一种机械密封系统换热器的设计优化

刘莉，张有华，彭敏

（中密控股股份有限公司，成都 610045）

近些年来我国对环保和安全问题愈加重视，各行业针对环保和安全相关的法律法规要求越来越严。在石油化工领域，石油的二次加工如加氢裂化、重油渣油加氢装置等项目建设增加，其介质多数具有高温、易爆的特性，高温泵的机械密封及密封辅助系统需要高效、稳定地工作，尤其是辅助系统中的换热器，在节能、增效等方面改进换热器性能，提高传热效率、降低管阻等方面的要求也越来越高。换热器的结构研发也在不断更新[1]。

在高温热油泵中，往往会因循环散热不佳、温度高，导致密封端面液膜不稳定、石墨材料易产生泡疤等问题，从而导致机械密封承压能力削弱、安全性降低、泄漏量增大[2]。为此，本文除了对冲洗方案为Plan 23 或Plan 53B 中的机械密封优化改进外，还对配套使用的机械密封辅助系统换热器进行分析及设计优化。

1 两种典型的换热器结构分析

在国内石油、化工等领域中，最常见的用于机械密封辅助系统换热器换热管结构为螺旋管式，但普遍存在一些缺陷：进出口布置不合理、管道过长、管阻大、循环不畅、施工困难等。例如：1.2 m2的换热器，若采用外径为12 mm 的钢管[3]，需长31 800 mm；若采用外径为22 mm 的钢管，需长17 400 mm。且又因空间结构的限制，螺旋式换热管[4]过长，盘径过小，盘圈过多，导致换热管内热流体阻力较大，循环不畅[5]。下面针对两种典型的换热器结构进行分析。

1.1 换热器型式1

如图1 所示，热流体通入管程（FI、FO），冷流体通入壳程（CI、CO）。换热器热流体从FI 口进入，从上往下流动，再经过盘管由下向上流动，从FO 口流出；冷流体从侧面CI 口进入，从套筒外向下流动，再流入套筒内部，由下向上流动，从顶部CO 口流出。

图 1 换热器型式1 的流体走向Fig.1 Heat exchanger type 1 flow direction

该设计有两个弊端：流体流动过程中，温度变化导致密度变化，前半程增大了冷流体的管阻，后半程增大了热流体的管阻；另一个缺点是冷热流体并流方式，换热效率低。

实际使用情况也是如此，经现场大量数据反馈，CI 口上方与内套筒之间的冷流体处于不流动，甚至该区域可能出现未充满冷却水的情况，导致该区域的冷流体未充分参与冷却循环，热流体循环流量低，换热效果差。

1.2 换热器型式2

如图2 所示，换热器热流体从FI 口进入，流经换热管后从FO 口流出；而冷流体也同样从顶部（上封头）CI 口进入，往下流经中间内部套筒后，再从顶部（上封头）CO 口流出。

图2 换热器型式2 流体走向Fig.2 Heat exchanger type 2 flow direction

热/冷流体上进上出结构与图1 所示换热器热流体上进上出、冷流体侧进上出结构相比较，除冷流体入口CI 由壳程中间改至上面外，其他没什么变化，其弊端与图1 一致。

2 优化后换热器结构

为了解决“管阻过大、循环不畅、冷热流体流向不合理”这些难题，主要从以下几个方面着手考虑优化。

2.1 增大盘管管径

增大盘管管径，可以增大过流面积，减少盘管长度，降低流体管道阻力[6]。

但随着管径增大，增加了盘管加工的难度。绕制盘管时，施加力过大，很容易导致盘管出现压扁、裂纹、变形等缺陷[7]，因此考虑到绕制工艺受限的原因，通常这个方案不容易实现。

2.2 采用双盘管结构

在不减少换热面积的情况下，将盘管一分为二，组成双层盘管，两组小管径盘管并联后，在进出口并入一根管道FI、FO。

将盘管（热流体）入口FI 设置在换热器顶部，出口FO 设置在换热器底部，换热管为上进下出结构。壳程（冷流体）入口CI 设置在换热器底部，出口CO 设置在换热器顶部，冷流体为下进上出结构，完全实现逆流换热，如图3 所示。

图3 优化后换热器的流体走向Fig.3 Flow direction of optimized heat exchanger

热流体从封头上端FI 口进入，分别流向内外双层换热管，再从下封头底部流出，汇合后从FO 口流出。而冷流体从下封头底端CI 口进入，从上封头CO 口流出。

高温的热流体从FI 口进入后，由上往下流动，同时换热冷却，温度逐渐降低，密度增大，促进热流体向下循环。同时，冷流体从下封头的CI 口进入，经换热后，冷流体温度升高，密度减小，也利于冷流体向上循环。

