仇 放,魏小平,毛 芹,宋昌雨

(1.中國石油工程建設有限公司，北京 100120；2.中國石油天然氣集團有限公司，北京 100007)

0 引言

換熱器是石油石化工業(yè)生產中最常見的熱量傳遞設備，通過對冷熱流體進行換熱，從而滿足工藝生產要求[1-2]。換熱器的選型對提高工藝裝置效率、降低生產制造難度、控制生產成本具有決定性的作用。

在大流量、低壓降氣體工況下，國內常規(guī)管殼式換熱器的設計選型會出現(xiàn)換熱管振動的情況，換熱器工藝參數、內部結構類型和尺寸等都有可能導致?lián)Q熱管振動，因而消除換熱管的振動是換熱器設計環(huán)節(jié)中較為困難和復雜的工作。針對國內外在大流量、低壓降氣體工況下的設計差異，需要對國內常規(guī)的E,F,G,J型換熱器的振動消除進行研究，并與穿流殼體式換熱器進行綜合性能對比分析，旨在得出相對最優(yōu)的大流量、低壓降氣體工況下管殼式換熱器的設計選型及優(yōu)化方法。在俄羅斯某天然氣處理廠脫水裝置單元的再生氣換熱器的設計選型中，選用了穿流殼體式換熱器，在大流量、低壓降氣體工況下很好的解決了換熱管振動問題，其結構相對簡單，制造困難較低。

1 穿流殼體式換熱器簡介

穿流殼體式換熱器(即X型換熱器)又稱全錯流式換熱器。GB 151—1999《管殼式換熱器》中取消了穿流殼體式換熱器，但在GB/T 151—2014《熱交換器》中又恢復了穿流殼體式換熱器，而美國TEMA標準StandardsofTubularExchangerManufacturersAssociation中一直有穿流殼體式換熱器。雖然穿流殼體式換熱器在應用中并不常見，但是在大流量、低壓降等特定工況下仍有其他殼體結構不具備的優(yōu)勢[3]，尤其在管束振動的控制上效果十分明顯[4]。

1.1 結構特點

穿流殼體式換熱器的結構形式見圖1。此換熱器通常不布置折流板，只布置換熱管支撐板，故殼程壓降低；管程流體與其他型式換熱器一致，殼程流體在進入殼程時進行多流道分流，用于保證殼體流程均勻分布；殼體流體與管程流體呈錯流多流道方式垂直流動，殼程流體垂直穿過殼體，流體流程短，也能降低殼程壓降；換熱器內部僅有換熱管支撐板，結構簡單，便于生產制造。由于其沒有設置折流板，換熱性能比其他型式換熱器低，因此可用翅片管、波紋管等方法來強化傳熱[5-6]；該類型換熱器用途比較局限，可用于大流量、低壓降的特定工況，以及真空、蒸汽冷凝工況[7]。

圖1 穿流殼體換熱器結構示意

1.2 抗振性能

穿流殼體式換熱器的防振性能優(yōu)于其他殼體，主要是因為殼體流體通過多流道進入，降低了入口速度，加之無折流板的設計，使得流程短，流通面積大，從而壓降低；流體在流過換熱器過程中增加的速度很小，因此控制了流體橫向速度，也降低了激勵頻率，從而大大提高了防振性能。在設計選型中，此換熱器一般不會出現(xiàn)振動的情況，即使出現(xiàn)也可微調管束或流道支撐板來控制振動，方法簡便，大大提高了時效性。

2 換熱器振動控制

換熱管振動和聲振動的判斷流程分別如圖2，3[8]所示。

圖2 換熱管振動判斷流程

在不改變殼體的情況下，將換熱器的振動降低到標準允許值之內，可采用以下主要途徑[9-10]：(1)降低換熱管束的無支撐跨距，用以提高換熱管的固有頻率，即縮小折流板間距，減小換熱管長度，增加中間過渡支撐，采用窗口區(qū)不布管，采用折流桿的方式；(2)減小橫流流速，用以降低對換熱管束的沖擊，即增加折流板間距，增加管心距，使用雙弓形折流板，采用分流換熱器形式。

圖3 聲振動判斷流程

3 實例分析

以俄羅斯某天然氣處理廠脫水裝置單元的再生氣換熱器為例，換熱器工藝設計條件見表1。

表1 換熱器設計參數

利用軟件Aspen Exchanger Design and Rating V11(簡稱EDR)進行工藝設計選型，該軟件設計模塊可以根據工藝參數給用戶提供多方案的智能化初步選型，大幅度提高初步選型效率，方便用戶針對性的處理振動問題，同時EDR也能對換熱器造價進行預估，可以進行經濟性對比分析。

熱流出口溫度為130 ℃，冷流出口溫度為230 ℃，溫差100 ℃，出現(xiàn)了很大幅度的溫度交叉現(xiàn)象，因此為了避免溫度交叉可能出現(xiàn)的逆向傳熱情況，采用2臺換熱器串聯(lián)的方法來避免溫度交叉[11]，在結構上，前端管箱采用B型；后端采用U型管束。

