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WO2021019160A1 - Échangeur de chaleur avec configuration de passages et structures d'échange thermique ameliorées et procédé de refroidissement en utilisant au moins un tel échangeur - Google Patents

Échangeur de chaleur avec configuration de passages et structures d'échange thermique ameliorées et procédé de refroidissement en utilisant au moins un tel échangeur Download PDF

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WO2021019160A1
WO2021019160A1 PCT/FR2020/051345 FR2020051345W WO2021019160A1 WO 2021019160 A1 WO2021019160 A1 WO 2021019160A1 FR 2020051345 W FR2020051345 W FR 2020051345W WO 2021019160 A1 WO2021019160 A1 WO 2021019160A1
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WO
WIPO (PCT)
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refrigerant
longitudinal direction
exchanger
passage
series
Prior art date
Application number
PCT/FR2020/051345
Other languages
English (en)
Inventor
Natacha Haik-Beraud
Sophie LAZZARINI
Original Assignee
L'air Liquide Societe Anonyme Pour L'etude Et L'exploitation Des Procedes Georges Claude
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by L'air Liquide Societe Anonyme Pour L'etude Et L'exploitation Des Procedes Georges Claude filed Critical L'air Liquide Societe Anonyme Pour L'etude Et L'exploitation Des Procedes Georges Claude
Priority to AU2020323728A priority Critical patent/AU2020323728A1/en
Priority to US17/632,158 priority patent/US20220268528A1/en
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    • F28F2215/00—Fins
    • F28F2215/04—Assemblies of fins having different features, e.g. with different fin densities

Definitions

  • the present invention relates to a heat exchanger comprising a series of passages for the flow of several refrigerants to be placed in a heat exchange relationship with a circulating fluid.
  • the exchanger according to the invention can be used in a process for liquefying a mixture
  • hydrocarbons such as natural gas.
  • the technology commonly used for an exchanger is that of brazed aluminum plate and fin exchangers, which allow very compact devices to be obtained with a large exchange surface.
  • exchangers include a stack of plates which extend in two dimensions, length and width, thus constituting a stack of vaporization passages and condensation passages, some intended for example to vaporize refrigerant and the second to condense a gas. calorigenic. Note that heat exchanges between fluids can take place with or without phase change.
  • the passages are provided with fluid inlet and outlet openings.
  • the inlets and outlets placed one above the other following the stacking direction of the passages of the exchanger are united respectively in inlet and outlet manifolds of generally semi-tubular shape, through which the distribution and evacuation of fluids.
  • the inlets and outlets of the different refrigerant fluids are arranged successively, according to the length of the exchanger, in order of increasing temperature starting from the cold end of the exchanger, that is to say the point of entry into the exchanger where a fluid is introduced at the lowest temperature of all the temperatures of the exchanger.
  • the outlet temperature of a refrigerant is higher than the inlet temperature of a second refrigerant
  • the second refrigerant must enter the exchanger, following the length of the exchanger, at a position closer to the cold end than the refrigerant outlet.
  • the pinch analysis method is used to plan the way in which the fluids circulate in heat exchange relationship in the exchanger and to maximize the energy efficiency of the installation.
  • pinch refers to the minimum difference between the temperature of the refrigerants, that is to say the fluids that heat up in the exchanger, and the temperature of the circulating fluids, that is to say the fluids which cool in the exchanger, at a given point in the exchanger.
  • pinch refers to the minimum difference between the temperature of the refrigerants, that is to say the fluids that heat up in the exchanger, and the temperature of the circulating fluids, that is to say the fluids which cool in the exchanger, at a given point in the exchanger.
  • At least two different types of refrigerant passages are provided, one type of passage dedicated to the circulation of a refrigerant and at least a second type of passage dedicated to the circulation of the second refrigerant. These different type passages are not formed between the same pair of adjacent plates of the exchanger.
  • each type of passage then has a significant portion in which no fluid circulates, that is to say an inactive zone in terms of exchange with the circulating fluid.
  • refrigerants of different types circulate within the same passage, that is to say between two same plates of the exchanger, on dedicated flow portions which follow one another in the direction of the extent of the passage.
  • This solution effectively reduces the volume of the exchanger, reducing the number of refrigerant passages and improves the performance of the exchanger by minimizing the volume of inactive areas within the exchanger.
  • this section corresponds to the product between the height of the passages, the width of the passages and the number of passages of the exchanger dedicated to these fluids.
  • the refrigerants are vaporized at different vaporization pressures, they have different volume flow rates, in particular going towards the hot end of the exchanger, as the liquid refrigerants vaporize.
  • Heat exchange structures such as heat exchange waves, are usually placed in the passages of the exchanger. These structures include fins that extend between the plates of the exchanger and increase the heat exchange surface of the exchanger.
  • the object of the present invention is to resolve all or part of the above-mentioned problems, in particular by proposing a heat exchanger in which several different refrigerant fluids circulate in dedicated portions within at least one common passage and which allows a more homogeneous distribution between said refrigerants.
  • the solution according to the invention is then a heat exchanger comprising several plates parallel to each other and to a longitudinal direction, said exchanger having a length measured in the longitudinal direction, said plates being stacked with spacing so as to define a first series of passages. for the flow, in an overall direction of flow parallel to the longitudinal direction, of at least a first refrigerant and a second refrigerant, at least one passage of the first series being defined between two adjacent plates and comprising:
  • first inlet configured to introduce the first refrigerant into a first portion of said passage and a first outlet configured to discharge the first refrigerant from the first portion
  • At least a second inlet configured to introduce the second refrigerant into a second portion of said passage and a second outlet configured to discharge the second refrigerant from the second portion
  • said first inlet, second inlet, first outlet and second outlet being arranged so that said at least one passage of the first series is divided, along the longitudinal direction, into at least the first portion and the second portion
  • first heat exchange structure arranged in the first portion and comprising at least a series of first fluid guide walls having first leading edges extending orthogonally to the longitudinal direction so as to face, in whole or in part , to the first refrigerant when it flows into the first portion,
  • a second heat exchange structure arranged in the second portion and comprising at least a series of second fluid guide walls having second leading edges extending orthogonally to the direction longitudinal so as to face, in whole or in part, the second refrigerant when the latter flows into the second portion,
  • cross-sectional area of the second leading edges is greater than the cross-sectional area of the first leading edges, said cross-sectional areas being measured orthogonally to the longitudinal direction and per meter of exchanger length .
  • the invention may include one or more of the following characteristics:
  • the cross-sectional area of the second leading edges corresponds to the cross-sectional area of the first leading edges increased by a multiplying coefficient at least equal to 1, 3, preferably between 1, 5 and 5. that said said at least one series of first fluid guide walls and said at least one series of second fluid guide walls respectively form at least one first corrugation and at least one second corrugation each comprising a plurality of successive fins in a lateral direction which is orthogonal to the longitudinal direction and parallel to the plates, with wave tops and wave bases alternately connecting said fins.
  • the first fluid guide walls have a first thickness and the second fluid guide walls have a second thickness, the second thickness being greater than the first thickness.
  • the second heat exchange structure comprises several series of second fluid guide walls, said series succeeding one another in the longitudinal direction and each forming a second corrugation having a direction of corrugation parallel to the lateral direction, each second corrugation being offset by d 'a second predetermined distance, in the lateral direction, relative to a second adjacent corrugation, and having a second clamping length in the longitudinal direction.
  • the first heat exchange structure comprises several series of first fluid guide walls, said series following one another in the longitudinal direction and each forming a first corrugation having a direction of corrugation parallel to the lateral direction, each first corrugation being offset by d 'a first predetermined distance, in the lateral direction, relative to a first adjacent corrugation, and having a first clamping length in the longitudinal direction.
  • the second clamping length is less than the first clamping length.
  • said at least one passage of the first series further comprises a third inlet configured to introduce a third refrigerant into a third portion of said passage and a third outlet configured to discharge the third refrigerant from the third portion, said third inlets and third outlets being arranged so that said at least one passage of the first series is divided, along the longitudinal direction, into at least the first portion, the second portion and the third portion, the third portion comprising a third heat exchange structure comprising at least one series of third walls fluid guide having third leading edges extending orthogonally to the longitudinal direction so as to face, in whole or in part, the third refrigerant when the latter flows into the third portion, the section surface total cross-sectional area of third leading edges being greater than the total cross-sectional area of second leading edges and / or greater than the cross-sectional area
  • the invention relates to a heat exchange method implementing at least one heat exchanger according to the invention, said method comprising the following steps:
  • said circulating fluid stream exchanging heat at least with the first refrigerant via the first heat exchange structure and with the second refrigerant via the second heat exchange structure.
  • the process according to the invention can be used in a process for cooling, or even liquefying, a stream of hydrocarbons such as natural gas as a stream of circulating fluid, said process using at least one exchanger.
  • heat according to the invention said method comprising the following steps:
  • partial refrigerant stream at at least two different pressure levels to produce at least the first refrigerant and the second refrigerant respectively
  • the heat exchanger by at least the first inlet of at least one passage of the first series, flow of the first refrigerant in at least a first portion of the passage and discharge of the first refrigerant through the first outlet of said passage,
  • the first and second refrigerant fluids flow in the longitudinal direction in a generally ascending direction, the second portion for the flow of the second refrigerant being arranged, in the longitudinal direction, downstream of the first portion for the flow of the first refrigerant, the second refrigerant having a pressure greater than the pressure of the first refrigerant.
  • the first refrigerant is discharged from the passage at a first temperature and the second refrigerant is introduced into the passage at a second temperature, the second temperature being lower than the first temperature.
  • the present invention can be applied to a heat exchanger which vaporizes at least two partial streams of a fluid with two liquid-gas phases as refrigerants, in particular at least two partial streams of a mixture of several constituents, for example a mixture of hydrocarbons, by heat exchange with at least one circulating fluid, for example natural gas.
  • the stream of hydrocarbons can be natural gas.
  • the liquefaction process is implemented in a process for the production of liquefied natural gas (LNG).
  • LNG liquefied natural gas
  • natural gas refers to any composition containing
  • hydrocarbons including at least methane.
  • Fig. 1 is a schematic sectional view, in a plane parallel to the plates of the exchanger, of a refrigerant passage of a heat exchanger according to the prior art.
  • Fig. 2 is a schematic sectional view, in a plane orthogonal to the plates and parallel to the longitudinal direction of the exchanger, of a series of passages of the heat exchanger of FIG. 1.
  • Fig. 3 is a schematic sectional view, in a plane parallel to the plates of the exchanger, of a passage of a heat exchanger according to one embodiment of the invention.
  • Fig. 4 is a schematic sectional view, in a plane orthogonal to the plates and parallel to the longitudinal direction of the exchanger, of a series of passages of the heat exchanger of FIG. 3.
  • Fig. 5 shows on the one hand the curves of the exchange diagram of a conventional heat exchanger as illustrated in Fig. 1 and on the other hand the exchange diagram curves of an exchanger according to the invention as illustrated in FIG. 3.
  • Fig. 6 is a schematic sectional view, in a plane parallel to the plates of the exchanger, of a passage of a heat exchanger according to another embodiment of the invention.
  • Fig. 7 shows a heat exchange structure of an exchanger according to one embodiment of the invention.
  • Fig. 8 shows a heat exchange structure of an exchanger according to another embodiment of the invention.
  • Fig. 9 represents a heat exchange structure of an exchanger according to another embodiment of the invention.
  • Fig. 10 represents a heat exchange structure of an exchanger according to another embodiment of the invention.
  • Fig. 11 shows schematically an embodiment of a heat exchange method implementing an exchanger according to one embodiment of the invention.
  • the exchanger comprises several plates 2 which extend in two dimensions, length Lz and width Ly, respectively in a longitudinal direction z and a lateral direction y orthogonal to z and parallel to the plates 2.
  • the plates 2 are arranged parallel l one above the other with spacing in an x stacking direction, thereby forming a plurality of passages for fluids in indirect heat exchange relationship via the plates.
  • each passage of the exchanger has a parallelepipedal and flat shape. The gap between two successive plates is small compared to the length and width of each successive plate.
  • Fig. 1 diagrammatically shows the passages of an exchanger configured to vaporize a first refrigerant F1 and a second refrigerant F2 by heat exchange with a circulating fluid C.
  • the other refrigerants F2, F3, ... can be fluids having a different composition from the first refrigerant F1 or else a refrigerant having the same composition as the first refrigerant F1 but at least one physical characteristic, in particular pressure, temperature, different from that of the first refrigerant F1.
  • the circulating fluid C circulates in a second series of passages 11 (visible in FIG. 2) arranged, in whole or in part, alternately or adjacent to all or part of the passages 10a, 10b of the first series.
  • the flow of fluids in the passages takes place generally parallel to the longitudinal direction z which is preferably, as in the illustrated case, vertical during operation of the exchanger.
  • the sealing of the passages 10a, 10b along the edges of the plates is generally ensured by lateral and longitudinal sealing strips 4 fixed to the plates.
  • the lateral sealing strips 4 do not completely block the passages 10a, 10b but leave openings for inlet 31, 32 and outlet 41, 42 for fluid.
  • Such an arrangement of passages according to FIG. 1 is encountered in particular in an exchanger used in a natural gas liquefaction process.
  • One of the known methods for obtaining liquefied natural gas is based on the use of two natural gas refrigeration cycles using respectively a first and a second refrigerant hydrocarbon mixtures.
  • the first refrigeration cycle cools natural gas to its dew point using at least two different expansion levels to increase cycle efficiency.
  • the second cycle makes it possible to liquefy and sub-cool the natural gas and only includes one level of expansion.
  • compressor is subcooled in a first exchanger. At least two partial streams from the first refrigerant mixture are withdrawn from the exchanger at two separate outlet points and then expanded to different pressure levels, thus forming at least a first and a second separate refrigerants F1 and F2 reintroduced into the exchangers via separate inlets 31, 32 selectively supplying the passages 10a, 10b to be vaporized therein and then discharged via separate outlets 41, 42.
  • the refrigerant F1 expanded to a given pressure level enters through the inlet 31 located at the cold end of the exchanger and leaves through the outlet 41 at a temperature greater than the inlet temperature through the inlet 32 of the second refrigerant expanded to a second pressure level.
  • the inlet of the second refrigerant is located
  • the exchanger comprises two types of refrigerant passages, one 10a for the first refrigerant F1 and the other 10b for the second refrigerant F2.
  • the circulating fluid C flowing in passages 1 1 adjacent to the passages of a type 10a and / or a second type 10b therefore exchanges heat at the level of the active exchange zone A1 with the fluid F1 and at the level of the active exchange zone A2 for the second fluid F2.
  • Zones 11 and I2 are not supplied with fluid and therefore constitute thermally inactive zones.
