn)生的壓力降，并未考慮氣體通過設(shè)備殼程進出口時所產(chǎn)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(jié)構(gòu)設(shè)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(shè)備進出口設(shè)計對系統(tǒng)壓力降的影響，本次分析再從流體動力學(xué)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(shè)備規(guī)格如前所述，其結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖1所示。殼程氣體由側(cè)邊進入管箱，入口設(shè)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(zhì)模型來模擬氣體流經(jīng)換熱管的流場環(huán)境，并通過調(diào)整各項性能參數(shù)，使氣體通過多孔介質(zhì)的壓力降與實際相符。經(jīng)過模擬計算，設(shè)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(shè)計）

從速度云圖2可以看出，氣體從側(cè)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(cè)的環(huán)形通道內(nèi)繞流至設(shè)備周圈。大部分氣體在入口兩側(cè)聚集，造成該處氣流速度較高，最大值達52 m/s。經(jīng)過軟件的后處理計算，換熱器殼側(cè)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(nèi)圓所在截面至殼程中心出口消耗的壓力降約為119 Pa。殼側(cè)氣體通過側(cè)壁入口時所產(chǎn)生的壓力降占殼側(cè)總壓力降的46%，通過中心出口所產(chǎn)生的壓力降僅占殼側(cè)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(cè)壁方口出氣時，經(jīng)模擬計算得出，殼側(cè)總壓力降約為3 524 Pa。從底部入口截面至換熱管束內(nèi)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(chǎn)生的壓力降占殼側(cè)總壓力降的2%，而通過側(cè)壁出口所產(chǎn)生的壓力降占殼側(cè)總壓力降的48%?？梢?，換熱器殼程無論是側(cè)壁入口，還是側(cè)壁出口都對整臺設(shè)備的壓力降影響較大。

根據(jù)化工原理[3]，氣體通過設(shè)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(jié)構(gòu)所產(chǎn)生的阻力損失，應(yīng)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(cè)氣體通過側(cè)壁進（出）口時所產(chǎn)生的壓力降，應(yīng)降低氣流速度，或增大當量直徑?，F(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(chǔ)上，兩側(cè)邊再外擴30°處理。經(jīng)過仿真計算，設(shè)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(cè)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(cè)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(cè)板的導(dǎo)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(shè)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(jié)構(gòu)經(jīng)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(cè)總壓降為2 175 Pa，側(cè)壁入口所產(chǎn)生的壓降占總壓降的17%。

4 結(jié)論

碟環(huán)式熱交換器殼程側(cè)壁進出口的設(shè)計對整臺設(shè)備的殼程壓力降影響較大。當進行熱交換器設(shè)計、計算殼程壓力降時，應(yīng)額外計入氣體通過殼程進（出）口時所產(chǎn)生的壓力降，避免總壓降超出系統(tǒng)阻力要求。為降低側(cè)壁進（出）口所產(chǎn)生的壓力降，應(yīng)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(shè)計應(yīng)做擴口處理，使氣流速度快速得到降低，同時還起導(dǎo)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(jié)構(gòu)有著廣泛的應(yīng)用前景。