加氫空冷器注水管道孔板流場及壓降特性分析

金 浩 哲，高 帥 棋，顧 鏞，劉 驍 飛，王 超

( 浙江理工大學 流動腐蝕研究所，浙江 杭州 310018 )

0 引 言

加氫反應流出物空冷器(REAC)作為石油化工的重要設備之一，長期運行于高溫、高壓、臨氫工況，存在著極高的運行風險[1]．經過加氫反應后，原料油中N、Cl、S等易轉化為腐蝕性組分NH3、HCl、H2S，在冷換設備的流動、傳熱、相變過程中，形成NH4Cl或NH4HS等銨鹽顆粒，沉積并迅速堵塞管束[2-3]．近年來，隨著我國原油進入開采末期，原油劣質化的趨勢逐漸加劇，在煉油過程中換熱器、空冷器的管束因銨鹽結晶堵塞造成的流動腐蝕失效事故屢見不鮮，引發多起非計劃停工事故[4-5]．研究發現增設脫氯或脫硫工藝能降低NH4Cl和NH4HS結晶溫度，減少結晶量，緩解管束堵塞[6]．美國石油學會(API)建議在加氫空冷器前設置工藝注水點來溶解洗滌銨鹽，從而避免銨鹽結晶堵塞問題[7]．美國腐蝕工程師協會(NACE)建議在空冷器前注入足夠的水，確保入口有至少25%的液態水[8]．目前加氫空冷器的注水方式多采用多點注水，但因注水后各支管的阻力降很難完全平衡，造成各支管的流量產生一定誤差，引發空冷器并聯狀態下的油氣水多相流分布不均衡．

近年來，孔板常被用于代替流量計，用于平衡各注水支管的流量．與傳統單孔孔板相比，多孔孔板的應用能有效減小壓力損失，避免孔板后渦流的形成，減輕湍流引發的摩擦和振動，提升抗干擾能力[9-10]．Shan等[11]通過平面粒子圖像測速系統得到不同開孔直徑比β0(β0為孔徑與管徑之比，β0=d/D)下孔板附近的大面積速度場，并對孔板后流域進行分區定義，研究發現壓損系數隨β0的增大而減小．Zhao等[12]以薄孔板(厚度2 mm)為實驗研究對象，發現在相同開孔直徑比β0和孔板厚度下，壓損系數隨孔板相對厚度的增加而單調減小．Shaaban[13]研究了孔口倒角對壓損的影響，指出當孔板上端面孔口倒角為50°、下端面孔口倒角為7°時，孔板壓損最小．耿艷峰等[14]根據仿真結果開發了一種槽式孔板，并通過實驗數據得到槽式孔板壓降倍率的相關式，推薦使用小孔徑比的槽式孔板．Zhao等[12，15-16]也通過研究得到孔的分布對壓損系數有影響．目前針對孔板壓損系數的研究主要集中在孔板結構本身，沒有與孔板的應用背景相聯系，缺乏對實際具體應用的指導性．

因此，本文在分析加氫REAC工藝過程的基礎上，結合空冷器管束內NH4Cl結晶及沖洗機理，建立相應的注水評價標準．在此基礎上，結合流體仿真技術，研究空冷器注水管道中不同孔板結構對壓損系數的影響規律，并確定適用于加氫REAC注水管道的孔板結構．研究成果有望為加氫REAC的注水系統設計、注水效果優化等提供有效理論指導．