  • FIG. 3 Such a passage configuration is visible in FIG. 3. It can be seen there, in a section plane parallel to that of FIG. 1, a passage 10 of the first series of refrigerant passages comprising a second inlet 32 and a second outlet 42 for a second refrigerant F2.
  • the first and second inlets and outlets 31, 41, 32, 42 are arranged so that the passage 10 is divided, along the longitudinal direction z, into at least a first portion 100 for the flow of the first refrigerant F1 and a second portion 200 for the flow of the second refrigerant F2.
  • the exchanger To circulate the refrigerants in the same passage, even if the outlet temperature of the first fluid is higher than that of the inlet of the second fluid, the exchanger must be simulated, not in a single section with two refrigerants arriving at different temperatures, as is the case with the known pinch method, but in different consecutive sections (two in the example cited), each of these sections comprising a single refrigerant, arriving at its inlet temperature, for get as close as possible to the real geometry and therefore to the real pinches that the exchanger will present.
  • Fig. 5 shows a comparison between the heat exchanged - Temperature (DH - T) exchange diagrams, or enthalpy curves, obtained on the one hand with a simulated exchanger according to the classic pinch method (in (a)) and on the other hand with an exchanger in which the fluids circulate in a passage shared longitudinally (in (b)),
  • the curves C, F, F1, F2 illustrate the evolution of the quantity of heat exchanged as a function of the
  • the longitudinal sharing portions of the passage 10 comprise heat exchange structures S1, S2 arranged between the plates 2. These structures have the function of increasing the heat exchange surface area of the exchanger. Indeed, the heat exchange structures are in contact with the fluids circulating in the passages and transfer heat flows by conduction to the adjacent plates.
  • the heat exchange structures also have a function of spacers between the plates 2, in particular when assembling the exchanger by brazing and to prevent any deformation of the plates when using pressurized fluids. They also ensure the guidance of fluid flows in the passages of the exchanger.
  • heat exchange structures S1, S2 of the same type are formed of waves, they have corrugations of the same type, in particular, same waviness period and therefore same fin density, same thickness, ...
  • the invention proposes to arrange, in an exchanger having at least one passage shared longitudinally according to the principles described in application n ° 1857133, heat exchange structures making it possible to balance the pressure losses between the different sections of passage considered.
  • At least one passage 10 is divided into at least a first and a second portion 100, 200 respectively comprising a first and a second heat exchange structures S1, S2.
  • Fig. 7 and Fig. 8 show an example of a first heat exchange structure S1 which can be arranged in the first portion 100.
  • the first structure S1 comprises at least one series of first fluid guide walls 121, 122, 123 and having first leading edges 124 arranged substantially orthogonally to the longitudinal direction z and facing, in whole or in part, the first refrigerant F1 when the latter flows in the first portion 100.
  • said walls are arranged parallel to the direction longitudinal z.
  • said series follow one another in the longitudinal direction z.
  • a single series of first fluid guide walls 121, 122, 123 is visible in FIG. 8.
  • the first walls have a first thickness e1, measured in a plane orthogonal to the longitudinal direction z and in a direction orthogonal to the walls.
  • the first structure has a first height h1, measured along a stacking direction x which is orthogonal to the longitudinal direction z and orthogonal to the plates 2.
  • the second heat exchange structure S2 comprises at least a series of second fluid guide walls 221, 222, 223 and having second leading edges 224 arranged substantially orthogonally to the direction
  • Fig. 10 shows an embodiment of a second exchange structure S2.
  • the second fluid guide walls 221, 222, 223 have a second thickness e2, measured in a plane orthogonal to the longitudinal direction z and in a direction orthogonal to the walls.
  • the second heat exchange structure has a second height h2, measured along the stacking direction x.
  • first and second fluid guide walls extend parallel to the longitudinal direction z. They can also be arranged parallel or orthogonally to the plates 2.
  • the heights h1, h2 of the structures S1, S2 are substantially equal to or very slightly less than the height H of the passage 10.
  • the second heat exchange structure S2 and the first heat exchange structure S1 are shaped so that the cross-sectional area A2 of the second leading edges 224 is greater than the cross-sectional area A1 of the first leading edges 124.
  • the cross-sectional areas A1, A2 are measured orthogonally to the longitudinal direction z and per meter of exchanger length. Determining the cross-sectional areas A1, A2 per unit length of exchanger makes it possible to overcome any differences in length between the first portion 100 and the second portion 200.
  • the arrangement of exchange structures having different cross-sectional surfaces of leading edges makes it possible to compensate for the disparities in pressure drops undergone by the different refrigerants.
  • the arrangement of a structure having a surface of leading edges per unit of less length in the portion 100 makes it possible to generate less significant pressure drops for the fluid F1.
  • the arrangement of a less dense structure in the portion 100 allows to generate greater pressure drops for the fluid F2.
  • the exchanger according to the invention makes it possible to adjust the pressure drops to a reasonable level on each passage portion dedicated to a given refrigerant.
  • the energy performance of the industrial installation incorporating the exchanger according to the invention is improved.
  • the exchanger can thus be dimensioned with reduced safety margins compared to the margins that should be provided in the absence of structures according to the invention.
  • the exchanger can operate in so-called reduced steps, that is to say lower in flow, whether in transient operating mode or in steady state.
  • the cross-sectional area A2 of the second leading edges 224 corresponds to the cross-sectional area A1 of the first leading edges 124 increased by a multiplying coefficient at least equal to 1, 3, more preferably between 1, 5 and 5.
  • the first and second exchange structures S1, S2 are waves exchange and respectively comprise at least a first corrugation and at least a second corrugation each comprising a plurality of fins, or wave legs, 123, 223 succeeding one another in the width of the exchanger in a lateral direction y which is orthogonal to the longitudinal direction z and parallel to the plates 2.
  • Wave vertices 121, 221, 321 and wave bases 122, 222, 322 alternately connect said fins 123, 223.
  • the first and second corrugations have directions d 'corrugation D1, D2 parallel to the lateral direction y.
  • the fins 123, 223 follow each other periodically with a first and a second pitch p1, p2 between two successive fins.
  • the first and second corrugations respectively have a first pitch p1 and a second pitch p2 less than the first pitch p1,
  • the second heat exchange structure S2 is configured to have a fin density greater than the fin density of the first heat exchange structure S1.
  • the second fluid guide walls 221, 222, 223 having a second thickness e2 greater than the first thickness e1 of the first walls of fluid guide 121, 122, 123 arranged in the first portion 100.
  • Increasing the thickness of the guide walls of the second structure is another way of increasing the transverse area of the leading edges present in the second portion 200.
  • the first fluid guide walls 121, 122, 123 form at least a first corrugation formed from a first strip and the
  • second fluid guide walls 221, 222, 223 form at least a second corrugation formed from a second strip respectively, said second strip having a thickness e2 greater than the first thickness e1 of the first strip.
  • the structure S1 and / or the structure S2 can themselves comprise sub-portions, each sub-portion forming a separate entity.
  • the structure S1 and / or the structure S2 can each comprise several wave mats arranged end to end and assembled in the passage by brazing.
  • waves for heat exchange structures S1, S2 we can use the different types of waves usually implemented in exchangers of the brazed plate and fin type.
  • the waves may be chosen from known wave types such as straight waves, so-called partially offset waves (of the "serrated” type), wave waves or herringbones (of the "type"
  • Fig. 8 represents a first structure S1 produced in the form of a right wave.
  • a straight wave comprises a single series of first fluid guide walls forming a single first corrugation along the length of the first portion 100.
  • the first and second heat exchange structures S1, S2 are partially shifted waves.
  • the second heat exchange structure S2 comprises several series of second fluid guide walls 221 i, 222i, 223i, 221 i + 1, 222i + 1, 223i + 1,
  • Each second corrugation is offset by a second predetermined distance d2, in the lateral direction y, with respect to an adjacent second corrugation.
  • the second corrugations have a second tightening length L2 measured in the longitudinal direction z.
  • the cross-sectional area A2 of the second leading edges corresponding to the sum of the cross-sectional areas A2i, A2i + 1, A2i + 2, measured orthogonally to the direction
  • first heat exchange structure S1 and / or the second heat exchange structure S2 can be partially offset.
  • first and second structures S1, S2 of the same type it is also possible implementing a variation of the type of wave between the two portions 100, 200 to balance the pressure drops undergone by the refrigerants on these two portions.
  • the first heat exchange structure S1 and the second heat exchange structure S2 are partially offset waves.
  • the second clamping length L2 is less than the first clamping length L1. This makes it possible to arrange more leading edges per meter of exchanger length and therefore to increase the transverse surface area of the leading edges and the pressure losses which result therefrom on the fluid flowing in front of these edges. 'attack.
  • a second clamping length L2 will be chosen which is less than the first clamping length L1 by a factor of between 1, 7 and 7.
  • the first and / or second clamping lengths may be between 1 and 20 mm, from preferably between 3 and 15 mm.
  • the characteristic dimensions of the waves other than the clamping lengths are identical for the first and second structures.
  • K1 or K2 equal to 1 in the case where the heat exchange structure S1 or S2 is a straight wave, that is to say, the fluid guiding walls of which form a single undulation, without offset,
  • a passage 1 1 calorigenic of the second series is visible in FIG. 4, two refrigerant passages 10 of the first series being arranged on either side of passage 1 1. It being specified that the refrigerant and circulating passages are not
  • the exchanger includes distribution members 51, 61, 52, 62 which extend from and to the inlets and outlets of the passages. These members, for example waves or distribution channels, are configured to direct and ensure uniform distribution and recovery of fluids over the entire width of the passages.
  • the structures S1, S2, ... extend along the width and the length of the passage 10, parallel to the plates 2, in the extension of the distribution members 51, 61, 52, 62 along the length of the passage 10 .
  • Each portion 100, 200 ... of the passage 10 thus has a main part of its length constituting the heat exchange zone A1, A2 proper, lined with structures S1, S2, which is bordered by distribution zones lined with members 51, 61, 52, 62.
  • thermal S1, S2 form within the passage 10 a plurality of channels fluidly connecting the inlet 31 and outlet 41 between them and the second inlets 32 and outlets 42 between them.
  • said first inlet, second inlet, first outlet and second outlet 31, 41, 32, 42 are arranged so that the second portion 200 is arranged downstream of the first portion 100 in the longitudinal direction z, the first refrigerant F1 and the second refrigerant F2 flowing generally in the longitudinal direction z.
  • the exchanger comprises a first end 1a at which, in operation, the temperature level is the lowest of
  • the exchanger and a second end 1b at which, in operation, the temperature level is the highest of the exchanger.
  • the first end 1a corresponds to the cold end of the exchanger E1, that is to say the entry point into the exchanger where a refrigerant is introduced at the lowest temperature of all the temperatures of the 'E1 exchanger.
  • the second end 1b corresponds to the hot end of the exchanger E, that is to say the end having the point of entry into the exchanger where a circulating fluid is introduced at the lowest temperature of all the temperatures of the 'E1 exchanger.
  • the second end 1b is arranged downstream of the first end 1a along the longitudinal direction z, so that the direction
  • the portion 100 for the flow of refrigerant F1 being arranged on the side of the first end 1 a and the second portion 200 for the flow of the second refrigerant F2 is arranged between the portion 100 and the second end 1 b .
  • the second portion 200 extends, following the longitudinal direction z, downstream of the portion 100.
  • the portions 100, 200 are juxtaposed in the direction
  • the majority more preferably at least 80% of the total number of passages 10 of the first series, or even all of the passages 10 of the first series, each comprise at least one inlet 31 and one outlet 41 for the refrigerant.
  • F1 at least a second inlet 32 and a second outlet 42 for the second refrigerant F2 and first and second structures S1, S2 according to the invention.
  • the exchanger according to the invention has a single type of refrigerant passage 10, which greatly simplifies its design.
  • the term “passages of the same type” is understood to mean passages which have an identical configuration or structure, in particular in terms of the dimensions of the passages and the arrangements of the fluid inlets and outlets.
  • the majority, preferably at least 80%, if not all, of the total number of passages 10 of the first series have an identical configuration.
  • the inlets and outlets 31, 41, 32, 42 are arranged at substantially identical positions along the longitudinal direction z.
  • the inlets and outlets 31, 41, 32, 42 of the passages 10 of the first series are arranged in coincidence one above the second, following the x stacking direction of the passages.
  • the inlets 31, 32 and outlets 41, 42 thus placed one above the second are united respectively in semi-tubular collectors 71, 72, 81, 82, through which the distribution and the evacuation of fluids.
  • the longitudinal direction is vertical when the exchanger is in operation.
  • the refrigerants F1, F2 flow generally vertically and in an upward direction.
  • Circulating fluid C preferably circulates in countercurrent.
  • Other directions and direction of flow of the fluids F1, F2 are of course possible, without departing from the scope of the present invention.
  • FIG. 6 a second and a third refrigerant F2, F3 flow in the same passage 10 according to the invention.
  • At least one refrigerant passage 10 of the first series comprises a second and a third inlets 32, 33 configured to introduce respectively a second and a third refrigerant F2, F3 into a second and a third respective portions 200, 300 of the passage 10, and a second and a third outlets 42, 43 configured to discharge respectively the second and third refrigerants F2, F3 of the second and third portions 200, 300.
  • the passage 10 is divided, along the longitudinal direction z, into three successive portions 100, 200, 300 comprising a first, a second and a third heat exchange structure S1, S2, S3.
  • the third heat exchange structure S3 comprises at least a series of third fluid guide walls 321, 322, 323 arranged parallel to the longitudinal direction z and having third leading edges 324 arranged substantially orthogonally to the longitudinal direction z and facing, in whole or in part, the third refrigerant F3 when the latter flows into the third portion 300.
  • the third heat exchange structure S3 and the first heat exchange structure S1 are shaped so that the cross-sectional area A3 of the third leading edges 224 is greater than the cross-sectional area
  • the A3 cross-sectional area of the third leading edges 324 is also greater than the A2 cross-sectional area of the second leading edges 224 of the second heat exchange structure S2.
  • the number of refrigerants of different type is limited to 2 or 3 for the sake of simplicity, it being noted that a greater number of types of fluid could flow in at least one passage 10 according to the principles described above. .
  • the refrigerant partial streams are expanded to pressure values which increase in the longitudinal direction z, i. e towards the hot end 1 a.
  • the pressure value of the lowest expansion level is between 1, 1 and 2.5 bar.
  • the pressure value of the highest expansion level is between 10 and 20 bar.
  • the refrigerants resulting from the expansion of the relaxed partial streams exhibit temperatures which increase according to the direction longitudinal z, i. e towards the hot end 1 a. These temperatures correspond to the introduction temperatures at the respective inlets 31, 32, 33 ... in the exchanger E1.
