空分設備換熱器設計及溫差選取

蔣 旭

（中空能源設備有限公司，浙江杭州 310052）

1 前言

板翅式換熱器結構緊湊、輕巧，我國從20世紀50年代開始在空分設備中應用板翅式換熱器，板翅式換熱器在設計制造都經歷了艱難的過程。由于人們對這種傳熱面的傳熱機理和設計數據缺乏認識，加上結構和工藝方面各國制造廠作為專利而相互保密，以致中國的板翅式換熱器經歷了許多曲折，解決了大量工藝問題才達到今天的水平。

從20世紀90年代末，在國內空分行業，隨著內壓縮流程的興起，國內內壓縮的空分裝置應用逐漸普遍，其中壓力在6.0M Pa等級已開車運行的多達三、四十套，但8.5M Pa以上的壓力在設計中有幾套，還沒有運行。高壓板式的安全問題也越來越受到業內人士的關注。

一般國產高壓板式的安全問題主要集中在高壓板式自身的強度：由板式零件（翅片、隔板、封頭、側板）的材料強度及釬接工藝的水平來保證，板翅式換熱器不僅在空分裝置中應用，它也是乙烯生產裝置和天然氣液化裝置中必不可少的關鍵設備。

在國外，無論是在空分裝置還是乙烯生產裝置、天然氣液化裝置，高壓鋁制板翅式換熱器已有多年的應用業績，高壓換熱器的主要制造公司有法國N O R D O N，美國C H A R T，日本神鋼、德國林德等，但德國林德僅供應其自己公司，在國際上訂單較多主要是法國N O R D O N，美國C H A R T,日本神鋼的產品，設計壓力可達12.5M Pa。

由于國內壓力容器安全監察規程的規定鋁合金材料只能應用到8.0M Pa以下（現已不提），所以一般在定貨高壓板式的同時要求其焊接好合格的異金屬接頭，在用戶現場只進行不銹鋼材料的焊接，使得高壓板式與管道的連接強度得到保證。

2 軟件模擬應用

軟件環境采用美國H Y S Y S熱力計算軟件；美國S-W公司板翅式換熱器性能及結構計算程序；美國A s p e n公司M U S E板翅式換熱器性能及結構計算程序；以下以H Y S Y S熱力計算軟件說明一般軟件應用。

（1）關于H Y S Y S中的換熱器：換熱器模型解決了多相流換熱器和換熱器網絡的熱量與物質的平衡，該方法可以處理大量的已知的或未知的變量。

對于整個換熱器，用戶可以得到各種參數，包括漏熱量與熱損失，U A或者溫度方法。其使用兩種解法。就單一未知量的情況，算法直接從能量平衡得到未知量。對于多重未知量的情況，采用迭代方法使得其結果不僅滿足能量守恒而且滿足相應的約束條件，比如，溫度方法約束條件或者U A。

L N G換熱器與普通換熱器的區別是，L N G換熱器允許多相流，而普通換熱器只有一個熱流側和一個冷流側。

動態L N G換熱器模型使用額定板肋式換熱器模型，進行能量與物質的平衡。動態L N G的特點是有高密度區域，特別考慮到L N G流程中，換熱器各層之間的低溫部分組成以及傳熱系數的差異。

動態L N G操作的主要特點有：

壓力流說明選項，根據工廠的壓力管網，真實地模擬了流體流過L N G換熱器時的操作?？赡艹霈F的逆流情況也被模擬了。

動態模型，其考慮了在金屬壁以及物質流層中保有的能量。層間的傳熱取決于物質流的安排、金屬特性以及肋片和旁通管的效率。

在L N G操作中，各個層的單相或多相區之間采用通用聯接。使得在L N G的操作過程中，軟件可以模擬交叉流、回流以及多相交叉流。

熱泄漏模型，主要用于L N G操作中發生在金屬壁上的對流傳熱與導熱。

（2）L N G換熱器的理論基礎

L N G的計算是基于熱流體與冷流體的能量守恒。在L N G操作單元的任何一個層中，應用如下總的關系式：

M(Hin-Hout)+Qinternal+Qexternal=ρ×d（VHout）/d t式中，M——L N G換熱層中的流體流量；

ρ——密度；

H——焓；

Qinternal——從周圍層中的得熱；

Qexternal——從外部環境中得熱；

V——殼程或者管程的持液體積。

（3）壓力降

在L N G操作單元的任何層中的壓力降可以由下列兩項中的一項來確定：明確壓力降，通過定義K值，來定義每個換熱層的壓力流關系。

在L N G操作中，如果選擇壓力流選項來確定壓力降，K值則用來關聯通過換熱器中的摩擦和沿程損失。這個關聯式有點像總閥門方程：f=(d e n s i t y)1/2×K(P1-P2)1/2，總流方程使用經過換熱器的壓力降，其中不含任何靜壓頭項。式中P1-P2被定義為摩擦壓力損失，其使用K值來體現L N G換熱器的規格尺寸。

