摘 要

摘　要：介紹LNG繞管式換熱器的結構及特點。使用ANSYS FLUENT軟件，對LNG繞管式換熱器殼側制冷劑過熱態(tài)流動進行數(shù)值模擬，分析殼側流道內制冷劑的壓力、速度及溫度分布。通過與實

摘　要：介紹LNG繞管式換熱器的結構及特點。使用ANSYS FLUENT軟件，對LNG繞管式換熱器殼側制冷劑過熱態(tài)流動進行數(shù)值模擬，分析殼側流道內制冷劑的壓力、速度及溫度分布。通過與實驗數(shù)據對比，驗證了數(shù)值模擬方案的準確性。

關鍵詞：LNG繞管式換熱器；  殼側；  過熱態(tài)；  摩擦壓力降；  表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)

Numerical Simulation of Superheated Flow of Refrigerant at Shell Side of LNG Spiral Wound Heat Exchanger

Abstract：The structure and characteristics of LNG spiral wound heat exchanger are introduced．The numerical simulation of superheated flow of refrigerant at shell side of LNG spiral wound heat exchanger is implemented by ANSYS FLUENT．The pressure，velocity and temperature distribution of the refrigerant in the shell side flow passage is analyzed．The accuracy of the numerical simulation scheme is verified by comparing with the experimental data．

Keywords：LNG spiral wound heat exchanger；shell side；superheated state；friction pressure drop；surface toemcient of heat transfer

 

1　LNG繞管式換熱器簡介

LNG繞管式換熱器用于天然氣液化工藝，這種換熱器是在芯筒與外筒之間的空間內將換熱管按螺旋線形狀交替纏繞而制成的，相鄰兩層螺旋狀換熱管的螺旋方向相反，并且采用隔條來保持一定的間距。繞管式換熱器剖面見圖1，LNG繞管式換熱器內部實物見圖2^[1]。

 

 

繞管式換熱器結構特殊，具有如下特點：

①結構緊湊，單位容積具有很大的傳熱面積。對于外徑為0.008～0.021m的換熱管，其傳熱比面積高達100～170m²／m³；而普通列管式換熱器的傳熱比面積只有54～77m²／m³，僅為繞管式換熱器的45％左右^[2]。

②傳熱溫差小，換熱效率高。流體在管、殼側流動，接近逆流流動換熱，達到所需換熱量的傳熱溫差較小，端面換熱溫差僅2℃^[3]。

③抗高壓。由于管側換熱管很細，強度高，因此可以通過高壓流體，操作壓力可以達到20MPa^[4]。

④可實現(xiàn)多種介質同時傳熱。幾股流體需要同時加熱或冷卻時，由于繞管式換熱器具有很多換熱管，因此可以很容易地實現(xiàn)多股流的熱交換。

LNG繞管式換熱器工作時，烷烴制冷劑先進入管側進行過冷，天然氣與過冷的制冷劑在不同的換熱管內形成管側多股流，并一同向上流動；過冷后的管側制冷劑在節(jié)流之后導入到殼側并向下流動，對管側天然氣和需要過冷的制冷劑實現(xiàn)制冷。制冷劑在殼側自上向下流動時，先后經歷兩相流動和過熱流動兩種狀態(tài)，其中制冷劑過熱流動時與管側天然氣屬于氣一氣換熱，與管側制冷劑屬于氣一液換熱，因此殼側過熱態(tài)流動的數(shù)值模擬研究對于LNG繞管式換熱器的強化換熱及結構優(yōu)化具有重要作用。

2　殼側模型的建立

針對殼側制冷劑過熱態(tài)流動與換熱的數(shù)值模擬研究，首先應建立物理模型。實際應用的LNG繞管式換熱器結構見圖3，換熱器幾何尺寸見表1。

 

 