  • the refrigerant F1 resulting from the expansion at the lowest pressure level has a temperature of between -80 and -60 ° C.
  • the refrigerant F3 resulting from the expansion at the highest pressure level has a temperature between -20 and 10 ° C.
  • the temperatures of the refrigerants at the respective outlets 41, 42, 43 can be between -10 and 60 ° C, 20 and -45 ° C and / or -20 and -75 ° C, respectively for the expansion levels described below. above.
  • Said additional wave will preferably be a perforated straight wave or a partially shifted wave. Said additional wave will occupy only part of the second and / or third portions 200, 300
  • the first refrigerant F1 enters through the first inlet 31 of at least one passage 10 at a so-called initial temperature T0 and is discharged through the first outlet 41 at a first temperature T1 greater than T0.
  • the temperature T0 is between -55 and -75 ° C and the temperature T1 is between -10 and -30 ° C.
  • the second refrigerant F2 enters the passage 10 through the second inlet 32 at a second temperature T2 and leaves it through the second outlet 42 at a third temperature T3, T3 being greater than T2.
  • the temperature T2 is between -15 and -35 ° C and the temperature T3 is between 35 and 0 ° C.
  • the second temperature T2 is lower than the first temperature T1.
  • the second temperature T2 is at least 1 ° C. lower than the first temperature T1.
  • the second temperature T2 is lower by at most 15 ° C, more preferably by at most 10 ° C, and
  • the refrigerant F1 enters through the inlet 31 of at least one passage 10 at an initial temperature T0 of between -55 and -75 ° C and is discharged through the outlet 41 at a first temperature T1 greater than T0, T1 being between -25 and -45 ° C.
  • the second refrigerant F2 enters passage 10 through a first second inlet 32 at a second temperature T2 and leaves it through the second outlet 42 at a temperature T3, T3 being greater than T2.
  • the temperature T2 is between -30 and -50 ° C and the temperature T3 is between 0 and -20 ° C.
  • the third refrigerant F3 enters passage 10 through a third inlet 33 at a fourth temperature T4 and leaves it through a third outlet 43 at a fifth temperature T5, T5 being greater than T4.
  • the temperature T4 is between -5 and -25 ° C and the temperature T5 is between 30 and 0 ° C.
  • the fourth temperature T4 is lower than the third temperature T3. This makes it possible to have a superheated fluid F2 at the outlet of the portion 200 of the exchanger (high T3), while ensuring effective cooling of the circulating fluid in the third portion 300 of the exchanger thanks to a
  • the fourth temperature T4 is at least 1 ° C lower than the third temperature T3.
  • the second temperature T2 is at most 15 ° C, more preferably at most 10 ° C, and preferably at most 5 ° C, below the first temperature T1.
  • the fourth temperature T4 is at least 1 ° C lower than the third temperature T3, preferably the fourth temperature T4 is lower by at most 15 ° C, than the third temperature T3, more preferably, in order to avoid excessive mechanical stresses in the exchanger, by at most 10 ° C, and preferably by at most 5 ° C, at the third temperature T4.
  • the refrigerants F1, F2 and / or F3 ... are fluids having different pressures, preferably pressures which increase in the longitudinal direction z.
  • the refrigerant F1 flows into the exchanger at a first pressure P1 and the second refrigerant F2 flows into the exchanger at a second pressure P2 which is preferably greater than the first pressure P1.
  • the third fluid F3 has a third pressure P3 greater than the second pressure P2 of the second fluid F2.
  • An exchanger according to the invention can be used in any process using several refrigerants of different types, especially in terms of
  • composition and / or characteristics such as pressure, temperature, physical state
  • an exchanger according to the invention is particularly advantageous in a process for liquefying a stream of hydrocarbons such as natural gas.
  • An example of such a process is shown partially in Fig. 11.
  • the natural gas, forming the circulating fluid C arrives through line 110, for example at a pressure of between 4 MPa and 7 MPa and at a temperature of between 30 ° C and 60 ° C.
  • the natural gas circulating in the conduit 110, the first refrigerant stream 30 enter the exchanger E1, possibly with a second refrigerant stream circulating 202, to circulate there in parallel directions and in co-current with the circulating fluid C.
  • the natural gas leaves cooled, or even at least partially liquefied, from the exchanger E1 via the pipe 102, for example at a temperature between - 35 ° C and - 70 ° C.
  • the second refrigerant stream leaves completely condensed from the exchanger E1 via the pipe 202, for example at a temperature between - 35 ° C and - 70 ° C.
  • three fractions, also called refrigerant partial streams or streams, 301, 302, 303 of the first refrigerant stream in liquid phase are successively withdrawn.
  • the fractions are expanded through the expansion valves V11, V12 and V13 at three different pressure levels, forming a fluid refrigerant F1, a second refrigerant F2 and a third refrigerant F3.
  • These three refrigerants F1, F2, F3 of different types are reintroduced into the exchanger E1 having refrigerant passages provided with three separate inlets 31, 32, 33 in accordance with the invention, then vaporized, at least partially, preferably completely, by heat exchange with natural gas, the second refrigerant stream and part of the first refrigerant stream.
  • the two-phase fluids can each be introduced into a phase separator member arranged downstream of each expansion member.
  • the separator member can be any device suitable for separating a two-phase fluid into a gas stream on the one hand and a liquid stream on the other hand.
  • the gaseous phases can be recombined before being introduced into the exchanger, or else be introduced separately into the exchanger via separate inlets, then mixed together within the exchanger, by means of a mixing device such as described for example in FR-A-2563620 or WO-A-2018172644.
  • These devices are typically machined parts comprising a particular arrangement of separate channels for a liquid phase and a gas phase and orifices putting these channels in fluid communication in order to distribute a liquid-gas mixture.
  • liquid phases separated from the two-phase refrigerants are reintroduced into the exchanger E1 to be vaporized there against the supply stream 110 and the first refrigerant stream 30.
  • the gas phases are preferably diverted from the first exchanger E1. , that is to say that they are not introduced there.
  • the liquid phases form said reintroduced two-phase refrigerant fluid parts.
  • the two-phase fluids can optionally be reintroduced directly after expansion to the state of a liquid-gas mixture.
  • the three vaporized refrigerants F1, F2, F3 are sent to different stages of compressor K1, compressed and then condensed in condenser C1 by heat exchange with an external cooling fluid, for example water or air.
  • the first refrigerant stream issuing from the condenser C1 is sent to the exchanger E1 via the pipe 30.
  • the pressure of the first refrigerant stream at the outlet of the compressor K1 can be between 2 MPa and 6 MPa.
  • Temperature of the first refrigerant current at the outlet of the condenser C1 can be between 10 ° C and 45 ° C.
  • the first refrigerant stream can be formed by a mixture of hydrocarbons such as a mixture of ethane and propane, but can also contain methane, butane and / or pentane.
  • components of the first cooling mixture can be:
  • the natural gas flowing in the conduit 102 can be fractionated, that is to say that a part of the C2 + hydrocarbons containing at least two carbon atoms is separated from the natural gas using a device known to those skilled in the art. art.
  • the fractionated natural gas is sent through line 102 to exchanger E2.
  • the C2 + hydrocarbons collected are sent to fractionation columns comprising a deethanizer.
  • the light fraction collected at the top of the deethanizer can be mixed with the natural gas flowing in line 102.
  • the liquid fraction collected at the bottom of the deethanizer is sent to a depropanizer.
  • the method according to the invention may further comprise at least one additional refrigeration cycle of the stream 102 operated downstream of the cycle described above.
  • downstream and upstream refer to the direction of flow of the fluid considered, here the current 110.
  • This cycle is implemented in an additional heat exchanger E2, generally called a liquefaction exchanger, downstream of the first heat exchanger E1, then called a pre-cooling exchanger.
  • the E2 exchanger can also be a plate exchanger.
  • the cooled hydrocarbon stream 102 enters the second exchanger E2 with the second refrigerant stream 202.
  • the streams circulate in dedicated passages in directions parallel to the longitudinal direction z and in cocurrent.
  • the second refrigerant stream 201 leaving the exchanger E2 is expanded by the expansion member T3 which may be a turbine, a valve or a combination of a turbine and a valve.
  • the second refrigerant stream 203 expanded from T3 is returned to the exchanger E2 to be vaporized at least partially by refrigerating against the current the natural gas and the second refrigerant stream.
  • the second vaporized refrigerant stream is compressed by the compressor K2 and then cooled in the indirect heat exchanger C2 by heat exchange with an external cooling fluid, for example water or water. air.
  • the second refrigerant stream issuing from the exchanger C2 is sent to the exchanger E1 via the pipe 20.
  • the pressure of the second refrigerant stream leaving the compressor K2 can be between 2 MPa and 8 MPa.
  • the temperature of the second refrigerant stream at the outlet of the exchanger C2 may be between 10 ° C and 45 ° C.
  • the second refrigerant stream is not split into separate fractions, but, to optimize the approach in exchanger E2, the second refrigerant stream can also be split into two or three fractions, each fraction being expanded to a level of different pressure then sent to different stages of compressor K2.
  • the second refrigerant stream is formed for example by a mixture
  • hydrocarbons and nitrogen such as a mixture of methane, ethane and nitrogen but may also contain propane and / or butane.
  • the proportions in mole fractions (%) of the components of the second cooling mixture can be:
  • the natural gas leaves liquefied 101 from the heat exchanger E2 at a temperature preferably at least 10 ° C higher than the bubble temperature of the liquefied natural gas produced at atmospheric pressure (the bubble temperature designates the temperature at which the first vapor bubbles form in a liquid natural gas at a given pressure) and at a pressure identical to the natural gas inlet pressure, except for pressure drops.
  • natural gas leaves exchanger E2 at a temperature between - 105 ° C and - 145 ° C and at a pressure between 4 MPa and 7 MPa. Under these temperature and pressure conditions, natural gas does not remain entirely liquid after expansion to atmospheric pressure.

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Abstract

L'invention concerne un échangeur de chaleur (E1) à plaques (2) définissant entre elles une première série de passages (10) pour l'écoulement d'au moins un premier fluide frigorigène (F1) et un deuxième fluide frigorigène (F2) et étant divisé, suivant la direction longitudinale (z), en au moins une première portion (100) et une deuxième portion (200), une première structure d'échange thermique (S1) agencée dans la première portion (100) et comprenant au moins une série de premières parois de guidage de fluide (121, 122, 123) présentant des premiers bords d'attaque (124) s'étendant orthogonalement à la direction longitudinale (z) de façon à faire face, en tout ou partie, au premier fluide frigorigène (F1) lorsque celui-ci s'écoule dans la première portion (100), une deuxième structure d'échange thermique (S2) agencée dans la deuxième portion (200) et comprenant au moins une série de deuxièmes parois de guidage de fluide (221, 222, 223) présentant des deuxièmes bords d'attaque (224) s'étendant orthogonalement à la direction longitudinale (z) de façon à faire face, en tout ou partie, au deuxième fluide frigorigène (F2) lorsque celui-ci s'écoule dans la deuxième portion (200). Selon l'invention, la surface de section transversale (A2) des deuxièmes bords d'attaque (224) est supérieure à la surface de section transversale (A1) des premiers bords d'attaque (124), lesdites surfaces étant mesurées orthogonalement à la direction longitudinale (z) et par mètre de longueur d'échangeur.

Description

ECHANGEUR DE CHALEUR AVEC CONFIGURATION DE PASSAGES ET
STRUCTURES D'ECHANGE THERMIQUE AMELIOREES ET PROCEDE DE
REFROIDISSEMENT EN UTILISANT AU MOINS UN TEL ECHANGEUR
La présente invention concerne un échangeur de chaleur comprenant des séries de passages pour l’écoulement de plusieurs fluides frigorigènes à mettre en relation d’échange thermique avec un fluide calorigène. En particulier, l’échangeur selon l’invention peut être utilisé dans un procédé de liquéfaction d’un mélange
d’hydrocarbures tel que le gaz naturel.
La technologie couramment utilisée pour un échangeur est celle des échangeurs en aluminium à plaques et à ailettes brasés, qui permettent d’obtenir des dispositifs très compacts offrant une grande surface d’échange.
Ces échangeurs comprennent un empilement de plaques qui s’étendent suivant deux dimensions, longueur et largeur, constituant ainsi un empilement de passages de vaporisation et de passages de condensation, les uns destinés par exemple à vaporiser du liquide frigorigène et les deuxièmes à condenser un gaz calorigène. A noter que les échanges de chaleur entre les fluides peuvent avoir lieu avec ou sans changement de phase.
Afin d’introduire et d’évacuer les fluides de l’échangeur, les passages sont munis d’ouvertures d’entrée et de sortie de fluide. Les entrées et sorties placées les unes au-dessus des autres en suivant la direction d’empilement des passages de l’échangeur sont réunies respectivement dans des collecteurs d’entrée et de sortie de forme générale semi-tubulaire, par lesquels s’effectuent la distribution et l’évacuation des fluides.
Plusieurs fluides calorigènes et frigorigènes, de nature et/ou de caractéristiques distinctes peuvent circuler dans l’échangeur. Ces fluides forment des courants ou débits distincts qui sont introduits et évacués de l’échangeur par des groupes d’entrées et de sorties dédiées à un type de fluide.
Classiquement, dans le cas où plusieurs fluides frigorigènes circulent dans l’échangeur, les entrées et sorties des différents fluides frigorigènes sont agencées successivement, suivant la longueur de l’échangeur, par ordre de température croissant en partant du bout froid de l’échangeur, c’est-à-dire le point d’entrée dans l’échangeur où un fluide est introduit à la température la plus basse de toutes les températures de l’échangeur. Ainsi, lorsque la température de sortie d’un fluide frigorigène est supérieure à la température d’entrée d’un deuxième fluide frigorigène, le deuxième fluide frigorigène doit entrer dans l’échangeur, en suivant la longueur de l’échangeur, à une position plus proche du bout froid que ne l’est la sortie du fluide frigorigène.
De façon connue, on utilise la méthode du pincement (en anglais Pinch analysis) pour planifier la manière dont circulent les fluides en relation d’échange thermique dans l’échangeur et maximiser l’efficacité énergétique de l’installation.
Le terme de pincement se réfère à l’écart minimum entre la température des fluides frigorigènes, c’est-à-dire les fluides qui se réchauffent dans l’échangeur, et la température des fluides calorigènes, c’est-à-dire les fluides qui se refroidissent dans l’échangeur, et ce en un point donné de l’échangeur.