1 空冷器工藝關聯分析及銨鹽結晶沖洗機理

1.1 工藝關聯分析

本文以某石化企業的加氫REAC為研究對象，其工藝流程圖如圖1所示．自E-7101B來的加氫反應流出物分別經換熱器E-7102A、E-7102B與混氫原料油、低分油換熱后，進入加氫反應流出物空冷器A-7101冷卻后再進入高壓分離器D-7103進行油、氣、水三相分離．高壓分離器D-7103分離出的氣體進入循環氫脫硫系統，脫硫后的循環氫升壓后與壓縮后的新氫混合再返回反應系統；高壓分離器D-7103分離出的油相進入到低壓分離器D-7104再次分離；低壓分離器D-7104頂部分離出低分氣，低壓分離器D-7104和高壓分離器D-7103底部分離出的含硫污水經混合后，送至裝置外進行含硫污水處理．由于原料油中Cl、S、N等介質在加氫反應過程中會生成HCl、H2S、NH3等易結晶組分，在空冷器管束冷卻降溫過程中形成NH4Cl和NH4HS等銨鹽顆粒結晶析出，因此腐蝕風險極高，故企業通常在加氫反應流出物空冷器A-7101前設置注水點注入除鹽水以洗滌銨鹽，防止空冷器內銨鹽顆粒沉積堵塞．

圖1 加氫REAC工藝流程圖

1.2 銨鹽結晶機理

在加氫反應過程中，原料油中含的N、Cl有機化合物與H2反應，生成NH3、HCl．反應流出物進入空冷器后，隨著溫度的降低，氣相中的NH3與HCl發生可逆反應，如式(1)所示．當NH4Cl結晶達到平衡時，溫度與NH3、HCl的分壓關系如式(2)所示．其中K=pHCl×pNH3，為結晶達到平衡時的平衡常數[3]．

(1)

0=-176+0.287 0T-0.008 314T×

ln(0.75×10-4×pHCl×pNH3)

(2)

當分壓的乘積超過相應的結晶反應平衡常數K，反應物流會生成NH4Cl銨鹽顆粒，沉積堵塞空冷器管束；管束堵塞后管內流體的溫度會不斷降低，使NH3與HCl分壓的乘積進一步偏離結晶反應平衡常數K，導致NH4Cl進一步結晶沉積堵塞．而NH4Cl銨鹽極易溶于水，因此在反應產物進入空冷器前注入除鹽水，可有效避免銨鹽的沉積堵塞，注水洗鹽機理如圖2所示．

1.3 注水效果評價

空冷器前注入的除鹽水在流經彎管、三通或者孔板等位置時，由于渦流區的形成以及流體流速方向、大小的急劇變化，會產生局部能量損失，引起管道系統產生壓降．同時，對于空冷器注水管道，支管壓力分布不均、渦流量等都會造成管道流體發生偏流，導致注水量失衡，影響洗鹽效果．為保證多管道系統并聯環境下的流體平衡分布及壓損控制，本文采用壓損系數ξ與偏流指數S來綜合評估注水效果．

圖2 注水洗鹽機理圖

壓損系數為

(3)

式中：Δp為孔板上下游管壁處靜壓差，Pa；ρ為水的密度，kg·m-3；u為管道來流速度，m·s-1．根據國家標準GB/T 2624.2—2006[17]，孔板上游壓力大約在孔板上游1D(D代表注水管道出口管直徑)處測得，而孔板下游壓力大約在下游6D處測得．

偏流指數為

(4)

式中：qi為各支管出口質量流量，kg·s-1；q0為注水管進口質量流量，kg·s-1；N為支管數．

2 空冷器注水管道布管及孔板模型構建

2.1 空冷器注水管道布管

圖3所示為某石化企業加氫REAC前注水管道、孔板現場及內部結構圖．該套注水系統注水總量為17 t/h，由分流管匯和并聯的a、b、c、d 4路支管組成，入口端管道規格為DN100 mm，出口端管道規格為DN50 mm．為保證管內流動充分發展，孔板上下游管段的長度設為10D．

2.2 孔板模型構建

圖3 注水管線及孔板結構圖

表1 孔板結構參數

3 數值解法

3.1 控制方程

根據加氫空冷器注水管道內水流經孔板的實際流動情況，做出如下假設：(1)流體為不可壓縮流體；(2)流體與壁面之間無熱交換；(3)流動狀態為穩態，管內流體為液相水．因此，流體的連續性方程和動量方程可表示為