3.1 換熱器振動控制

在設計之初，分別對E，F(xiàn)，G，J，X型換熱器殼體進行對比分析，運用EDR進行初步選型，選型結果為 E-1,F-1,G-1,J-1,X-1，具體如表2所示，振動分析的匯總見表3。

表2 換熱器選型分析匯總

表3 換熱器振動分析匯總

從表3可知，E-1,F-1,G-1,J-1的換熱管超出標準規(guī)定值發(fā)生振動，僅X-1未發(fā)生振動，初步選型的E-1,F-1,G-1,J-1均不滿足設計要求。換熱器進一步的設計首先要將換熱管振動這個影響換熱器安全運行的危險因素消除；其次考慮滿足工藝設計條件，具體調整措施如下。

(1)E型殼體。

E-2型采用降低橫流速度的方法，即調整管心距，管子排列方式，折流板類型。將折流板更換為雙弓形折流板，增大管心距為36 mm，管子排列方式改為轉角三角形。與BEU-1相比較，橫流速度從2.79 m/s降低為1.04 m/s,流體彈性不穩(wěn)定性分析HTFS和TEMA分別為從4.2降低為3.11，4.87降低為3.74，共振分析頻率比值仍在振動區(qū)域，漩渦脫落振幅和湍流抖動振幅分別從33.49 mm降低為10.58 mm，2.73 mm降低為1.65 mm。雖然采用降低橫流速度的方法可降低換熱器的振動情況，但是振動依然存在，并且實際換熱面積/污垢下計算面積降低為0.76，換熱器面積不夠，需要進一步調整換熱器尺寸和換熱管數量，因此單從橫流速度難以消除換熱器的振動。

E-3型采用提高換熱管固有頻率的方法，即增加折流板。將折流板間距變?yōu)?00 mm，數量增加為11塊。與E-1型相比較，橫流速度從2.79 m/s增加為3.34 m/s,流體彈性不穩(wěn)定性分析HTFS和TEMA分別為從4.2，4.87降低為1.33，2.82，共振分析頻率比值仍在振動區(qū)域，漩渦脫落振幅和湍流抖動振幅分別從33.49 mm降低為11.24 mm，2.73 mm降低為1.2 mm。雖然采用提高換熱管固有頻率的方法改善了振動情況，然而殼程壓降從24.5 kPa增加為53.36 kPa，超出工藝允許值。因此單從增加換熱管固有頻率，也難以消除換熱器的振動。

E-4型綜合E-2型和E-3型的方法，綜合調節(jié)橫流流速和換熱管固有頻率。換熱器直徑增大到860 mm，將管心距增加到36 mm，縮小折流板間距為280 mm，采用雙弓形折流板，解決了換熱器振動問題，也滿足工藝要求。

采用單一的降低橫向流速或增加換熱管固有頻率的方法難以解決振動問題，因此對后面幾種殼體的設計分析都選用綜合調節(jié)的方法來處理振動問題。

(2)F型殼體。

采用BFU型換熱器，從文獻[8]可知，F(xiàn)型殼體適用于多殼體工況，可以做到冷熱物流為純逆流，它可代替多臺換熱器串聯(lián)，并允許出現(xiàn)溫度交叉。F-2型采用2臺換熱器并聯(lián)的方式降低殼程進口流速，增加管心距為36 mm，縮小折流板間距為250 mm，以此解決了換熱器振動問題。

(3)G型殼體。

采用BGU型換熱器，G型殼體又稱分流殼體，換熱器內部設置一塊類似F殼體的縱向擋板，流體進入換熱器后分為兩股，可以提高換熱器效率又能兼顧壓降。G-2型采用兩臺換熱器串聯(lián)方式，增加換熱器直徑到800 mm，增加管心距為36 mm，縮小折流板間距為270 mm，以此解決了換熱器振動問題。

(4)J型殼體。

采用BJU型換熱器，J型殼體也是分流殼體的一種，有J12和J21型式，此兩種型式對控制換熱器的振動無明顯區(qū)別，此處選擇J21進行設計校核。J-1型振動量小，但是實際換熱面積/污垢下計算面積為1.03，實際換熱面積過小。增大換熱器直徑為810 mm，換熱管長度為5 300 mm，縮小折流板間距為200 mm，增加管心距為36 mm，實際換熱面積/污垢下計算面積提高為1.12，以此滿足換熱面積和解決振動問題。

由以上分析可知，換熱管的振動消除主要采用降低橫流速度的方法和提高換熱管固有頻率相結合的方法，通常采用以下多個方法進行組合來消除振動：增加換熱器殼體尺寸、增加管心距、改變換熱管排布、縮小折流板間距、改變折流板類型。

3.2 換熱器綜合性能分析及優(yōu)化

從第3.1節(jié)可知，經過消除振動的各型式的換熱器均已滿足工藝設計要求，但對比其結構尺寸、壓降、總傳熱系數等關鍵參數均差別較大，無法簡單從中挑選出合適的設計，因此需要橫向對比各換熱器關鍵參數，在滿足工藝條件下優(yōu)先優(yōu)化自身結構尺寸，并結合經濟性分析來找出合適的設計方案。