Le terme de pincement se réfère à l’écart minimum entre la température des fluides frigorigènes, c’est-à-dire les fluides qui se réchauffent dans l’échangeur, et la température des fluides calorigènes, c’est-à-dire les fluides qui se refroidissent dans l’échangeur, et ce en un point donné de l’échangeur. Pour visualiser ce pincement, on évalue l’écart entre deux courbes composites d’un diagramme Chaleur échangée - Température, comme illustré par la Figure 5(a), l’une étant associée aux flux à chauffer, l’autre aux flux à refroidir. Tant que cet écart minimum est positif, il existe théoriquement un moyen de réduire la consommation énergétique.
Classiquement, afin d’optimiser le pincement entre les courbes du diagramme d’échange issues de la méthode du pincement, on prévoit au moins deux types de passages de fluide frigorigène différents, un type de passage dédié à la circulation d’un fluide frigorigène et au moins un deuxième type de passage dédié à la circulation du deuxième fluide frigorigène. Ces passages de type différent ne sont pas formés entre la même paire de plaques adjacente de l’échangeur.
Il s’ensuit une complexification de l’échangeur et une augmentation significative du dimensionnement de l’échangeur. En outre, chaque type de passages présente alors une portion importante dans laquelle aucun fluide ne circule, c’est-à-dire une zone inactive en termes d’échange avec le fluide calorigène.
Afin de remédier à ces inconvénients, il a été proposé par le demanderesse, dans la demande française n° 1857133 non publiée à la date de dépôt de la présente demande, de partager longitudinalement au moins un passage formé entre deux plaques adjacentes de l’échangeur et d’y faire circuler différents fluides frigorigènes. Plus précisément, lors du fonctionnement de l’échangeur, plusieurs fluides
frigorigènes de types différents circulent au sein d’un même passage, c’est-à-dire entre deux mêmes plaques de l’échangeur, sur des portions d’écoulement dédiées qui se succèdent suivant la direction d’étendue du passage.
Cette solution permet de réduire efficacement le volume de l’échangeur, en réduisant le nombre de passages frigorigènes et améliore les performances de l’échangeur en minimisant le volume de zones inactives au sein de l’échangeur.
On connaît également de US-A-4330308 un échangeur de chaleur permettant la circulation de différents fluides frigorigènes dans un même passage.
Toutefois, certains problèmes continuent de se poser, notamment pour les procédés dans lesquels les fluides frigorigènes ont des débits molaires relativement proches mais sont vaporisés à des pressions de vaporisation différentes.
Dans la configuration d’un passage partagé entre plusieurs fluides frigorigènes comme exposée précédemment, les différents fluides frigorigènes disposent de la même section d’échangeur pour circuler. En effet, cette section correspond au produit entre la hauteur des passages, la largeur des passages et le nombre de passages de l’échangeur dédiés à ces fluides.
Or, si les fluides frigorigènes sont vaporisés à des pressions de vaporisation différentes, ils présentent des débits volumiques différents, en particulier en allant vers le bout chaud de l’échangeur, au fur et à mesure que les fluides frigorigènes liquides se vaporisent.
Des structures d’échange thermique, telles des ondes d’échange thermique, sont généralement disposées dans les passages de l’échangeur. Ces structures comprennent des ailettes qui s’étendent entre les plaques de l’échangeur et permettent d’augmenter la surface d’échange thermique de l’échangeur.
Classiquement, on dispose des structures d’échange thermique similaires dans les différentes portions d’écoulement dédiées à chaque fluide frigorigène. Ainsi, dans le cas où les fluides frigorigènes présentent des débits volumiques différents, ceux-ci subissent des pertes de charge d’autant plus faibles que les débits volumiques sont faibles. En particulier, dans le cas de fluides frigorigènes vaporisés à des pressions différentes et pour des débits molaires proches, les fluides frigorigènes vaporisés à des pressions plus élevées présentent des débits volumiques plus faibles et donc des pertes de charge et des vitesses d’écoulement plus faibles. Si on ne veut pas trop augmenter la perte de charge des fluides se vaporisant à plus basse pression pour conserver une consommation d’énergie raisonnable de l’appareil, il s’ensuit des inhomogénéités dans la distribution des fluides frigorigènes se vaporisant à plus haute pression, ce qui entraîne une dégradation des performances de l’échangeur. La présente invention a pour but de résoudre en tout ou partie les problèmes mentionnés ci-avant, notamment en proposant un échangeur de chaleur dans lequel plusieurs fluides frigorigènes différents circulent dans des portions dédiées au sein d’au moins un passage commun et qui permette une distribution plus homogène entre lesdits fluides frigorigènes.
La solution selon l’invention est alors un échangeur de chaleur comprenant plusieurs plaques parallèles entre elles et à une direction longitudinale, ledit échangeur présentant une longueur mesurée suivant la direction longitudinale, lesdites plaques étant empilées avec espacement de façon à définir une première série de passages pour l’écoulement, suivant une direction globale d’écoulement parallèle à la direction longitudinale, d’au moins un premier fluide frigorigène et un deuxième fluide frigorigène, au moins un passage de la première série étant défini entre deux plaques adjacentes et comprenant :
au moins une première entrée configurée pour introduire le premier fluide frigorigène dans une première portion dudit passage et une première sortie configurée pour évacuer le premier fluide frigorigène de la première portion,
au moins une deuxième entrée configurée pour introduire le deuxième fluide frigorigène dans une deuxième portion dudit passage et une deuxième sortie configurée pour évacuer le deuxième fluide frigorigène de la deuxième portion, lesdites première entrée, deuxième entrée, première sortie et deuxième sortie étant agencées de sorte que ledit au moins un passage de la première série est divisé, suivant la direction longitudinale, en au moins la première portion et la deuxième portion,
une première structure d’échange thermique agencée dans la première portion et comprenant au moins une série de premières parois de guidage de fluide présentant des premiers bords d’attaque s’étendant orthogonalement à la direction longitudinale de façon à faire face, en tout ou partie, au premier fluide frigorigène lorsque celui-ci s’écoule dans la première portion,
une deuxième structure d’échange thermique agencée dans la deuxième portion et comprenant au moins une série de deuxièmes parois de guidage de fluide présentant des deuxièmes bords d’attaque s’étendant orthogonalement à la direction longitudinale de façon à faire face, en tout ou partie, au deuxième fluide frigorigène lorsque celui-ci s’écoule dans la deuxième portion,
caractérisé en ce que la surface de section transversale des deuxièmes bords d’attaque est supérieure à la surface de section transversale des premiers bords d’attaque, lesdites surfaces de section transversale étant mesurées orthogonalement à la direction longitudinale et par mètre de longueur d’échangeur.
Selon le cas, l’invention peut comprendre l’une ou plusieurs des caractéristiques suivantes :
la surface de section transversale des deuxièmes bords d’attaque correspond à la surface de section transversale des premiers bords d’attaque augmentée d’un coefficient multiplicateur au moins égal à 1 ,3, de préférence compris entre 1 ,5 et 5. que ladite au moins une série de premières parois de guidage de fluide et ladite au moins une série de deuxièmes parois de guidage de fluide forment respectivement au moins une première ondulation et au moins une deuxième ondulation comprenant chacune une pluralité d’ailettes se succédant suivant une direction latérale qui est orthogonale à la direction longitudinale et parallèle aux plaques, avec des sommets d’onde et des bases d’onde reliant alternativement lesdites ailettes.
lesdites première et deuxième ondulations présentent respectivement un premier pas et un deuxième pas inférieur au premier pas, avec p1 =25,4/ni et p2=25,4/n2, ni et n2 représentant respectivement le nombre d’ailettes par pouce (1 pouce=25,4 millimètres) des première et deuxième ondulations mesuré suivant la direction latérale.
les premières parois de guidage de fluide présentent une première épaisseur et les deuxièmes parois de guidage de fluide présentent une deuxième épaisseur, la deuxième épaisseur étant supérieure à la première épaisseur.
la deuxième structure d’échange thermique comprend plusieurs séries de deuxièmes parois de guidage de fluide, lesdites séries se succédant suivant la direction longitudinale et formant chacune une deuxième ondulation ayant une direction d’ondulation parallèle à la direction latérale, chaque deuxième ondulation étant décalée d’une deuxième distance prédéterminée, suivant la direction latérale, par rapport à une deuxième ondulation adjacente, et présentant une deuxième longueur de serration suivant la direction longitudinale. la première structure d’échange thermique comprend plusieurs séries de premières parois de guidage de fluide, lesdites séries se succédant suivant la direction longitudinale et formant chacune une première ondulation ayant une direction d’ondulation parallèle à la direction latérale, chaque première ondulation étant décalée d’une première distance prédéterminée, suivant la direction latérale, par rapport à une première ondulation adjacente, et présentant une première longueur de serration suivant la direction longitudinale.
la deuxième longueur de serration est inférieure à la première longueur de serration.
- que lesdites première entrée, deuxième entrée, première sortie et deuxième sortie sont agencées de sorte que la deuxième portion est agencée en aval de la première portion suivant la direction longitudinale, le premier fluide frigorigène et le deuxième fluide frigorigène s’écoulant globalement suivant la direction longitudinale ledit au moins un passage de la première série comprend en outre une troisième entrée configurée pour introduire un troisième fluide frigorigène dans une troisième portion dudit passage et une troisième sortie configurée pour évacuer le troisième fluide frigorigène de la troisième portion, lesdites troisièmes entrées et troisièmes sorties étant agencées de sorte que ledit au moins un passage de la première série est divisé, suivant la direction longitudinale, en au moins la première portion, la deuxième portion et la troisième portion, la troisième portion comprenant une troisième structure d’échange thermique comprenant au moins une série de troisièmes parois de guidage de fluide présentant des troisièmes bords d’attaque s’étendant orthogonalement à la direction longitudinale de façon à faire face, en tout ou partie, au troisième fluide frigorigène lorsque celui-ci s’écoule dans la troisième portion, la surface de section transversale totale de troisièmes bords d’attaque étant supérieure à la surface de section transversale totale de deuxièmes bords d’attaque et/ou supérieure à la surface de section transversale de premiers bords d’attaque , ladite surface de section transversale totale étant mesurée orthogonalement à la direction longitudinale et par mètre de longueur d’échangeur.
- la troisième entrée et la troisième sortie sont agencées de sorte que la troisième portion est agencée en aval de la première portion et en aval de la deuxième portion suivant la direction longitudinale, le troisième fluide frigorigène s’écoulant globalement suivant la direction longitudinale. la deuxième portion et/ou la troisième portion comprennent au moins une ondulation supplémentaire ayant une pluralité d’ailettes se succédant suivant la direction longitudinale et s’étendant orthogonalement à la direction longitudinale. Selon un autre aspect, l’invention concerne un procédé d’échange de chaleur mettant en œuvre au moins un échangeur de chaleur selon l’invention, ledit procédé comprenant les étapes suivantes :
i. introduction d’un courant de fluide calorigène dans au moins un passage d’une deuxième série de passages définis entre les plaques de l’échangeur,
ii. introduction d’un premier fluide frigorigène par la première entrée d’au moins un passage de la première série,
iii. évacuation du premier fluide frigorigène introduit à l’étape ii) par la première sortie dudit passage,
iv. introduction d’un deuxième fluide frigorigène par la deuxième entrée dudit passage, v. évacuation du deuxième fluide frigorigène introduit à l’étape iv) par la deuxième sortie dudit passage,
vi. ledit courant de fluide calorigène échangeant de la chaleur au moins avec le premier fluide frigorigène via la première structure d’échange thermique et avec le deuxième fluide frigorigène via la deuxième structure d’échange thermique.
En particulier, le procédé selon l’invention peut être utilisé dans un procédé de refroidissement, voire de liquéfaction d’un courant d’hydrocarbures tel que le gaz naturel en tant que courant de fluide calorigène, ledit procédé mettant en œuvre au moins un échangeur de chaleur selon l’invention, ledit procédé comprenant les étapes suivantes :
a. introduction du courant d’hydrocarbures dans l’échangeur de chaleur, b. introduction d’un premier courant réfrigérant dans l’échangeur de chaleur, c. extraction de l’échangeur de chaleur d’au moins un premier courant partiel réfrigérant et un deuxième courant partiel réfrigérant issus du premier courant réfrigérant,
d. détente d’au moins le premier courant partiel réfrigérant et le deuxième
courant partiel réfrigérant à au moins deux niveaux de pression différents pour produire respectivement au moins le premier fluide frigorigène et le deuxième fluide frigorigène,
e. réintroduction d’au moins une partie du premier fluide frigorigène dans
l’échangeur de chaleur par au moins la première entrée d’au moins un passage de la première série, écoulement du premier fluide frigorigène dans au moins une première portion du passage et évacuation du premier fluide frigorigène par la première sortie dudit passage,
f. réintroduction d’au moins une partie du deuxième fluide frigorigène dans l’échangeur de chaleur par au moins la deuxième entrée dudit passage, écoulement du deuxième fluide frigorigène dans au moins une deuxième portion et évacuation du deuxième fluide frigorigène par la deuxième sortie dudit passage,
g. refroidissement du courant d’hydrocarbures par échange de chaleur avec au moins le premier fluide frigorigène via la première structure d’échange thermique et avec le deuxième fluide frigorigène via la deuxième structure d’échange thermique, de sorte que le courant d’hydrocarbures est refroidi, éventuellement au moins partiellement liquéfié, contre au moins le premier fluide frigorigène et le deuxième fluide frigorigène qui se vaporisent au moins en partie.
De préférence, les premier et deuxième fluides frigorigènes s’écoulent suivant la direction longitudinale dans un sens globalement ascendant, la deuxième portion pour l’écoulement du deuxième fluide frigorigène étant agencée, en suivant la direction longitudinale, en aval de la première portion pour l’écoulement du premier fluide frigorigène, le deuxième fluide frigorigène ayant une pression supérieure à la pression du premier fluide frigorigène.
En particulier, le premier fluide frigorigène est évacué du passage à une première température et le deuxième fluide frigorigène est introduit dans le passage à une deuxième température, la deuxième température étant inférieure à la première température.
La présente invention peut s’appliquer à un échangeur de chaleur qui vaporise au moins deux courants partiels d’un fluide à deux phases liquide-gaz en tant que fluides frigorigènes, en particulier au moins deux courants partiels d’un mélange à plusieurs constituants, par exemple un mélange d’hydrocarbures, par échange de chaleur avec au moins un fluide calorigène, par exemple du gaz naturel.
En particulier, le courant d’hydrocarbures peut être du gaz naturel. En particulier, le procédé de liquéfaction est mis en œuvre dans un procédé de production de gaz naturel liquéfié (GNL). L'expression "gaz naturel" se rapporte à toute composition contenant des
hydrocarbures dont au moins du méthane. Cela comprend une composition « brute » (préalablement à tout traitement ou lavage), ainsi que toute composition ayant été partiellement, substantiellement ou entièrement traitée pour la réduction et/ou élimination d'un ou plusieurs composés, y compris, mais sans s'y limiter, le soufre, le dioxyde de carbone, l'eau, le mercure et certains hydrocarbures lourds et
aromatiques.