(5)

(6)

考慮到流體在管道內的流動為充分發展的高雷諾數湍流，故選擇標準k-ε湍流模型與標準壁面函數法對動量方程進行封閉求解．湍動能和湍流耗散輸運方程為

(7)

(8)

(9)

式中：u、p、ρ、μ、μt分別為流體的速度、壓力、密度、動力黏度、湍流黏度；k、ε、Gk分別為湍流動能、湍流動能耗散率、由層流速度梯度而產生的湍流動能；C1ε=1.44，C2ε=1.92，Cμ=0.09，σk=1.0，σε=1.3[20]．

3.2 邊界條件及網格劃分

計算模型采用標準k-ε湍流模型，湍動能、動量和湍流耗散率采用一階迎風格式進行離散，壓力項采用Standard格式，壓力-速度耦合方程求解采用SIMPLE方法．管壁與孔板為無滑移壁面，管內流體為常溫水，入口流速u=5.35 m·s-1，水的密度ρ=998.2 kg·m-3．出口為壓力出口，出口表壓為0．

網格劃分時，孔板前1D、孔板后3D管段內采用間隔1.5 mm的四面體混合網格，孔板處采用間隔1 mm的四面體混合網格，其余管段包括支管剩余部分、分流管匯部分均采用間隔4.5 mm 的四面體混合網格．管道整體有基礎高度0.2 mm，增長率1.2的5層邊界層，孔板前1D、孔板后3D管段與其余管道采用interface連接．為驗證網格無關性，本文計算了n=1時孔板管道壓降．網格數低于203×104時壓差Δp隨網格數的增加而急劇減小，網格數超過291×104后，Δp穩定在130 kPa左右，因此本文采用291×104網格數量畫法，如圖4所示．

圖4 局部網格圖

3.3 模型方法的實驗驗證

為驗證本文計算方法的準確性，本文計算了文獻[21]實驗中不同孔數、孔徑下流體壓力損失，如圖5所示．管道規格為DN50 mm，孔板上、下游分別距孔板5D、10D．管內流體為液相水，壁面為無滑移壁面，出口壓力為0．從圖中可以看出，等效直徑比β=0.6，流速u=1.375 m·s-1的本文的數值計算結果與實驗結果基本吻合，證明本文采用模型方法的準確性．

圖5 實驗與模擬對比圖

4 數值計算結果分析

4.1 相對厚度對壓損系數的影響

圖6所示為不同孔數下各支管相對厚度對壓損系數影響曲線．壓損系數隨相對厚度的增加而減小，下降幅度逐漸減小直至趨于穩定，此外相對厚度對壓損系數的影響受孔數的制約．在相同的孔數下，當R<0.822時，壓損系數隨相對厚度的增加而快速減小，且孔數越少壓損系數減小越快．然而當R≥0.822時，相對厚度的增加對壓損系數幾乎沒有影響，且這種現象隨著孔數的減少而愈發明顯．同時4個支管壓損系數的變化趨勢相同．

圖7所示為不同相對厚度下支管d速度分布云圖．流體在流經孔板時，截面積突然減小，流體速度加大并在通過孔板時收縮到射流．緊接著射流收縮至縮脈[22]，流速增至最大，靜壓降至最小．最終在孔道內或孔板下游，射流逐漸擴張回管徑．當R<0.822時，縮脈位于孔板下游(a-a)，且隨著孔板相對厚度的減小逐漸遠離孔板．與此同時由于孔板后回流區域增大，引起回流渦流的黏性損耗增大，導致壓力損失增加．與之不同的是當R≥0.822 時，縮脈位于孔道內(b-b)，且其位置不隨孔板相對厚度的改變而改變．與此同時孔板后回流區域保持穩定，故回流渦流的黏性損耗也保持穩定，因此壓力損失趨于穩定．值得注意的是，相對厚度對壓損系數的影響受孔數的制約，即孔數越少，相對厚度對壓損系數的影響越大．孔數的減少使得孔間的回流減弱，管壁的回流增強，最終導致總體回流面積增加．與此同時，總體回流面積的增加使得黏性損耗隨之增加．因此相對厚度對壓損系數的影響隨孔數的減少而愈發明顯．