3.2.1 設計優(yōu)化

采用BXU型換熱器，EDR初步計算就消除了換熱器振動問題，計算結果見表3的X-1型，但是換熱器直徑為1 652 mm,換熱管數為1748，換熱器尺寸和換熱管數量相較于調整后的E-4，F(xiàn)-2，G-2，J-2型均高出很多。因此考慮先從結構上優(yōu)化調整，通過EDR優(yōu)化后的計算結果見表4的X-2型，換熱器設置為2臺串聯(lián)，直徑降為850 mm，換熱管長度降為5 400 mm，換熱管數量降為488。

表4 換熱器優(yōu)化匯總

通過圖4對比分析可知，F(xiàn)-2型換熱器總傳熱系數為333.7 W/(m2·K)，殼程、管程壓降分別為22.3，6.0 kPa；X-2換熱器的總傳熱系數為226.8 W/(m2·K)，殼程、管程壓降分別為3.6，19.8 kPa，總傳熱系數分別比E-4，G-2，J-2型低了12.5%，16.4%，11.7%和40.6%，43.2%，40.0%，而壓降遠小于管程和殼程許用壓降均為30 kPa的工藝要求。采用翅片管強化傳熱提高總傳熱系數，可以降低換熱所需面積，也意味著可以通過適當減小換熱器尺寸、換熱管數量、換熱管長度來達到降低生產成本的目的，但是更換為翅片管會增加換熱器壓降，而E-4，G-2，J-2型的壓降余量太小，因此僅F-2，X-2型采用翅片管來進一步優(yōu)化設計，優(yōu)化后的工藝計算結果見表4中的F-3，X-3型，結果表明，適當地提高了換熱器壓降，合理地降低了設備尺寸和換熱管數量。

圖4 壓力降與總傳熱系數對比

3.2.2 經濟性分析

運用設備強度計算軟件PV Elite對各個型式的換熱器進行計算分析，換熱器的壁厚均可選取58 mm，因此可以得出換熱器質量以及EDR評估的造價，計算結果見表5，未采用低翅片管前，E-4與J-2型造價相當，F(xiàn)-2與G-2型造價相當，X-2型的造價遠高于前面4種殼體；采用低翅片管后，F(xiàn)-3型的造價為262萬元，X-3型的造價為277萬元，均低于未采用翅片管的換熱器。從制造難度上分析，根據文獻[8]可知,由于F，G型殼體需要在換熱器中設置一塊縱向擋板，會出現(xiàn)物料泄漏的風險，生產制造難度大；J型殼體的內部設置與最常見的E型一致，這兩種殼體的生產制造難度一般；X型殼體由于沒有折流板，內部僅設置一定數量的支撐板，用于支撐換熱管，生產制造難度低。

表5 換熱器經濟性分析

綜上所述，雖然F-3型比X-3型評估造價少5.73%，但是制造難度大很多，因此結合設計選型、生產制造和造價成本，最終選擇BXU換熱器的X-3型作為最終的設計方案，并已在現(xiàn)場投產正常運行，見圖5。

圖5 運行中的X型換熱器

4 換熱器結構設計選型及優(yōu)化流程

管殼式換熱器的設計在滿足工藝條件的情況下，需要盡可能地減小換熱器尺寸和內部結構復雜度，這樣既能節(jié)約生產成本，也能降低設備生產和安裝難度。實際工程中，一般在造價差別不大的多方案對比時，優(yōu)先選用尺寸小、內件簡單的換熱器。大流量、低壓降氣體工況下，換熱器設計選型及優(yōu)化采用圖6所示的流程圖，由于在該工況下?lián)Q熱器通常會發(fā)生振動，因此初步設計時先要進行消除振動，再進一步橫向對比換熱器關鍵性能參數并結合經濟性分析來得出最優(yōu)的設計方案。

圖6 換熱器選型及優(yōu)化流程

5 結論

(1)在大流量低壓降工況下，E，F(xiàn)，G，J型換熱器殼體容易發(fā)生振動，通?？刹捎迷黾訐Q熱器殼體尺寸、增加管心距、改變換熱管排布、縮小折流板間距、改變折流板類型等方法來消除振動。

(2)在換熱器有較大壓降余量的情況下，可以選用低翅片管來提高換熱器總傳熱系數，從而降低設備尺寸和換熱管數量。

(3)單從滿足工藝設計角度難以評價換熱器的設計方案，需要橫向對比換熱器關鍵性能參數并結合經濟性分析來選出最優(yōu)的設計方案。

(4)X型殼體換熱器在設計校核方面較為簡單，制造難度低，因其壓降低，可以采用低翅片管的方式來充分利用壓降余量，彌補其較低的換熱效率，從而進一步減小設備尺寸，提高其經濟性，在此工況下優(yōu)勢十分突出。