La présente invention va maintenant être mieux comprise grâce à la description suivante, donnée uniquement à titre d'exemple non limitatif et faite en référence aux figures ci-annexés, parmi lesquelles :
Fig. 1 est une vue schématique en coupe, dans un plan parallèle aux plaques de l’échangeur, d’un passage de fluide frigorigène d’un échangeur de chaleur selon l’art antérieur.
Fig. 2 est une vue schématique en coupe, dans un plan orthogonal aux plaques et parallèle à la direction longitudinale de l’échangeur, de séries de passages de l’échangeur de chaleur de Fig. 1.
Fig. 3 est vue schématique en coupe, dans un plan parallèle aux plaques de l’échangeur, d’un passage d’un échangeur de chaleur selon un mode de réalisation de l’invention.
Fig. 4 est une vue schématique en coupe, dans un plan orthogonal aux plaques et parallèle à la direction longitudinale de l’échangeur, de séries de passages de l’échangeur de chaleur de Fig. 3.
Fig. 5 représente d’une part les courbes de diagramme d’échange d’un échangeur classique tel qu’illustré sur Fig. 1 et d’autre part les courbes de diagramme d’échange d’un échangeur selon l’invention tel qu’illustré sur Fig. 3.
Fig. 6 est une vue schématique en coupe, dans un plan parallèle aux plaques de l’échangeur, d’un passage d’un échangeur de chaleur selon un autre mode de réalisation de l’invention.
Fig. 7 représente une structure d’échange thermique d’un échangeur selon un mode de réalisation de l’invention.
Fig. 8 représente une structure d’échange thermique d’un échangeur selon autre un mode de réalisation de l’invention.
Fig. 9 représente une structure d’échange thermique d’un échangeur selon un autre mode de réalisation de l’invention. Fig. 10 représente une structure d’échange thermique d’un échangeur selon un autre mode de réalisation de l’invention.
Fig. 11 schématise un mode de réalisation d’un procédé d’échange de chaleur mettant en œuvre un échangeur selon un mode de réalisation de l’invention.
Des passages 10a, 10b d’un échangeur de chaleur selon l’art antérieur sont visibles sur Fig. 1. L’échangeur comprend plusieurs plaques 2 qui s’étendent suivant deux dimensions, longueur Lz et largeur Ly, respectivement suivant une direction longitudinale z et une direction latérale y orthogonale à z et parallèle aux plaques 2. Les plaques 2 sont disposées parallèlement l’une au-dessus de l’autre avec espacement suivant une direction d’empilement x, formant ainsi une pluralité de passages pour des fluides en relation d’échange de chaleur indirect via les plaques. De préférence, chaque passage de l’échangeur a une forme parallélépipédique et plate. L’écart entre deux plaques successives est petit devant la longueur et la largeur de chaque plaque successive.
Fig. 1 schématise des passages d’un échangeur configuré pour vaporiser un premier fluide frigorigène F1 et un deuxième fluide frigorigène F2 par échange de chaleur avec un fluide calorigène C.
A noter que les autres fluides frigorigènes F2, F3,...peuvent être des fluides ayant une composition différente du premier fluide frigorigène F1 ou bien un fluide frigorigène ayant la même composition que le premier fluide frigorigène F1 mais au moins une caractéristique physique, en particulier pression, température, différente de celle du premier fluide frigorigène F1.
Le fluide calorigène C circule dans une deuxième série de passages 11 (visibles sur Fig. 2) agencés, en tout ou partie, en alternance ou de façon adjacente avec tout ou partie des passages 10a, 10b de la première série. L’écoulement des fluides dans les passages a lieu globalement parallèlement à la direction longitudinale z qui est de préférence, comme dans le cas illustré, verticale lors du fonctionnement de l’échangeur.
L’étanchéité des passages 10a, 10b le long des bords des plaques est généralement assurée par des bandes d’étanchéité latérales et longitudinales 4 fixées sur les plaques. Les bandes d’étanchéité latérales 4 n’obturent pas complètement les passages 10a, 10b mais laissent des ouvertures d’entrée 31 , 32 et de sortie 41 , 42 de fluide. Un tel agencement de passages selon Fig. 1 est rencontré notamment dans un échangeur mis en œuvre dans un procédé de liquéfaction de gaz naturel. Une des méthodes connues pour obtenir du gaz naturel liquéfié repose sur l’utilisation de deux cycles de réfrigération du gaz naturel mettant en œuvre respectivement un premier et un deuxième mélanges d’hydrocarbures réfrigérants. Le premier cycle de réfrigération permet de refroidir la gaz naturel jusqu’à son point de rosée à l’aide d’au moins deux niveaux de détente différents pour augmenter l’efficacité du cycle. Le second cycle permet de liquéfier et de sous-refroid ir le gaz naturel et ne comporte qu’un niveau de détente.
Dans le premier cycle de détente, le premier mélange réfrigérant issu d’un
compresseur est sous refroidi dans un premier échangeur. Au moins deux courants partiels issus du premier mélange réfrigérant sont soutirés de l’échangeur en deux points de sortie distincts puis détendus à des niveaux de pression différents, formant ainsi au moins un premier et un deuxième fluides frigorigènes distincts F1 et F2 réintroduits dans l’échangeurs par des entrées 31 , 32 distinctes alimentant sélectivement les passages 10a, 10b pour y être vaporisés puis évacués par des sorties distinctes 41 , 42.
Selon la méthode connue, le fluide frigorigène F1 détendu à un niveau de pression donné entre par l’entrée 31 située au bout froid de l’échangeur et sort par la sortie 41 à une température supérieure à la température d’entrée par l’entrée 32 du deuxième fluide frigorigène détendu à un deuxième niveau de pression.
Pour respecter l’agencement des entrées et sorties dans un ordre croissant de température des fluides, l’entrée du deuxième fluide frigorigène est située
classiquement, suivant la direction longitudinale z, à une position plus proche du bout froid de l’échangeur que ne l’est la sortie du fluide frigorigène à pression plus faible. Comme on le voit sur Fig. 1 , l’échangeur comprend deux types de passages frigorigènes, l’un 10a pour le premier fluide frigorigène F1 et l’autre 10b pour le deuxième fluide frigorigène F2. Le fluide calorigène C s’écoulant dans des passages 1 1 adjacents aux passages d’un type 10a et/ou d’un deuxième type 10b échange donc de la chaleur au niveau de la zone d’échange active A1 avec le fluide F1 et au niveau de la zone d’échange active A2 pour le deuxième fluide F2. Les zones 11 et I2 ne sont pas alimentées en fluide et constituent donc des zones inactives au plan thermique. Afin de réduire l’étendue longitudinale de ces zones inactives, voire à les éliminer totalement, il a été proposé dans la demande française n° 1857133 de partager longitudinalement au moins un passage formé entre deux plaques 2 de l’échangeur et d’y faire circuler différents fluides frigorigènes.
Une telle configuration de passage est visible sur Fig. 3. On y voit, dans un plan de coupe parallèle à celui de Fig. 1 , un passage 10 de la première série de passages frigorigène comprenant une deuxième entrée 32 et une deuxième sortie 42 pour un deuxième fluide frigorigène F2.
Les premières et deuxièmes entrées et sorties 31 , 41 , 32, 42 sont agencées de sorte que le passage 10 est divisé, suivant la direction longitudinale z, en au moins une première portion 100 pour l’écoulement du premier fluide frigorigène F1 et une deuxième portion 200 pour l’écoulement du deuxième fluide frigorigène F2.
Ceci est rendu possible par le prise en compte des chevauchements de
températures dès la phase de conception du procédé. Pour faire circuler les fluides frigorigènes dans le même passage, même si la température de sortie du premier fluide est supérieure à celle d’entrée du second fluide, il faut simuler l’échangeur, non pas en une seule section avec deux fluides frigorigènes arrivant à des températures différentes, comme c’est le cas avec la méthode connue du pincement, mais en différentes sections consécutives (deux dans l’exemple cité), chacune de ces sections comportant un seul fluide frigorigène, arrivant à sa température d’entrée, pour se rapprocher au mieux de la géométrie réelle et donc des pincements réels que présentera l’échangeur.
Ceci principe est illustré sur Fig. 5, qui montre un comparatif entre les diagrammes d’échange Chaleur échangée - Température (DH - T), ou courbes enthalpiques, obtenus d’une part avec un échangeur simulé selon la méthode classique du pincement (en (a)) et d’autre part avec un échangeur dans lequel les fluides circulent dans un passage partagé longitudinalement (en (b)), Les courbes C, F, F1 , F2 illustrent l’évolution de la quantité de chaleur échangée en fonction de la
température, respectivement pour le fluide calorigène, un fluide frigorigène
composite construit selon la méthode du pincement classique, le fluide frigorigène F1 selon la demande n° 1857133 et le deuxième fluide frigorigène F2 selon la demande n° 1857133.
Classiquement, les portions de partage longitudinal du passage 10 comprennent des structures d’échange thermique S1 , S2 disposées entre les plaques 2. Ces structures ont pour fonction d’augmenter la surface d’échange thermique de l’échangeur. En effet, les structures d’échange thermique sont en contact avec les fluides circulant dans les passages et transfèrent des flux thermiques par conduction jusqu’aux plaques adjacentes.
Les structures d’échange thermique ont aussi une fonction d’entretoises entre les plaques 2, notamment lors de l’assemblage par brasage de l’échangeur et pour éviter toute déformation des plaques lors de la mise en œuvre des fluides sous pression. Elles assurent également le guidage des écoulements de fluide dans les passages de l’échangeur.
Par commodité, il est habituel d’agencer des structures d’échange thermique S1 , S2 du même type dans les portions 100, 200. Par exemple, lorsque ces structures sont formées d’ondes, celles-ci présentent des ondulations du même type, en particulier même période d’ondulation et donc même densité d’ailettes, même épaisseur, ...
Or, les inventeurs de la présente invention ont mis en évidence qu’avec une telle configuration, des disparités de pertes de charge et de vitesses d’écoulement apparaissaient entre les différents types de fluides frigorigènes, du fait notamment des différentes pressions auxquelles ces fluides circulent sur les différentes portions du passage 10.
Afin de résoudre ces problèmes, l’invention propose d’agencer, dans un échangeur ayant au moins un passage partagé longitudinalement suivant les principes décrits dans la demande n° 1857133, des structures d’échange thermique permettant d’équilibrer les pertes de charges entre les différentes portions de passage considérées.
Plus précisément, au moins un passage 10 est divisé en au moins une première et une deuxième portions 100, 200 comprenant respectivement une première et une deuxième structures d’échange thermique S1 , S2.
Fig. 7 et Fig. 8 représentent un exemple de première structure d’échange thermique S1 pouvant être agencée dans la première portion 100. La première structure S1 comprend au moins une série de premières parois de guidage de fluide 121 , 122, 123 et présentant des premiers bords d’attaque 124 disposés sensiblement orthogonalement à la direction longitudinale z et faisant face, en tout ou partie, au premier fluide frigorigène F1 lorsque celui-ci s’écoule dans la première portion 100. De préférence, lesdites parois sont agencées parallèlement à la direction longitudinale z. De préférence lesdites séries se succèdent suivant la direction longitudinale z.
Une seule série de premières parois de guidage de fluide 121 , 122, 123 est visible sur Fig. 8. Les premières parois ont une première épaisseur e1 , mesurée dans un plan orthogonal à la direction longitudinale z et suivant une direction orthogonale aux parois. La première structure présente une première hauteur h1 , mesurée suivant une direction d’empilement x qui est orthogonale à la direction longitudinale z et orthogonale aux plaques 2.
La deuxième structure d’échange thermique S2 comprend au moins une série de deuxièmes parois de guidage de fluide 221 , 222, 223 et présentant des deuxièmes bords d’attaque 224 disposés sensiblement orthogonalement à la direction
longitudinale z et faisant face, en tout ou partie, au deuxième fluide frigorigène F2 lorsque celui-ci s’écoule dans la deuxième portion 200.
Fig. 10 représente un mode de réalisation d’une deuxième structure d’échange S2. Les deuxièmes parois de guidage de fluide 221 , 222, 223 ont une deuxième épaisseur e2, mesurée dans un plan orthogonal à la direction longitudinale z et suivant une direction orthogonale aux parois. La deuxième structure d’échange thermique présente une deuxième hauteur h2, mesurée suivant la direction d’empilement x.
De préférence, les premières et deuxième parois de guidage de fluide s’étendent parallèlement à la direction longitudinale z. Elles peuvent en outre être agencées parallèlement ou orthogonalement aux plaques 2.
De préférence, les hauteurs h1 , h2 des structures S1 , S2 sont sensiblement égales ou très légèrement inférieures à la hauteur H du passage 10.
Selon l’invention, la deuxième structure d’échange thermique S2 et la première structure d’échange thermique S1 sont conformées de sorte que la surface de section transversale A2 des deuxièmes bords d’attaque 224 est supérieure à la surface de section transversale A1 des premiers bords d’attaque 124. Les surfaces de section transversale A1 , A2 sont mesurées orthogonalement à la direction longitudinale z et par mètre de longueur d’échangeur. Déterminer les surfaces de section transversale A1 , A2 par unité de longueur d’échangeur permet de s’affranchir d’éventuelles différences de longueur entre la première portion 100 et la deuxième portion 200. L’agencement de structures d’échange présentant différentes surfaces de section transversales de bords d’attaque permet de compenser les disparités de pertes de charges subies par les différents fluides frigorigènes.
Ainsi, dans le cas d’un premier fluide frigorigène F1 circulant dans sa portion 100 dédiée à une pression opératoire relativement basse par rapport à celle du ou des fluides frigorigènes circulant dans les autres portions, l’agencement d’une structure présentant une surface de bords d’attaque par unité de longueur moins importante dans la portion 100 permet d’engendrer des pertes de charge moins importantes pour le fluide F1. Dans le cas d’un deuxième fluide frigorigène F2 circulant dans sa portion 200 dédiée à une pression relativement élevée par rapport à celle du ou des fluides frigorigènes circulant dans les autres portions, l’agencement d’une structure moins dense dans la portion 100 permet d’engendrer des pertes de charge plus importantes pour le fluide F2.
L’échangeur selon l’invention permet d’ajuster les pertes de charge à un niveau raisonnable sur chaque portion de passage dédiée à un fluide frigorigène donné. Les performances énergétiques de l’installation industrielle intégrant l’échangeur selon l’invention s’en trouvent améliorées.
Cela permet également d’avoir des vitesses d’écoulement de fluide suffisamment élevées sur chaque portion de passage. Il s’ensuit une distribution plus uniforme des fluides frigorigènes et une amélioration des performances de l’échangeur.