4.2 孔數對壓損系數的影響

圖8所示為不同孔板相對厚度下不同孔數對壓損系數的影響曲線．在R≤0.189時，隨著孔數的增加，壓損系數先減小后增大．在R>0.189時，隨著孔數的增加，壓損系數先快速增加后緩慢增加．且R越大，這種壓損系數隨孔數增加的影響效應越小．孔數對壓損系數的影響也受到孔板相對厚度的制約．當n<19時，孔數對壓損系數的影響較大．然而當n≥19時，孔數對壓損系數的影響較小且隨相對厚度的增加進一步減小．同時4個支管壓損系數的變化趨勢相同．

圖9(a)為裝有R=0.189孔板的支管d速度分布云圖．由此可知孔板相對厚度較小時縮脈位于孔板后．當孔數較少時(n<19)，孔數的增加使回流密集區域由管壁向孔間轉移．與此同時管壁及孔間的回流均逐漸減弱，因此壓力損失隨著孔數的增加而減小．值得注意的是由單孔至多孔的壓損突變現象尤其明顯．當孔數較多時(n≥19)，由于β相同，孔數的增加導致孔徑及孔間距減小．

因此回流密集區域由孔間轉移到管壁．同時由于管壁附近孔的射流尾跡向管束中心靠攏，引起管壁回流區增大，最終導致壓力損失隨著孔數的增加而增大．圖9(b)為裝有R=1.148孔板的支管d速度分布云圖．由此可知孔板相對厚度較大時縮脈位于孔道內．當孔數較少時(n<19)，孔板厚度隨著孔數的增加而減小，使得高流速區域在孔內占比增大．其次流速越高，流體對于壁面的剪切應力越大．因此壓力損失隨著孔數的增加而增大．當孔數較多時(n≥19)，高流速區域在孔內占比不再隨孔數的增加而明顯變化．因此孔數的增加反而使壓力損失趨于穩定．

4.3 壓損系數對注水管道偏流的影響

相對厚度在0.82～1.47的單孔和7孔孔板有較小的壓力損失，故對以上孔板結構進行管道流體分配和流動情況分析，圖10為各支管質量流量與壓損系數變化．各支管出口流量不等，qa>qb，qd>qc，且qb最小．與之不同的是ξa<ξb，ξd<ξc，且ξb最大．這表明流量與壓損系數呈負相關．由于注水管道對稱設計，重力垂直管道向下，管道結構對偏流的影響降到最低．由此可知各支管孔板前的壓力基本相等．綜上所述，壓損系數越大(也即孔板前后壓力差越大)，支管后壓力越低，因此該支管流量越小．對于此空冷器系統的注水管道，相對厚度為1.474的單孔孔板壓力損失小，且偏流指數小(S=0.014 773 25)，平衡流量的綜合效果最好．

5 結 論

(1)在相同的等效直徑比和孔數下，壓損系數隨孔板相對厚度的增加而迅速減小，繼而趨于穩定；0.822是壓損系數達到穩定的臨界相對厚度；孔數越少，相對厚度對壓損系數的影響越大．

(2)在相同的等效直徑比和相對厚度下，較薄孔板的壓損系數隨孔數增多先減小后增大，而較厚孔板的壓損系數隨孔數增多而增大，相對厚度在0.189～0.499時有一個中間值區分薄孔板和厚孔板；當孔數小于19時，孔數對壓損系數的影響較大，而當孔數大于等于19時，孔數對壓損系數的影響較小且隨相對厚度的增加進一步減小．

(3)流量與壓損系數呈負相關，相對厚度為1.474的單孔孔板平衡流量的效果最好．推薦此空冷器注水管道中應用該結構孔板．