由圖3和表1可知，實際的繞管式換熱器結構復雜，纏繞層數(shù)很多，且?guī)缀纬叽绾艽?，因此無法直接對實際換熱器進行數(shù)值模擬計算。

①殼側物理模型

物理模型參照文獻[6]中的實驗模型來建立，是實際繞管式換熱器的簡化模型。模型由三層換熱管以交替的纏繞方向纏繞而成，其中中間纏繞層由完整的換熱管纏繞而成，內、外兩側纏繞層均由半剖換熱管纏繞而成，作為內、外邊壁。換熱管外徑為12mm，三個纏繞層上的并管纏繞數(shù)目(以恒定間距在各層并排纏繞芯筒時的換熱管數(shù)目)由內向外依次為3、4、5，換熱管纏繞直徑(各層換熱管纏繞芯筒時換熱管巾心線所對應的直徑)分別為96、127.82、159.63mm，模型高度為160mm，換熱管軸向間距(同層相鄰換熱管之間的中心距)為13.94mm，換熱管徑向間距(沿芯筒徑向鄰層換熱管之間的中心距)為15.91mm。

由于該模型幾何形狀復雜，結構化網格不易生成，加之換熱管之間軸向、徑向間隙過小，因此網格劃分必須要求小尺度。在保證網格質量的前提下，模型網格數(shù)量將達到1000×10⁴，計算非常耗時?？紤]到殼側物理模型具有軸對稱性，因此可將模型沿軸向切割36°作為研究對象，使得網格數(shù)量降到100×10⁴左右，且具有較高的網格質量。殼側36°物理模型見圖4。

 

②控制方程與邊界條件

描述殼側過熱態(tài)流動與換熱的控制方程有連續(xù)方程、動量方程、能量方程和湍流模型RNGk-e方程^[7]。

對于殼側36°物理模型，流體從頂部3個分流孔流入，從底部端面流出，兩側剖面為對稱邊界，中間纏繞層底部4列為加熱壁面，其余壁面均為固定無滑移絕熱壁面，模型邊界條件見表2，輸入的參數(shù)見表3。表3中的參數(shù)值與AUNAN的實驗數(shù)據^8[180-187]相一致。

 

 

③網格劃分與無關性驗證

使用ANSYS ICEM CFD軟件對物理模型進行網格劃分，采用非結構化網格，先對面生成網格，進而自適應生成體網格。在整個模型中，纏繞管的軸向管縫寬1.94mm，為最小的幾何尺度，故以此作為面網格的劃分依據，備選的三種網格劃分方案見表4。另外，為了精確計算摩擦壓力降和表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，特在三層纏繞管的壁面處設置較細的邊界層，邊界層起步厚度為0.005mm，增長因子為1.2，共計10層邊界層。

 

為了考察網格疏密程度對數(shù)值求解的影響以及確定網格劃分方案，本文以AUNAN的一組甲烷過熱氣實驗數(shù)據^[8]165作為依據，采用動態(tài)模擬進行計算，壁面函數(shù)為增強壁面函數(shù)，網格無關性驗證數(shù)據見表5。

 

由表5可知，三種網格劃分方案對數(shù)值求解結果已無明顯影響，綜合考慮網格數(shù)量與表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)及摩擦壓力降相對誤差后，將網格劃分方案2作為最終的網格劃分方案。

3　殼側過熱態(tài)流動模擬計算及分析

根據已建立的物理模型，使用ANSYS FLUENT軟件分別對AUNAN的甲烷、乙烷過熱氣流動實驗數(shù)據(見表3)進行了數(shù)值模擬，模擬具體設置見表6。在來流進入殼側流道之后，以圖4中的流道截面1和2作為計算數(shù)據獲取位置，摩擦壓力降梯度與表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)(本文中的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)均指4個加熱壁面處的平均表面?zhèn)鳠嵯禂?shù))模擬計算值見圖5和圖6，模擬計算值與實驗值之間的相對誤差見圖7和圖8。在圖5～8中，雷諾數(shù)(Re)和摩擦壓力降梯度(Dp)的定義分別如下：

 

式中qm——流體入口質量流量，kg/s

d——換熱管外徑，m，在本模型中為0.012m

A——流道截面l或2的截面積，m²，經計算得A=3.14×10^-3m^2[1]

m——流體動力黏度，Pa·s

 

式中p1、p2——流道截面1、2處的靜壓，Pa

h1、h2——流道截面1、2處的高度，m

 

 

 

 

 