L’échangeur peut ainsi être dimensionné avec des marges de sécurité réduites par rapport aux marges qui devraient être prévues en l’absence de structures selon l’invention.
En outre, l’échangeur peut fonctionner dans des marches dites réduites, c’est-à-dire plus faibles en débit, que ce soit en régime de fonctionnement transitoire ou en régime établi.
De préférence, la surface de section transversale A2 des deuxièmes bords d’attaque 224 correspond à la surface de section transversale A1 des premiers bords d’attaque 124 augmentée d’un coefficient multiplicateur au moins égal à 1 ,3, de préférence encore compris entre 1 ,5 et 5.
Un tel coefficient multiplicateur permet d’équilibrer efficacement les pertes de charges subies par les fluides frigorigènes F1 , F2, en particulier lorsque le fluide frigorigène F1 s’écoule dans l’échangeur à une première pression P1 et le deuxième fluide frigorigène F2 s’écoule dans l’échangeur à une deuxième pression P2 supérieure à la première pression P1 d’un facteur compris de préférence entre 2 et 7. Avantageusement, la première et la deuxième structures d’échange S1 , S2 sont des ondes d’échange et comprennent respectivement au moins une première ondulation et au moins une deuxième ondulation comprenant chacune une pluralité d’ailettes, ou jambes d’onde, 123, 223 se succédant dans la largeur de l’échangeur suivant une direction latérale y qui est orthogonale à la direction longitudinale z et parallèle aux plaques 2. Des sommets d’onde 121 , 221 , 321 et des bases d’onde 122, 222, 322 relient alternativement lesdites ailettes 123, 223. Les premières et deuxièmes ondulations ont des directions d’ondulation D1 , D2 parallèles à la direction latérale y. De préférence, les ailettes 123, 223 se succèdent périodiquement avec un premier et un deuxième pas p1 , p2 entre deux ailettes successives. Pour exprimer les pas p1 et p2 des première et deuxième ondulations, on peut utiliser les relations p1 =25,4/n1 et p2=25,4/n2 avec n1 et n2 représentant respectivement le nombre d’ailettes 123, 223 par pouce, 1 pouce étant égal à 25,4 millimètres, des première et deuxième ondulations mesuré suivant la direction latérale y.
Selon un mode de réalisation de l’invention, les première et deuxième ondulations présentent respectivement un premier pas p1 et un deuxième pas p2 inférieur au premier pas p1 ,
En d’autres termes, la deuxième structure d’échange thermique S2 est configurée de façon à présenter une densité d’ailettes supérieure à la densité d’ailettes de la première structure d’échange thermique S1.
Par exemple, on comprend qu’agencer un nombre plus important d’ailettes dans la largeur de la deuxième portion 200 que dans la largeur de la première portion tend à augmenter la surface transversale de bords d’attaque vue par le deuxième fluide F2 et donc à augmenter les pertes de charges pour le fluide F2.
Selon un autre mode de réalisation, alternatif ou cumulatif au mode de réalisation précédent, on dispose dans la deuxième portion 200 des deuxièmes parois de guidage de fluide 221 , 222, 223 ayant une deuxième épaisseur e2 supérieure à la première épaisseur e1 des premières parois de guidage de fluide 121 , 122, 123 agencée dans la première portion 100. Augmenter l’épaisseur des parois de guidage de la deuxième structure est une autre façon d’augmenter la surface transversale des bords d’attaque présents dans la deuxième portion 200. De préférence, les premières parois de guidage de fluide 121 , 122, 123 forment au moins une première ondulation formée à partir d’un premier feuillard et les
deuxièmes parois de guidage de fluide 221 , 222, 223 forment au moins une deuxième ondulation formée à partir d’un deuxième feuillard respectivement, ledit deuxième feuillard ayant une épaisseur e2 supérieure à la première épaisseur e1 du premier feuillard. Etant entendu que la structure S1 et/ou la structure S2 peuvent elles-mêmes comprendre des sous-portions, chaque sous-portion formant une entité distincte. Typiquement, la structure S1 et/ou la structure S2 peuvent chacune comprendre plusieurs tapis d’onde agencés bout à bout et assemblés dans le passage par brasage.
En tant qu’ondes pour les structures d’échange thermique S1 , S2, on pourra utiliser les différents types d’ondes mis en œuvre habituellement dans les échangeurs du type à plaques et ailettes brasés. Les ondes pourront être choisies parmi les types d’onde connus tels les ondes droites, les ondes dites à décalage partiel (du type « serrated » en anglais), les ondes à vagues ou arrêtes de hareng (du type «
herringbone » en anglais). Ces ondes pourront être perforées ou non.
Fig. 8 représente une première structure S1 réalisée sous la forme d’une onde droite. Une onde droite comprend une série unique de premières parois de guidage de fluide formant une unique première ondulation sur la longueur de la première portion 100.
Selon un autre mode de réalisation, illustré par Fig. 9 et Fig. 10, les première et deuxième structures d’échange thermique S1 , S2 sont des ondes à décalage partiel. La deuxième structure d’échange thermique S2 comprend plusieurs séries de deuxièmes parois de guidage de fluide 221 i, 222i, 223i, 221 i+1 , 222i+1 , 223i+1 ,
221 i+2, 222i+2, 223i+2 qui se succèdent suivant la direction longitudinale z et formant chacune une deuxième ondulation.
Chaque deuxième ondulation est décalée d’une deuxième distance prédéterminée d2, suivant la direction latérale y, par rapport à une deuxième ondulation adjacente. Les deuxièmes ondulations présentent une deuxième longueur de serration L2 mesurée suivant la direction longitudinale z.
Dans le cas d’une onde à décalage partiel, la surface de section transversale A2 des deuxièmes bords d’attaque correspondant à la somme des surfaces de section transversale A2i, A2i+1 , A2i+2, mesurées orthogonalement à la direction
longitudinale z et exprimée par mètre de longueur d’échangeur, des deuxièmes bords d’attaque 224i, 224i+1 , 224i+2 de chaque série de deuxièmes parois de guidage de fluide.
En référence à Fig. 9, la description ci-dessus est transposable à une première structure d’échange thermique S1 sous forme d’onde à décalage partiel.
Dans le cadre de l’invention, la première structure d’échange thermique S1 et/ou la deuxième structure d’échange thermique S2 peuvent être à décalage partiel.
En particulier, on pourra agencer une onde droite S1 dans la première portion 100 et une onde à décalage partiel S2 dans la deuxième portion 200. L’ajout de décalages dans la deuxième portion tend à augmenter la surface de bords d’attaque dans la deuxième portion.
Ainsi, en plus ou à la place d’une variation d’au moins une dimension caractéristique, telle épaisseur, pas de l’onde, longueur de serration... de première et deuxième structures S1 , S2 du même type, on peut également mettre en œuvre une variation du type d’onde entre les deux portions 100, 200 pour équilibrer les pertes de charges subies par les fluides frigorigènes sur ces deux portions.
Selon un mode de réalisation particulier, la première structure d’échange thermique S1 et la deuxième structure d’échange thermique S2 sont des ondes à décalage partiel. Avantageusement, la deuxième longueur de serration L2 est inférieure à la première longueur de serration L1. Cela permet d’agencer plus de bords d’attaque par mètre de longueur d’échangeur et donc d’augmenter la surface transversale de bords d’attaque et les pertes de charge qui en résultent sur le fluide s’écoulant face à ces bords d’attaque.
De préférence, on choisira une deuxième longueur de serration L2 inférieure à la première longueur de serration L1 d’un facteur compris entre 1 ,7 et 7. Les première et/ou deuxième longueurs de serration pourront être comprises entre 1 et 20 mm, de préférence entre 3 et 15 mm.
De préférence, les dimensions caractéristiques des ondes autres que les longueurs de serration, telles que distances de décalage, épaisseur, pas des ondulations... sont identiques pour les première et deuxième structures.
En référence à Fig. 8, Fig. 9 ou Fig. 10, notons que pour une structure d’échange thermique S1 ou S2 donnée comprenant des parois de guidage de fluide d’épaisseur e1 ou e2 formant au moins une première ondulation de pas p1 ou p2, de hauteur h1 ou h2, on peut définir les surfaces de section transversale A1 , A2 par mètre de longueur d’échangeur à l’aide des relations suivantes : Math 1
Figure imgf000021_0001
avec Ly la largeur du passage 10 de fluide frigorigène, mesurée suivant la direction latérale y, et
K1 ou K2 égal à 1 dans le cas où la structure d’échange thermique S1 ou S2 est une onde droite, c’est-à-dire dont les parois de guidage de fluide forment une ondulation unique, sans décalage,
ou
K1 = 1000/L1 ou K2=1000/L2 dans le cas où la structure d’échange thermique S1 ou S2 est une onde à décalage partiel à plusieurs ondulations décalées, avec L1 ou L2 les longueurs de serration exprimées en millimètres pour S1 ou S2.
Par exemple, pour une onde à décalage partiel S2 dite « 1/8” serrated » (1”=1 pouce= 25,4 mm), on a L2=25,4/8=3,18 mm. Pour une onde à décalage partiel S1 dite « 1/5” serrated » (1”=1 pouce= 25,4 mm), on a L1 =25,4/5=5,08 mm.
Un échangeur selon un mode de réalisation de l’invention est représenté sur Fig. 3 et Fig. 4.
Un passage 1 1 calorigène de la deuxième série est visible sur Fig. 4, deux passages 10 frigorigènes de la première série étant agencés de part et d’autre du passage 1 1 . Etant précisé que les passages frigorigènes et calorigènes ne sont pas
nécessairement positionnés en alternance et que d’autres agencements sont possibles.
L’échangeur comprend des organes de distribution 51 , 61 , 52, 62 qui s’étendent depuis et vers les entrées et sorties des passages. Ces organes, par exemple des ondes ou canaux de distribution sont configurés pour diriger et assurer une répartition et une récupération uniformes des fluides sur toute la largeur des passages.
De préférence, les structures S1 , S2,... s’étendent suivant la largeur et la longueur du passage 10, parallèlement aux plaques 2, dans le prolongement des organes de distribution 51 , 61 , 52, 62 suivant la longueur du passage 10. Chaque portion 100, 200... du passage 10 présente ainsi une partie principale de sa longueur constituant la zone d’échange thermique A1 , A2 proprement dite, garnie des structures S1 , S2, qui est bordée par des zones de distribution garnies des organes 51 , 61 , 52, 62. Avantageusement, les organes de distribution et les structures d’échanges
thermiques S1 , S2 forment au sein du passage 10 une pluralité de canaux reliant fluidiquement les entrée 31 et sortie 41 entre elles et les deuxièmes entrées 32 et sorties 42 entre elles.
De préférence, lesdites première entrée, deuxième entrée, première sortie et deuxième sortie 31 , 41 , 32, 42 sont agencées de sorte que la deuxième portion 200 est agencée en aval de la première portion 100 suivant la direction longitudinale z, le premier fluide frigorigène F1 et le deuxième fluide frigorigène F2 s’écoulant globalement suivant la direction longitudinale z.
Avantageusement, l’échangeur comprend une première extrémité 1 a au niveau de laquelle, en fonctionnement, le niveau de température est le plus faible de
l’échangeur, et une deuxième extrémité 1 b au niveau de laquelle, en fonctionnement, le niveau de température est la plus élevé de l’échangeur. Dit autrement, la première extrémité 1 a correspond au bout froid de l’échangeur E1 , c’est-dire le point d’entrée dans l’échangeur où un fluide frigorigène est introduit à la température la plus basse de toutes les températures de l’échangeur E1. La deuxième extrémité 1 b correspond au bout chaud de l’échangeur E, c’est-dire le bout présentant le point d’entrée dans l’échangeur où un fluide calorigène est introduit à la température la plus basse de toutes les températures de l’échangeur E1.
De préférence, la deuxième extrémité 1 b est agencée en aval de la première extrémité 1 a en suivant la direction longitudinale z, de sorte que le sens
d’écoulement des fluides F1 , F2 dans le passage 10 est globalement ascendant.
De préférence, la portion 100 pour l’écoulement du fluide frigorigène F1 étant agencée du côté de la première extrémité 1 a et la deuxième portion 200 pour l’écoulement du deuxième fluide frigorigène F2 est agencée entre la portion 100 et la deuxième extrémité 1 b.
Ainsi, dans la représentation donnée sur Fig. 3, la deuxième portion 200 s’étend, en suivant la direction longitudinale z, en aval de la portion 100.
De préférence, les portions 100, 200 sont juxtaposées suivant la direction
longitudinale z, ce qui permet d’optimiser au mieux l’espace au sein du passage 10 en maximisant l’étendue des zones actives. De préférence, la majorité, de préférence encore au moins 80% du nombre total de passages 10 de la première série, voire la totalité des passages 10 de la première série, comprennent chacun au moins une entrée 31 et une sortie 41 pour le fluide frigorigène F1 , au moins une deuxième entrée 32 et une deuxième sortie 42 pour le deuxième fluide frigorigène F2 et des première et deuxième structures S1 , S2 selon l’invention.
Avantageusement, l’échangeur selon l’invention présente un seul type de passages 10 de fluides frigorigène, ce qui en simplifie grandement la conception. On entend par passages du même type des passages qui présentent une configuration ou une structure identique, notamment en termes de dimensions des passages, de dispositions des entrées et sorties de fluide.
De préférence, la majorité, de préférence au moins 80%, voire la totalité, du nombre total de passages 10 de la première série présentent une configuration identique. En particulier, les entrées et sorties 31 , 41 , 32, 42 sont agencées à des positions sensiblement identiques suivant la direction longitudinale z.
Ainsi, les entrées et sorties 31 , 41 , 32, 42 des passages 10 de la première série sont disposées en coïncidence les unes au-dessus des deuxièmes, en suivant la direction d’empilement x des passages. Les entrées 31 , 32 et sorties 41 , 42 placées ainsi l’une au-dessus de l’deuxième sont réunies respectivement dans des collecteurs de forme semi-tubulaire 71 , 72, 81 , 82, par lesquels s’effectuent la distribution et l’évacuation des fluides.
De préférence, la direction longitudinale est verticale lorsque l’échangeur est en fonctionnement. Les fluides frigorigènes F1 , F2 s’écoulent globalement verticalement et dans le sens ascendant. Le fluide calorigène C circule de préférence à contre- courant. D’autres directions et sens d’écoulement des fluides F1 , F2 sont bien entendu envisageables, sans sortir du cadre de la présente invention.
Selon une variante de réalisation, illustrée par Fig. 6, un deuxième et un troisième fluides frigorigènes F2, F3 s’écoulent dans un même passage 10 conforme à l’invention.