（4）對流傳熱系數U與總熱傳熱系數UA

理解L N G模型的穩態與動態模式的區別是非常重要的。穩態模型基于熱平衡，大量的與溫度及焓的關系式。在此模型中，我們基于曲線計算UA值。然而動態L N G模型是一種額定模型，其意味著出口流由換熱器的物理分布所決定。

在穩態中，物質流進入L N G換熱器的順序并不重要。但是對于動態額定模型，在換熱器的不同區域各層之間物質流的順序是一個非常重要的考慮因素。在L N G的動態傳熱過程中，U與對流傳熱系數有關，其將物質流與金屬層聯系了起來。

出于方便，在動態模型中，用戶同樣也可以為每個換熱層定義UA值。我們應該看到這個值并不是像穩態模型中的那個總UA值，它只是考慮了被研究的物質流與其緊密相聯部分的對流傳熱。其UA值與穩態模型中的UA值計算方法是不一樣的。

在動態模型中，U與UA值只與物質流及其緊密接觸的金屬間的對流傳熱有關。在動態模型中，每一個物質流的總功率都與金屬肋片排列、肋效率、物質流與金屬層之間的直接熱流以及其他一些因素息息相關。也就是說，這將是一個真實的板肋式換熱器。

如果我們在動態模型中明確對流的UA值，則換熱器的尺寸與持液量仍將被考慮。理想的動態模型中，每個物質流的對流傳熱系數、U都是給定的。初始值可以由我們在一般文獻中查到的關系式或者穩態的UA值來估計。如果用戶需要的話，這些明確的值可以由一張分布表單進行操作。如果模擬L N G系統的開車與停機，則在H e a t T r a n s f e r頁面R a t i n g標簽中，需要選擇Uf l o ws c a l e d計算器。這樣其會基于物質流來正確地衡量U值。

如果在額定模型中，物質流適當設置以接近最優化傳熱，這時金屬熱阻變得并不重要了，重大的相變也不會發生。這時穩態得到的UA值接近于由動態模型計算得出的對流UA值。

板翅式換熱器一般分為導流區和換熱區兩部分，理想情況下：（1）一個流道內流體在橫向具有均一的溫度，并且均相分布；（2）導流區只起到分配（或者匯集）流體的作用，對換熱不起作用。

3 制冷與換熱系統的組織

外壓縮一般采用低壓膨脹機，受制冷（中抽雙抽口，滿足產液體與不產液體工況）、產液（進下塔空氣帶液）及精餾（膨脹空氣進上塔）影響其能耗；內壓縮與液體裝置影響能耗的關鍵是制冷與換熱系統的組織。

（1）大型空分帶液裝置在制冷方面一個顯著的特點是要求膨脹機前溫度不能高，否則，制取的高溫冷量不能充分回收，所以膨脹機前溫度對能耗有很大影響。中壓膨脹機制冷能力較低壓膨脹機強，一般通過增大流量來增大制冷量，對于液體比例較大的場合，要求機后盡可能帶液，因為低壓液體品質較高。

（2）對內壓縮流程，換熱系統較復雜，例如化工型流程空分設備正流空氣有0.5M Pa、2.7M Pa、4.0 M Pa、7.0M Pa四個級別，返流氣體有 0.015M Pa、0.5 M Pa、8.5（或者其他）M Pa三個級別，這樣就使得傳熱系統溫度梯度較復雜，只有合理的溫差分布才是降低能耗的關鍵，為此在流程組織上特設置一個污氮與高壓空氣換熱器。

（3）理論上講是多股流混合介質設計在同一換熱器里，讓各介質傳熱自動平衡，能耗最低，但是這樣會造成全部換熱器均為高壓換熱器，會造成投資的急劇增加，所以換熱器組織還是采用高低壓分開的辦法，更為經濟些。

（4）一般選擇高壓液空或者液氮壓力在臨界壓力以上，無液化段，液氧超臨界壓力換熱。對同一種物質來說，較高的飽和壓力對應較高的飽和溫度。提高壓力則可以提高液化溫度，使氣體變得容易液化。即在一定溫度下，可以通過提高壓力來使它液化。但是，對每一種物質來說，當溫度超過某一數值時，無論壓力提得多高，也不可能再使它液化。這個溫度叫“臨界溫度”。臨界溫度是該物質可能被液化的最高溫度。與臨界溫度對應的液化壓力叫臨界壓力。