從圖5和圖6可看出，殼側制冷劑過熱態(tài)流動時摩擦壓力降梯度、表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)均與雷諾數(shù)呈同向變化，摩擦壓力降梯度變化范圍較大，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)基本在200～1000W／(m²·K)。從圖7和圖8可看出，無論是甲烷還是乙烷，摩擦壓力降梯度相對誤差和表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)相對誤差基本都控制在-25％～-15％范圍內，并且表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)相對誤差隨著雷諾數(shù)增大而變小。由于殼側模型幾何形狀復雜，流道間隙細小，所以在不修正湍流模型的情況下數(shù)值計算相對誤差尚可。

以甲烷在Re=7×10⁴下(對應的質量流量為0.0185kg／s)的流動、換熱為例，圖9～11分別是模型軸向通過中間分流孔中心的剖面(以下簡稱軸向剖面)靜壓、速度、溫度分布圖，圖12是加熱管周圍速度分布局部放大圖，圖13是加熱管壁面溫度分布圖，圖14是沿模型高度方向跨度取0.5倍軸向間距(6.97mm)時的流道靜壓變化圖。

 

 

 

 

 

 

從圖9可以看出，來流經分流孔進入模型后，在中間纏繞層上部第1行換熱管頂部形成滯止壓力，并達到壓力最大值。從圖14可以看出，流道靜壓沿流動方向總體呈下降趨勢，但會出現(xiàn)反彈現(xiàn)象，原因在于過熱氣在流道中流動時三層換熱管之間的流道截面積發(fā)生周期變化，因此取壓或測壓跨度應為軸向間距的整數(shù)倍，以免造成取值不當。

從圖10可以看出，來流經過中間纏繞層上部四行換熱管后速度分布已經穩(wěn)定，中間纏繞層各行換熱管管縫處氣流速度比兩側流道處氣流速度小，結合圖12看出換熱管管縫處氣流速度方向主要為徑向，會干擾流體主流運動以及增大流動阻力。

從圖13可以看出，中間纏繞層下部4根加熱管壁面溫度分布不均，底部溫度高，即局部表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)小，其原因在于管縫處流速偏低，湍流不充分。

4　結論

通過對實際工程中應用的LNG繞管式換熱器簡化處理，建立了適于數(shù)值模擬的物理模型，對殼側過熱態(tài)流動進行數(shù)值模擬研究。模擬計算結果與相關實驗數(shù)據對比顯示，摩擦壓力降梯度相對誤差和表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)相對誤差基本都在-25％～-15％范圍內，說明所建物理模型以及模擬計算設置具有較好的適用性。通過對模擬結果進行分析，得到了摩擦壓力降變化規(guī)律以及換熱管管縫處表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)低的特點。因此建議LNG繞管式換熱器結構設計時盡可能減小換熱管軸向間距或增大換熱管底部表面粗糙度，以強化換熱管底部局部湍流強度，進而提高換熱器整體換熱性能。

 

參考文獻：

[1]吳志勇，陳杰，浦暉，等．LNG繞管式換熱器結構與流通參數(shù)計算方法[J]．煤氣與熱力，2014，34(3)：A34-A39．

[2]張賢安．高效纏繞管式換熱器的節(jié)能分析與工業(yè)應用[J]．壓力容器，2008，25(5)：54-57．

[3]王家榮．繞管式換熱器在天然氣處理裝置中的應用[J]．集輸處理，2011，30(10)：54-55．

[4]賈金才．幾何參數(shù)對繞管式換熱器傳熱特性影響的數(shù)值研究[J]．流體機械，2011，39(8)：33-37．

[5]HAMMER M．Dynamic simulation of a natural gas liquefaction plant(doctoral dissertation)[D]．Trondheim：Norwegian University of Science and Technology，2004：7．

[6]FREDHEIM A O．Thermal design of coil-wound LNG heat exchanger：shell-side heat transfer and pressure drop(doctoral dissertation)[D]．Trondheim：Norwegian University of Science and Technology，1994．

[7]乇福軍．計算流體動力學分析——CFD軟件原理與應用[M]．北京：清華大學出版社，2004：7-9．

[8]AUNAN B．Shell-side heat transfer and pressure drop in coil-wound LNG heat exchanger(doctoral dissertation)[D]．Trondheiul：Norwegian University of Science and Technology，2000．

 

 

 

本文作者：吳志勇  陳杰  浦暉  邱國棟  姜益強

作者單位：哈爾濱工業(yè)大學

  中海石油氣電集團有限責任公司技術研發(fā)中心