Dans ce cas, au moins un passage frigorigène 10 de la première série comprend une deuxième et une troisième entrées 32, 33 configurées pour introduire respectivement un deuxième et un troisième fluides frigorigènes F2, F3 dans une deuxième et une troisième portions 200, 300 respectives du passage 10, et une deuxième et une troisième sorties 42, 43 configurées pour évacuer respectivement les deuxième et troisième fluides frigorigènes F2, F3 des deuxième et troisième portions 200, 300. Le passage 10 est divisé, suivant la direction longitudinale z, en trois portions 100, 200, 300 successives comprenant une première, une deuxième et une troisième structure d’échange thermique S1 , S2, S3.
La troisième structure d’échange thermique S3 comprend au moins une série de troisièmes parois de guidage de fluide 321 , 322, 323 agencées parallèlement à la direction longitudinale z et présentant des troisièmes bords d’attaque 324 disposés sensiblement orthogonalement à la direction longitudinale z et faisant face, en tout ou partie, au troisième fluide frigorigène F3 lorsque celui-ci s’écoule dans la troisième portion 300.
La troisième structure d’échange thermique S3 et la première structure d’échange thermique S1 sont conformées de sorte que la surface de section transversale A3 des troisièmes bords d’attaque 224 est supérieure à la surface de section
transversale A1 des premiers bords d’attaque 124. A3 étant mesurée
orthogonalement à la direction longitudinale z et par mètre de longueur d’échangeur. De préférence, la surface de section transversale A3 des troisièmes bords d’attaque 324 est également supérieure à la surface de section transversale A2 des deuxièmes bords d’attaque 224 de la deuxième structure d’échange thermique S2.
Les caractéristiques et modes de réalisation décrits précédemment sont applicables en tout ou partie à la troisième structure S3 et ne sont pas repris ici par souci de concision.
Dans les exemples illustrés, le nombre de fluides frigorigènes de type différent est limité à 2 ou 3 par souci de simplification, étant noté qu’un nombre supérieur de types de fluide pourrait circuler dans le moins un passage 10 selon les principes décrits ci-dessus.
De préférence, les courants partiels réfrigérants sont détendus à des valeurs de pressions qui augmentent suivant la direction longitudinale z, i. e en direction du bout chaud 1 a.
De préférence, la valeur de pression du niveau de détente le plus bas est comprise entre 1 ,1 et 2,5 bar. La valeur de pression du niveau de détente le plus élevé est comprise entre 10 et 20 bar. Il peut y avoir au moins un niveau de pression intermédiaire avec une valeur de pression de détente comprise entre 4,5 et 7,5 bar. De préférence, les fluides frigorigènes issus des détentes des courants partiels détendus présentent des températures qui augmentent suivant la direction longitudinale z, i. e en direction du bout chaud 1 a. Ces températures correspondent aux températures d’introduction aux entrées respectives 31 , 32, 33... dans l’échangeur E1. De préférence le fluide frigorigène F1 issu de la détente au niveau de pression le plus bas présente une température comprise entre -80 et -60 °C. Le fluide frigorigène F3 issu de la détente au niveau de pression le plus élevé présente une température comprise entre -20 et 10°C. Il peut y avoir au moins un niveau de détente intermédiaire avec un fluide frigorigène F2 à une température comprise entre -50 et -25°C. Les températures des fluides frigorigènes aux sorties respectives 41 , 42, 43 peuvent être comprises entre -10 et 60 °C, 20 et -45 °C et/ou -20 et -75 °C, respectivement pour les niveaux de détente décrits ci-dessus.
Optionnellement, outre les structures d’échange thermique précédemment décrites, on pourra agencer dans les deuxième et/ou troisième portions 200, 300, au moins une onde supplémentaire, et ce dans une configuration dite « hardway », c’est-à-dire que les ailettes de l’onde supplémentaire s’étendent selon une direction
perpendiculaire à la direction longitudale z et se succèdent dans la direction longitudale z. Cela permet d’introduire plus de pertes de charge dans une portion donnée. Ladite onde supplémentaire sera de préférence une onde droite perforée ou une onde à décalage partiel. Ladite onde supplémentaire occupera une partie seulement des deuxième et/ou troisième portions 200, 300
Avantageusement, lorsque l’échangeur fonctionne, le premier fluide frigorigène F1 entre par la première entrée 31 d’au moins un passage 10 à une température dite initiale T0 et est évacué par la première sortie 41 à une première température T1 supérieure à T0. De préférence, la température T0 est comprise entre -55 et -75 °C et la température T1 est comprise entre -10 et -30 °C.
De préférence, le deuxième fluide frigorigène F2 entre dans le passage 10 par la deuxième entrée 32 à une deuxième température T2 et en sort par la deuxième sortie 42 à une troisième température T3, T3 étant supérieure à T2. De préférence, la température T2 est comprise entre -15 et -35 °C et la température T3 est comprise entre 35 et 0 °C.
De préférence, la deuxième température T2 est inférieure à la première température T1. Cela permet d’avoir un fluide F1 surchauffé en sortie de la première portion 100 de l’échangeur (T1 élevée), tout en assurant un refroidissement efficace du fluide calorigène dans la deuxième portion 200 de l’échangeur grâce à une température de début de vaporisation, T2, du fluide F2 suffisamment basse (inférieure à T1 ). De préférence encore, la deuxième température T2 est inférieure d’au moins 1 °C par rapport à la première température T1. De préférence, la deuxième température T2 est inférieure d’au plus 15°C, de préférence encore d’au plus 10°C, et
préférentiellement d’au plus 5°C, à la première température T1. Ceci afin d’éviter des contraintes mécaniques excessives dans l’échangeur.
Considérons à présent la variante où un deuxième et un troisième fluides
frigorigènes F2, F3 s’écoulent dans un même passage 10.
Avantageusement, lorsque l’échangeur fonctionne, le fluide frigorigène F1 entre par l’entrée 31 d’au moins un passage 10 à une température initiale T0 comprise entre - 55 et -75 °C et est évacué par la sortie 41 à une première température T1 supérieure à T0, T1 étant comprise entre -25 et -45 °C.
De préférence, le deuxième fluide frigorigène F2 entre dans le passage 10 par une première deuxième entrée 32 à une deuxième température T2 et en sort par l’deuxième sortie 42 à une température T3, T3 étant supérieure à T2. De préférence, la température T2 est comprise entre -30 et -50 °C et la température T3 est comprise entre 0 et -20 °C.
De préférence, le troisième fluide frigorigène F3 entre dans le passage 10 par une troisième entrée 33 à une quatrième température T4 et en sort par une troisième sortie 43 à une cinquième température T5, T5 étant supérieure à T4. De préférence, la température T4 est comprise entre -5 et -25 °C et la température T5 est comprise entre 30 et 0 °C.
Avantageusement, la quatrième température T4 est inférieure à la troisième température T3. Cela permet d’avoir un fluide F2 surchauffé en sortie de la portion 200 de l’échangeur (T3 élevée), tout en assurant un refroidissement efficace du fluide calorigène dans la troisième portion 300 de l’échangeur grâce à une
température de début de vaporisation, T4, du fluide F3 suffisamment basse
(inférieure à T3).
De préférence, la quatrième température T4 est inférieure d’au moins 1 °C par rapport à la troisième température T3.
De préférence, la deuxième température T2 est inférieure d’au plus 15°C, de préférence encore d’au plus 10°C, et préférentiellement d’au plus 5°C, à la première température T1.
Avantageusement, la quatrième température T4 est inférieure d’au moins 1 °C par rapport à la troisième température T3, de préférence la quatrième température T4 est inférieure d’au plus 15°C, à la troisième température T3, de préférence encore, afin d’éviter des contraintes mécaniques excessives dans l’échangeur, d’au plus 10°C, et préférentiellement d’au plus 5°C, à la troisième température T4.
Selon un mode de réalisation particulier, les fluides frigorigènes F1 , F2 et/ou F3... sont des fluides présentant des pressions différentes, de préférence des pressions qui augmentent suivant la direction longitudinale z. En particulier, le fluide frigorigène F1 s’écoule dans l’échangeur à une première pression P1 et le deuxième fluide frigorigène F2 s’écoule dans l’échangeur à une deuxième pression P2 qui est de préférence supérieure à la première pression P1. Les fluides F1 , F2 et/ou F3...
peuvent présenter la même composition. De préférence, le troisième fluide F3 présente une troisième pression P3 supérieure à la deuxième pression P2 du deuxième fluide F2.
Un échangeur selon l’invention peut être utilisé dans tout procédé mettant en œuvre plusieurs fluides frigorigènes de types différents, notamment en termes de
composition et/ou de caractéristiques telles que pression, température, état physique
L’utilisation d’un échangeur selon l’invention est particulièrement avantageuse dans un procédé de liquéfaction d’un courant d’hydrocarbures tel que le gaz naturel. Un exemple d’un tel procédé est schématisé partiellement sur Fig. 11.
Selon le procédé de liquéfaction de gaz naturel schématisé par la Fig. 11 , le gaz naturel, formant le fluide calorigène C, arrive par le conduit 110 par exemple à une pression comprise entre 4 MPa et 7 MPa et à une température comprise entre 30 °C et 60 °C. Le gaz naturel circulant dans le conduit 110, le premier courant réfrigérant 30 entrent dans l’échangeur E1 , avec éventuellement un deuxième courant réfrigérant circulant 202, pour y circuler selon des directions parallèles et à co courant avec le fluide calorigène C.
Le gaz naturel sort refroidi, voire au moins partiellement liquéfié, de l'échangeur E1 par le conduit 102, par exemple à une température comprise entre - 35 °C et - 70 °C. Le deuxième courant réfrigérant sort totalement condensé de l'échangeur E1 par le conduit 202, par exemple à une température comprise entre - 35 °C et - 70 °C. Dans l’échangeur E1 , trois fractions, également appelées débits ou courants partiels réfrigérants, 301 , 302, 303 du premier courant réfrigérant en phase liquide sont successivement soutirées. Les fractions sont détendues à travers les vannes de détente V11 , V12 et V13 à trois niveaux de pression différents, formant un fluide frigorigène F1 , un deuxième fluide frigorigène F2 et un troisième fluide frigorigène F3. Ces trois fluides frigorigènes F1 , F2, F3 de types différents sont réintroduits dans l’échangeur E1 ayant des passages frigorigènes munis de trois entrées distinctes 31 , 32, 33 conformément à l’invention, puis vaporisées, au moins partiellement, de préférence totalement, par échange de chaleur avec le gaz naturel, le deuxième courant réfrigérant et une partie du premier courant réfrigérant.
Notons que les détentes donnent lieu à plusieurs fluides frigorigènes à l’état diphasique, c’est-à-dire comprenant une phase liquide et une phase gazeuse. Selon une possibilité, les fluides diphasiques peuvent chacun être introduits dans un organe séparateur de phase agencé en aval de chaque organe de détente. L’organe séparateur peut être tout dispositif adapté pour séparer un fluide diphasique en un courant gazeux d’une part et un courant liquide d’autre part. Les phases gazeuses peuvent être recombinées avant d’être introduites dans l’échangeur, ou bien être introduites séparément dans l’échangeur par des entrées distinctes, puis mélangées entre elles au sein de l’échangeur, au moyen d’un dispositif mélangeur tel que décrit par exemple dans FR-A-2563620 ou WO-A-2018172644. Ces dispositifs sont typiquement des pièces usinées comprenant un agencement particulier de canaux séparés pour une phase liquide et une phase gazeuse et d’orifices mettant ces canaux en communication fluidique afin de distribuer un mélange liquide-gaz.
Selon une autre possibilité, seules les phases liquides séparées des fluides frigorigènes diphasiques sont réintroduites dans l’échangeur E1 pour y être vaporisées contre le courant d’alimentation 110 et le premier courant réfrigérant 30. Les phases gazeuses sont de préférence détournées du premier échangeur E1 , c’est-à-dire qu’elles n’y sont pas introduites. Les phases liquides forment lesdites parties fluides frigorigènes diphasiques réintroduites.
Notons que les fluides diphasiques peuvent éventuellement être réintroduits directement après détente à l’état de mélange liquide-gaz.
Les trois fluides frigorigènes F1 , F2, F3 vaporisés sont envoyés à différents étages du compresseur K1 , comprimés puis condensés dans le condenseur C1 par échange de chaleur avec un fluide extérieur de refroidissement, par exemple de l'eau ou de l'air. Le premier courant réfrigérant issu du condenseur C1 est envoyé dans l'échangeur E1 par le conduit 30. La pression du premier courant réfrigérant à la sortie du compresseur K1 peut être comprise entre 2 MPa et 6 MPa. La température du premier courant réfrigérant à la sortie du condenseur C1 peut être comprise entre 10 °C et 45°C.
Le premier courant réfrigérant peut être formé par un mélange d'hydrocarbures tels qu'un mélange d'éthane et de propane, mais peut également contenir du méthane, du butane et/ou du pentane. Les proportions en fraction molaires (%) des
composants du premier mélange réfrigérant peuvent être:
Ethane: 30 % à 70 %
Propane: 30 % à 70 %
Butane: 0 % à 20 %
Le gaz naturel circulant dans le conduit 102 peut être fractionné, c'est-à-dire qu'une partie des hydrocarbures C2+ contenant au moins deux atomes de carbone est séparée du gaz naturel en utilisant un dispositif connu de l'homme de l'art. Le gaz naturel fractionné est envoyé par la conduite 102 dans l'échangeur E2. Les hydrocarbures C2+ recueillis sont envoyés dans des colonnes de fractionnement comportant un deéthaniseur. La fraction légère recueillie en tête du deéthaniseur peut être mélangée avec le gaz naturel circulant dans le conduit 102. La fraction liquide recueillie en fond du deéthaniseur est envoyée à un dépropaniseur.
Selon une réalisation avantageuse, illustrée par Fig. 11 , le procédé selon l’invention peut comprendre en outre au moins un cycle de réfrigération supplémentaire du courant 102 opéré en aval du cycle précédemment décrit.
Notons que de manière générale, les termes « aval » et « amont » se réfèrent au sens d’écoulement du fluide considéré, ici le courant 110.
Ce cycle est mis en œuvre dans un échangeur de chaleur supplémentaire E2, généralement appelé échangeur de liquéfaction, en aval du premier échangeur de chaleur E1 , appelé alors échangeur de pré-refroidissement.
L’échangeur E2 peut aussi être un échangeur à plaques. De préférence, le courant d’hydrocarbures refroidi 102 entre dans le deuxième échangeur E2 avec le deuxième courant réfrigérant 202. Les courants circulent dans des passages dédiés selon des directions parallèles à la direction longitudinale z et à co-courant.