不同的物質具有不同的臨界溫度和臨界壓力，如表1所示。

在臨界溫度及臨界壓力下，氣態與液態已無明顯差別；超過臨界壓力時，溫度降至臨界溫度以下就全部變為液體，沒有相變階段和相變潛熱。反之的氣化過程也相同。

對內壓縮流程，液氧在裝置內壓縮到所需的壓力后再在高壓熱交換器中復熱氣化。如果液氧的壓縮壓力低于臨界壓力(例如煉鋼用氧壓力3.0M Pa)，則在熱交換器的氣化過程中，有一段吸收熱量、溫度不變的氣化階段，然后才是氣體溫度升高的過熱階段；如果液氧的壓縮壓力高于臨界壓力(例如化工用氧壓力6.0M Pa或更高)，則在熱交換器的氣化過程中，沒有一個溫度不變的氣化階段，這將影響高壓熱交換器的傳熱性能，在設計時需要充分考慮。

正是由于超臨界狀態換熱具有很好的性能，所以一般液體空分或者液化裝置選擇3100k Pa作為循環機的排壓（膨脹機增壓端增壓后壓力在臨界壓力之上），使得高壓液化空氣能夠有很均勻的換熱性能，能節省一定的能耗，尤其冷端不至于需要大量高品質冷量才能液化，這是超臨界壓力換熱較臨界壓力以下流體換熱的優勢。

表1 不同物質的臨界溫度和壓力

4 換熱器系統設計

換熱系統嚴格來說多股流混合介質設計在同一換熱器里，讓各介質傳熱自動平衡，能耗最低，但是這樣對于內壓縮流程會造成全部換熱器均為高壓換熱器，會造成投資的急劇增加，所以2萬等級以上內壓縮換熱器組織還是采用高低壓分開的辦法，更為經濟些，2萬等級以下采用全部高壓換熱器配置。

換熱器設計遵循同一端面物流溫度相等原則（這樣換熱效果最佳），不允許出現跨通道換熱（即負溫差，流體既放熱又吸熱，導致換熱面積無效），同時考慮0.3K的金屬熱傳導損失，對最小換熱溫差有一定要求。

熱端溫差同冷損直接相關，所以對于制冷能耗影響較大，熱端溫差大，制冷流路的能耗損失大。所以制冷流路較弱的流程（不設置增壓機，膨脹空氣進上塔流程，膨脹空氣量大則對精餾不利）熱端溫差不宜大，低壓膨脹機進氣設置產液與不產液兩個抽口，以保證換熱。而對于制冷流路較強（膨脹空氣進下塔）的流程則可以適當放大，因為內壓縮流程復熱流路能耗影響較大，擴大熱端溫差可減小復熱能耗（將熱段溫差擴大，可以使中抽量大，產液多），所以內壓縮流程熱端溫差3K和4K能耗幾乎相等，尤其產液體較大的場合；而對于單純以液體產品為主的裝置，制冷流路則很重要，要求熱端溫差在滿足換熱的情況下盡可能小。

熱端溫差推薦值：

內壓縮流程：分體式、低壓換熱器：3K，高壓換熱器：4K，4.5K，5K，混合式換熱器：4K；

外壓縮流程：2.5K，3K；

液體裝置：2.5K，3K，3.5K，4K。

當然換熱器長度（長度長，阻力大，能耗高）與面積（長度長，面積大可以使得溫差小，能耗低）是兩個矛盾體，而厚度與寬度則是受釬焊爐尺寸限制。

冷端溫差與有效能損失有關，溫差越小，有效能利用率越高，一般取主要流體溫差3K。換熱流路布置的原則為正反流壓力相近布置原則（即冷流體較熱流體壓力等級相近且低，例如內壓縮如果有壓力氮氣，優先配入高壓主換熱器），換熱溫差?。ㄔ谧钚夭钜陨?，不得出現跨通道換熱），這樣有效能的損失最小。

換熱器布置方式有：全部采用高壓換熱器混合式（內壓2萬等級以下，上段中抽再生污氮氣）；高低壓分開混合式（2萬等級以上空分，所有換熱器物流平均分配）；全低壓換熱器分體式（即返流不同流股單獨設置換熱器，將正流空氣按照焓值分別配置，為量小的場合）和混合式（所有換熱器平均分配物流，為量大的場合）。換熱器的阻力影響能耗，一般低壓反流14～16k Pa，正流12～15k Pa。