工程上所用换热器的传热方式大多是热传导和对流传热同时进行。在传热过程中，冷、热流体都是流动的，因此，沿流体的流动方向上，冷、热流体件的温差是变化的。

传热公式如式（1）所示。

式中 Q——单位时间内的传热量，W；

A——传热面积，m2；

t1——冷流体的平均温度，℃；

t2——热流体的平均温度，℃；

K—— 传热系数，W/ ( m2·℃ ) 。

在利用式（1）进行计算时，需知道冷、热流体的平均温差（Δt2-Δt1）。在稳定传热过程中，冷流体吸收的热量和热流体放出的热量应是相同的，即 有：

由于冷、热流体的流量和比热都可以看作为常量，故有：

式中 T——热流体的瞬时温度，K ；

t——冷流体的瞬时温度，K 。

将式（1）代入式（2），经移项后，可得：

两边积分并经整理后，得：

在式（3）中，Δtm称为对数平均温度差。

当 Tt1/T t21 2时，Δtm可 用 算 术 平 均 温 度0.5 ^ T t1+Tt2h来代替[4]。

从传热公式可以看到，在传热面积A 和传热系数K 相同的条件下，平均温度差Δtm的值越大，所传递的热量就越大。

在冷、热流体的进、出口温度不变的情况下，逆流工况下的平均温度差要比并流工况下的平均温度差大。

如要达到同样的平均温度差值，并且冷流体的进、出口温度和热流体的温度保持不变，则采用逆流就可使热流体的出口温度下降更多。

如图3 所示，改进后的换热器采用了热流体上进下出、冷流体下进上出的逆流方式，提高了换热效 率。

2.3 安装便捷，可拆卸清洗

换热器的冷流体（冷却水），现场通常采用循环水以进行冷却。由于现场的循环水水质较差，不但溶解了较多的盐类，且含有少量的泥沙、杂质碎屑等物质。循环水与换热器的换热管外表面接触时，在高温下极容易形成水垢及沉积物。附着在换热管外壁的水垢及沉积物会降低换热器的换热效率。

解决换热效率差的方法是提供优质的冷却水或定期清理冷却系统，前者需要提高全厂区内循环水质量，是不太可行的，因此定期清理换热器内部水垢等杂质就十分必要。

为了能够便捷拆卸换热器以进行内部清理，同时避免换热器换热管的“上进下出”结构不受影响，经过反复的拆装试验，设计了一种特殊的结构，如图4 所示。换热管出口端与封头采用活接头，换热管组件部分和筒体组件部分采用的是法兰结构，在安装、检修时只需拆分换热管组件部分和筒体组件部分连接的螺栓、螺母及平垫，松动换热器底部的活接头，即可轻松取出换热管组件部分，从而对附着在换热管外壁的水垢进行清洗及检修。

图4 换热管出口端活接头型式Fig.4 Type of union at the outlet of heat exchange tube

在四川某石化现场，分别用换热器型式2 和设计优化的换热器进行了对比试验，其工况参数为：介质为乙醛、催化剂；温度为120～150 ℃；入口压力（G）0.15 MPa；出口压力（G）3.8 MPa；转速2 980 r/ min；冲洗方案选用Plan 53 B。

对换热器型式2 与设计优化的换热器进行对比试验，结果如表1 所示，可以看出优化后的换热器换热管流量明显增加，甚至流量达到了2 倍以上，换热器换热盘管出入口温差明显降低。

表1 换热器型式2 与设计优化的换热器对比试验Table 1 Comparison test of heat exchanger type 2 and optimized heat exchanger

3 优化后的换热器在高温、高热等高危泵的应用

Plan 53B 系统隔离液压力是通过囊式蓄能器来维持的。隔离液流体采用内循环装置来进行循环[8-10]。但Plan 53B 系统中换热器的换热管（管程）是主要参与循环的部分，因此管阻较大，对内循环装置的要求很高，同时需要Plan 53B 的管路和换热器的换热管充分排空，否则隔离液的循环也会受到很大的影响，甚至无法循环。而隔离液的循环效果直接关系到密封的可靠性及使用寿命[11-12]。

鉴于Plan 53B 系统普遍存在的问题，改进后的换热器首次在某2.4×106t/a 延迟焦化装置改造项目中投入使用。该项目工况为：介质为渣油、蜡油；温度334 ℃；入口压力（G）0.15 MPa；出口压力（G）3.8 MPa；转速2 980 r/min；冲洗方案选用Plan 23 + 53B。从2011 年初投入使用至今，其Plan 53B 的循环流量及流速均有明显提升，在稳定运行的条件下测得流量、热流体进出口温差达到了预期的效果。

4 结束语

高危泵改造项目中的机械密封辅助系统，Plan 53B 系统通常出现隔离液温度高、循环管阻大、石墨材质端面易起泡疤、密封寿命较短的问题[13-14]。在Plan 53B 系统中的换热器采用改进后的结构，均取得了满意的效果。在近几年的配套及改造项目中，本文改进的换热器结构，已成功应用于多个实际项目，并取得了理想的使用效果。

本文设计、改进的换热器在冲洗方案Plan 53B中使用，改善了Plan 53B 系统的循环流量、流速及减少管路阻力损失，有效带走密封端面产生的摩擦热和工艺介质的“吸热”，从而保证了机械密封的长期稳定安全地运行，达到了预期的优化改进的目标，可在Plan 23、Plan 53B 中广泛推广使用。