Le deuxième courant réfrigérant 201 sortant de l'échangeur E2 est détendu par l'organe de détente T3 qui peut être une turbine, une vanne ou une combinaison d'une turbine et d’une vanne. Le deuxième courant réfrigérant 203 détendu issu de T3 est renvoyé dans l'échangeur E2 pour être vaporisé au moins partiellement en réfrigérant à contre-courant le gaz naturel et le deuxième courant réfrigérant. En sortie de l'échangeur E2, le deuxième courant réfrigérant vaporisé est comprimé par le compresseur K2 puis refroidit dans l'échangeur de chaleur indirect C2 par échange de chaleur avec un fluide extérieur de refroidissement, par exemple de l'eau ou de l'air. Le deuxième courant réfrigérant issu de l'échangeur C2 est envoyé dans l’échangeur E1 par le conduit 20. La pression du deuxième courant réfrigérant en sortie du compresseur K2 peut être comprise entre 2 MPa et 8 MPa. La température du deuxième courant réfrigérant à la sortie de l'échangeur C2 peut être comprise entre 10 °C et 45 °C.
Dans le procédé décrit par Fig. 11 , le deuxième courant réfrigérant n'est pas scindé en fractions séparées, mais, pour optimiser l'approche dans l'échangeur E2, le deuxième courant réfrigérant peut également être séparé en deux ou trois fractions, chaque fraction étant détendue à un niveau de pression différent puis envoyé à différents étages du compresseur K2.
Le deuxième courant réfrigérant est formé par exemple par un mélange
d'hydrocarbures et d'azote tels qu'un mélange de méthane, d'éthane et d'azote mais peut également contenir du propane et/ou du butane. Les proportions en fractions molaires (%) des composants du deuxième mélange réfrigérant peuvent être:
Azote: 0 % à 10 %
Méthane: 30 % à 70 %
Ethane: 30 % à 70 %
Propane: 0 % à 10 %
Le gaz naturel sort liquéfié 101 de l'échangeur de chaleur E2 à une température de préférence supérieure d'au moins 10°C par rapport à la température de bulle du gaz naturel liquéfié produit à pression atmosphérique (la température de bulle désigne la température à laquelle les premières bulles de vapeur se forment dans un gaz naturel liquide à une pression donnée) et à une pression identique à la pression d'entrée du gaz naturel, aux pertes de charge près. Par exemple le gaz naturel sort de l’échangeur E2 à une température comprise entre - 105 °C et - 145 °C et à une pression comprise entre 4 MPa et 7 MPa. Dans ces conditions de température et de pression, le gaz naturel ne reste pas entièrement liquide après une détente jusqu'à la pression atmosphérique.
Bien entendu, l’invention n’est pas limitée aux exemples particuliers décrits et illustrés dans la présente demande. D’autres variantes ou modes de réalisation à la portée de l’homme du métier peuvent aussi être envisagés sans sortir du cadre de l’invention. Par exemple d’autres configurations d’injection et de d’extraction des fluides de l’échangeur, d’autre sens et directions d’écoulement des fluides, d’autres types de fluides, d’autres types de structures d’échange thermique... sont bien sûr envisageables, selon les contraintes imposées par le procédé à mettre en œuvre.

Claims

REVENDICATIONS
1. Echangeur de chaleur (E1 ) comprenant plusieurs plaques (2) parallèles entre elles et à une direction longitudinale (z), ledit échangeur (E1 ) présentant une longueur mesurée suivant la direction longitudinale (z), lesdites plaques étant empilées avec espacement de façon à définir une première série de passages (10) pour l’écoulement, suivant une direction globale d’écoulement parallèle à la direction longitudinale (z), d’au moins un premier fluide frigorigène (F1 ) et un deuxième fluide frigorigène (F2), au moins un passage (10) de la première série étant défini entre deux plaques (2) adjacentes et comprenant :
au moins une première entrée (31 ) configurée pour introduire le premier fluide frigorigène (F1 ) dans une première portion (100) dudit passage (10) et une première sortie (41 ) configurée pour évacuer le premier fluide frigorigène (F1 ) de la première portion (100),
au moins une deuxième entrée (32) configurée pour introduire le deuxième fluide frigorigène (F2) dans une deuxième portion (200) dudit passage (10) et une deuxième sortie (42) configurée pour évacuer le deuxième fluide frigorigène (F2) de la deuxième portion (200), lesdites première entrée, deuxième entrée, première sortie et deuxième sortie (31 , 41 , 32, 42) étant agencées de sorte que ledit au moins un passage (10) de la première série est divisé, suivant la direction longitudinale (z), en au moins la première portion (100) et la deuxième portion (200),
une première structure d’échange thermique (S1 ) agencée dans la première portion (100) et comprenant au moins une série de premières parois de guidage de fluide (121 , 122, 123) présentant des premiers bords d’attaque (124) s’étendant orthogonalement à la direction longitudinale (z) de façon à faire face, en tout ou partie, au premier fluide frigorigène (F1 ) lorsque celui-ci s’écoule dans la première portion (100),
une deuxième structure d’échange thermique (S2) agencée dans la deuxième portion (200) et comprenant au moins une série de deuxièmes parois de guidage de fluide (221 , 222, 223) présentant des deuxièmes bords d’attaque (224) s’étendant orthogonalement à la direction longitudinale (z) de façon à faire face, en tout ou partie, au deuxième fluide frigorigène (F2) lorsque celui-ci s’écoule dans la deuxième portion (200), caractérisé en ce que la surface de section transversale (A2) des deuxièmes bords d’attaque (224) est supérieure à la surface de section transversale (A1 ) des premiers bords d’attaque (124), lesdites surfaces de section transversale (A1 , A2) étant mesurées orthogonalement à la direction longitudinale (z) et par mètre de longueur d’échangeur.
2. Echangeur selon la revendication 1 , caractérisé en ce que la surface de section transversale (A2) des deuxièmes bords d’attaque (224) correspond à la surface de section transversale (A1 ) des premiers bords d’attaque (124) augmentée d’un coefficient multiplicateur au moins égal à 1 ,3, de préférence compris entre 1 ,5 et 5.
3. Echangeur selon l’une des revendications 1 ou 2, caractérisé en ce que ladite au moins une série de premières parois de guidage de fluide (121 , 122, 123) et ladite au moins une série de deuxièmes parois de guidage de fluide (221 , 222, 223) forment respectivement au moins une première ondulation et au moins une deuxième ondulation comprenant chacune une pluralité d’ailettes (123, 223) se succédant suivant une direction latérale (y) qui est orthogonale à la direction longitudinale (z) et parallèle aux plaques (2), avec des sommets d’onde (121 , 221 , 321 ) et des bases d’onde (122, 222, 322) reliant alternativement lesdites ailettes (123, 223).
4. Echangeur selon la revendication 3, caractérisé en ce que lesdites première et deuxième ondulations présentent respectivement un premier pas (p1 ) et un deuxième pas (p2) inférieur au premier pas (p1 ), avec p1 =25,4/ni et p2=25,4/n2, et n2 représentant respectivement le nombre d’ailettes (123, 223) par pouce (1 pouce=25,4 millimètres) des première et deuxième ondulations mesuré suivant la direction latérale (y).
5. Echangeur selon l’une des revendications précédentes, caractérisé en ce que les premières parois de guidage de fluide (121 , 122, 123) présentent une première épaisseur (e1 ) et les deuxièmes parois de guidage de fluide (221 , 222, 223) présentent une deuxième épaisseur (e2), la deuxième épaisseur (e2) étant supérieure à la première épaisseur (e1 ).
6. Echangeur selon l’une des revendications précédentes, caractérisé en ce que la deuxième structure d’échange thermique (S2) comprend plusieurs séries de deuxièmes parois de guidage de fluide (221 ,, 222,, 223,), (221 ,+i, 222,+i, 223,+i),
(221 i+2, 222i+2, 223i+2), lesdites séries se succédant suivant la direction longitudinale (z) et formant chacune une deuxième ondulation ayant une direction d’ondulation (D2) parallèle à la direction latérale (y), chaque deuxième ondulation étant décalée d’une deuxième distance prédéterminée (d2), suivant la direction latérale (y), par rapport à une deuxième ondulation adjacente, et présentant une deuxième longueur de serration (L2) suivant la direction longitudinale (z).
7. Echangeur selon l’une des revendications précédentes, caractérisé en ce que la première structure d’échange thermique (S1 ) comprend plusieurs séries de premières parois de guidage de fluide (121 ,, 122,, 123,), (121 ,+i , 122,+i , 123i+i),
(121 i+2, 122i+2, 123i+2), lesdites séries se succédant suivant la direction longitudinale (z) et formant chacune une première ondulation ayant une direction d’ondulation (D1 ) parallèle à la direction latérale (y), chaque première ondulation étant décalée d’une première distance prédéterminée (d1 ), suivant la direction latérale (y), par rapport à une première ondulation adjacente, et présentant une première longueur de serration (L1 ) suivant la direction longitudinale (z).
8. Echangeur selon l’une des revendications 6 ou 7, caractérisé en ce que la deuxième longueur de serration (L2) est inférieure à la première longueur de serration (L1 ).
9. Echangeur selon l’une des revendications précédentes, caractérisé en ce que lesdites première entrée, deuxième entrée, première sortie et deuxième sortie (31 ,
41 , 32, 42) sont agencées de sorte que la deuxième portion (200) est agencée en aval de la première portion (100) suivant la direction longitudinale (z), le premier fluide frigorigène (F1 ) et le deuxième fluide frigorigène (F2) s’écoulant globalement suivant la direction longitudinale (z).
10. Echangeur selon l’une des revendications précédentes, caractérisé en ce que ledit au moins un passage (10) de la première série comprend en outre une troisième entrée (33) configurée pour introduire un troisième fluide frigorigène (F3) dans une troisième portion (300) dudit passage (10) et une troisième sortie (43) configurée pour évacuer le troisième fluide frigorigène (F3) de la troisième portion (300), lesdites troisièmes entrées (33) et troisièmes sorties (43) étant agencées de sorte que ledit au moins un passage (10) de la première série est divisé, suivant la direction longitudinale (z), en au moins la première portion (100), la deuxième portion (200) et la troisième portion (300), la troisième portion (300) comprenant une troisième structure d’échange thermique (S3) comprenant au moins une série de troisièmes parois de guidage de fluide (321 , 322, 323) présentant des troisièmes bords d’attaque (324) s’étendant orthogonalement à la direction longitudinale (z) de façon à faire face, en tout ou partie, au troisième fluide frigorigène (F3) lorsque celui-ci s’écoule dans la troisième portion (300), la surface de section transversale totale (A3) de troisièmes bords d’attaque (324) étant supérieure à la surface de section transversale totale (A2) de deuxièmes bords d’attaque (224) et/ou supérieure à la surface de section transversale totale (A1 ) de premiers bords d’attaque (124), ladite surface de section transversale totale (A3) étant mesurée orthogonalement à la direction longitudinale (z) et par mètre de longueur d’échangeur.
11. Echangeur selon la revendication 10, caractérisé en ce que la troisième entrée (33) et la troisième sortie (43) sont agencées de sorte que la troisième portion (300) est agencée en aval de la première portion (100) et en aval de la deuxième portion (200) suivant la direction longitudinale (z), le troisième fluide frigorigène (F3) s’écoulant globalement suivant la direction longitudinale (z).
12. Echangeur selon l’une des revendications précédentes, caractérisé en ce que la deuxième portion (200) et/ou la troisième portion (300) comprennent au moins une ondulation supplémentaire ayant une pluralité d’ailettes se succédant suivant la direction longitudinale (z) et s’étendant orthogonalement à la direction longitudinale (z).
13. Procédé de refroidissement, voire de liquéfaction, d’un courant
d’hydrocarbures (C) tel que le gaz naturel, ledit procédé mettant en œuvre au moins un échangeur de chaleur (E1 ) selon l’une des revendications 1 à 12 et comprenant les étapes suivantes : a) introduction du courant d’hydrocarbures (C) dans l’échangeur de chaleur (E1 ), b) introduction d’un premier courant réfrigérant (30) dans l’échangeur de chaleur
(E1 ),
c) extraction de l’échangeur de chaleur (E1 ) d’au moins un premier courant partiel réfrigérant (301 ) et un deuxième courant partiel réfrigérant (302) issus du premier courant réfrigérant (30),
d) détente d’au moins le premier courant partiel réfrigérant (301 ) et le deuxième courant partiel réfrigérant (302) à au moins deux niveaux de pression différents pour produire respectivement au moins le premier fluide frigorigène (F1 ) et le deuxième fluide frigorigène (F2),
e) réintroduction d’au moins une partie du premier fluide frigorigène (F1 ) dans l’échangeur de chaleur (E1 ) par au moins la première entrée (31 ) d’au moins un passage (10) de la première série, écoulement du premier fluide frigorigène (F1 ) dans au moins une première portion du passage (10) et évacuation du premier fluide frigorigène (F1 ) par la première sortie (41 ) dudit passage (10),
f) réintroduction d’au moins une partie du deuxième fluide frigorigène (F2) dans l’échangeur de chaleur (E1 ) par au moins la deuxième entrée (32) dudit passage (10), écoulement du deuxième fluide frigorigène (F2) dans au moins une deuxième portion (200) et évacuation du deuxième fluide frigorigène (F2) par la deuxième sortie (42) dudit passage (10),
g) refroidissement du courant d’hydrocarbures (C) par échange de chaleur avec au moins le premier fluide frigorigène (F1 ) via la première structure d’échange thermique (S1 ) et avec le deuxième fluide frigorigène (F2) via la deuxième structure d’échange thermique (S2), de sorte que le courant d’hydrocarbures (C) est refroidi, éventuellement au moins partiellement liquéfié, le premier fluide frigorigène (F1 ) et le deuxième fluide frigorigène (F2) se vaporisant au moins en partie contre le courant d’hydrocarbures (C).
14. Procédé selon la revendication 13, caractérisé en ce que les premier et deuxième fluides frigorigènes (F1 , F2) s’écoulent suivant la direction longitudinale (z) dans un sens globalement ascendant, la deuxième portion (200) étant agencée, en suivant la direction longitudinale (z), en aval de la première portion (100), le deuxième fluide frigorigène (F2) introduit dans la deuxième portion (200) ayant une deuxième pression (P2) supérieure à la première pression (P1 ) du premier fluide frigorigène (F1 ) introduit dans la première portion (100).
15. Procédé selon l’une des revendications 13 ou 14, caractérisé en ce que le premier fluide frigorigène (F1 ) présente une première température (T1 ) au niveau de la première sortie (41 et le deuxième fluide frigorigène (F2) présente une deuxième température (T2) au niveau de la deuxième entrée (32), la deuxième température (T2) étant inférieure à la première température (T1 ).
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