對于過冷器，除了逆流布置形式，已開發出新型的錯流式過冷器，新型的錯流式過冷器氣體側使用新型翅片，大大提高了換熱效率，比傳統過冷器輕5%，截面減小了16.5%，芯體無拼接，降低了氣側33%的流動阻力，制造周期短，冷箱內布置方便。

總管道采用直管一通到底方式由于無彎管阻力小分配較均勻，流路配置較推薦采用此種方式，氣流分配盡可能減少彎頭，一般采用A F TA R R O W軟件進行阻力分析，以使得換熱器的分布和走向最佳。

主換熱器（6.0M Pa以下）國產能夠滿足（但是阻力偏大），也可以采用進口（進口阻力低2～5k Pa，采用高效翅片，噸位小，更緊湊）；6000k Pa以上采用進口（進口承壓高，可滿足20000k Pa）。

5 換熱溫差的影響

在主換熱器內任意一個與氣（液）流方向垂直的截面，則很明顯，從主換熱器熱端到這個截面之間的熱流體放出的熱量等于冷流體吸收的熱量。假設在這個截面的高壓空氣（液空）的溫度為x，則可確定在這一點的高壓空氣（液空）和低壓空氣（指熱段）的焓值，因進入熱端的高壓空氣和低壓空氣的焓值是已確定的，故根據焓差與流量的乘積就可計算出流體從熱端到此截面之間的放熱量。冷流體吸收的熱量與熱流體放出的熱量相等，冷流體出主換熱器熱端的狀態（包括焓值）是已經確定了的，這樣冷流體在此截面的焓值就可以計算出來，從而可以得到冷流體在此截面的溫度t。再將x與t相減，就得到此截面熱流體與冷流體之間的傳熱溫差。

傳熱溫差與不可逆損失的關系。溫差是傳熱過程的推動力，溫差越大，則傳熱作用越強。一般來說，在傳熱量一定時，傳熱溫差越大，則所需要的換熱面積就可以減少。但是溫差越大，則傳熱過程的有效能損失也就越大。因溫差引起的傳熱過程的有效能損失計算公式為：

Π=T0×Q(Th-Tc)/Th×Tc式中，T0為環境溫度，Q為傳熱量，Th為熱流體溫度，Tc為冷流體溫度，Π為傳熱過程中因存在溫差而產生的火用損失。

公式表明，傳熱溫差與火用損失成正比。

因此，主換熱器內的傳熱溫差過大或過小都不好，溫差越大，則由于溫差而產生的火用損失就越大；但是如果傳熱溫差過小，則所需要的換熱面積就大，這樣不僅主換熱器的成本（價格）要提高，而且換熱器內各流體的阻力往往也要增加，從而阻力產生的火用損失也要增加。

相對而言，外壓縮流程空分設備主換熱器內部的傳熱溫差較為均衡，一般在2～6K之間。但在內壓縮流程中，因液氧開始汽化時與全部汽化的傳熱溫差相差很大，換熱器內的傳熱溫差會很不均衡。所以一般來說，內壓縮流程空分設備的換熱器（主要是使液氧汽化的換熱器）中的不可逆損失要比外壓縮流程的大，但是如果能合理安排各冷熱流體在主換熱器中的換熱，能正確選擇高壓空氣的壓力和流量，則有可能使得內壓縮流程空分設備主換熱器內的傳熱溫差分布相對均衡和合理一些，不可逆損失也小一些。

6 主冷凝蒸發器的換熱

主冷凝蒸發器的溫差沿著主冷高度的分布圖見圖1（相變及無相變的各種換熱類型都存在）。

下塔頂部壓力578k Pa，飽和態氮氣（組分N2：0.999997；A r：0.0000003），飽和溫度 95.865K。

上塔底部壓力140k Pa時，板式頂部液氧（組分O2，0.996，A r：0.004），飽和溫度 93.27K，由于有 2.2 m的液柱靜壓，板式底部壓力165k Pa（此壓力下液氧飽和溫度95.07K），液氧處于過冷態，過冷度1.8 K，在板式中間隨著液氧的壓力降低（液柱靜壓從底部到頂部，先為全液體，出現氣泡后，逐漸增多，成為氣液混合物，氣體逐漸增多，到板式頂部大約有31%的液體汽化，液氧循環倍率為3.225，（一般液氧循環倍率取3～5即可））；對數溫差1.02K，熱端溫差1.838 K，冷端溫差2.18 K，最小溫差0.5K（一般主冷凝蒸發器的對數溫差只需大于0.8K即可滿足）。

液氧過冷區與液氮液-液換熱，達到飽和點后，進行相變換熱，此時液氧壓力162k Pa左右，同時飽和點也隨著壓力的降低（液柱靜壓減?。┒档停貉踹M入相變換熱區（與氮氣同為相變換熱區），壓力降低至板式出口為140k Pa（氣液化合物），69%的液體占液柱靜壓約17k Pa，板式阻力3k Pa，剩余5 k Pa轉化為氣液混合物的壓力頭，出口有一定的流速，即勢能轉化為動能；而實際上氣液混合物的出口密度僅僅為液氧的1/40，即液氧隨著相變汽化的進行，密度由100%的液體密度，逐漸變為相當于2.5%的液體密度，所以嚴格來說，應該是底部所產生的液柱靜壓25k Pa同出口69%的液體的液柱靜壓（氣體忽略）與其動能及阻力之和相等，也即mgh=0.69 mgh+0.5×(0.69m)v2+f，但是此公式僅僅適合出口界面，其他界面只需將氣化率0.31改變即可），液氧汽化后出口為飽和態，氮氣也為飽和態進氣，在板式上段進行大溫差的相變換熱，但是由于氣液混合物的流速逐漸增大，導致液氧與板式壁面接觸的層面僅僅局限于邊界層，因此受到氣液混合物的流速漸增的影響（未汽化液體無法接觸壁面），換熱實際上在上段逐漸趨緩（只進行氣-氣換熱，液體做垂直上拋運動，無法貼近壁面，氣相換熱溫差小而較弱），而在流速較緩的中部區達到最大（相變換熱），底部由于有過冷區以及相變區溫差小，換熱較弱。

所以液氧的換熱為先為過冷態換熱，然后隨著壓力降低，溫差擴大，進行變相換熱，隨著壓力的降低，飽和點也隨著降低，溫差逐漸擴大，出口地方溫差擴大到1.86K（95.86～94.0K），但是由于液相有向上的壓力頭，致使上段液相不能完全接觸到板式壁面，能接觸到的液體汽化后，在壁面形成邊界層，與板式壁面換熱溫差漸漸縮小，換熱微弱，同時氣-氣無相變換熱效果差，所以在板式上段出口地方換熱又轉弱。

所以主冷板式適當有個傾角實際上對換熱是有利的（可讓主冷板式上部實現部分氣液分離，這樣液相與板式接觸更充分些），但是液氧循環倍率會減小，這是不利的地方。另外降膜主冷的板式也可傾斜，這樣更有利于增強換熱減小換熱面積與控制循環倍率。

圖1 主冷凝蒸發器溫差沿主冷高度分布圖

7 進口高壓板式

在國外，無論是在空分裝置還是乙烯生產裝置、天然氣液化裝置，高壓鋁制板翅式換熱器已有多年的應用業績，高壓換熱器的主要制造公司有法國N O R D O N、美國C H A R T、日本神鋼、德國林德等，但德國林德僅供應其自己公司，在國際上訂單較多主要是法國N O R D O N、美國C H A R T、日本神鋼的產品。

高壓板式溫差曲線如圖2。

8 結束語

目前板翅式換熱器在天然氣液化和分離、油田氣和合成氨生產、航空、汽車、內燃機車、氫氦液化、制冷、空調等領域得到越來越廣泛的應用。

自從1930年英國M a r s t o nE x c e l s i e r公司利用銅合金浸漬釬焊方法制成航空發動機用板翅式換熱器以來，板翅式換熱器的試驗和理論研究、設計制造不斷得到深入，由于板翅式換熱器具有傳熱效率高、結構緊湊輕巧、適應性大等一系列優點，所以近半個世紀來被廣泛使用于空分設備中，并在空分設備流程的工作壓力降低、整機液化率提高、節省能耗等方面起到重要作用。

一般通過翅片的優化和通過改變傳熱機理，通過A F TA R R O W阻力分析軟件對不同換熱器布置模式下系統阻力進行分析，可以找到合適的換熱器的布置和走向方案。

換熱系統與空分設備的節能緊密相關，可通過提高板翅式換熱器的翅片性能，提高換熱器效率，強化主冷凝蒸發器的換熱效率，降低主冷溫差，合理配置管道以及單元設備的布置降低管道和單元設備布置不合理帶來的壓力損失，適當降低流體的流速來降低管道的阻力等措施來降低能耗，

圖2 高壓板式溫差曲線

從而實現節能目的。