王浩 史永征 劉蓉 菅海瑞

北京建筑大學環(huán)境與能源工程學院

長輸管道的天然氣運行壓力較高，需調(diào)壓后才能進入下游城鎮(zhèn)管網(wǎng)。調(diào)壓過程中，由于焦耳湯姆遜效應(yīng)，天然氣壓力每降低1 MPa，天然氣溫度降低4～5 ℃，易造成調(diào)壓器后端的凍堵問題，解決凍堵的最有效方式是天然氣調(diào)壓前對其進行加熱。浸沒燃燒天然氣加熱裝置是一種新型的天然氣加熱器，其充分利用了煙氣的汽化潛熱，具有功率可調(diào)節(jié)、換熱效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、污染物排放量低的優(yōu)點[1-2]。浸沒燃燒換熱器在結(jié)構(gòu)上類似于管殼式換熱器，其熱水與換熱管束的傳熱過程也與管殼式換熱器相似。管殼式換熱器中的殼程和管程中的冷熱流體通過對流換熱、導熱的方式進行熱量交換，而浸沒燃燒換熱器殼程流體為煙氣與水形成的氣液兩相流，冷熱流體間的傳熱過程十分復雜。在以往的浸沒燃燒換熱器設(shè)計時，采用的換熱計算方法多基于簡化實驗或者數(shù)值模擬，由于實驗室和數(shù)值模擬軟件各自的局限性，換熱器計算結(jié)果會有一定的誤差。因此，本文結(jié)合某在役功率為200 kW浸沒燃燒換熱器的實際使用情況，對其綜合傳熱系數(shù)及管外因煙氣擾動形成的水浴最大流速進行研究，以期為浸沒燃燒換熱器的設(shè)計提供參考依據(jù)。

1 浸沒燃燒換熱器工作原理

浸沒燃燒換熱器換熱原理如圖1所示。浸沒燃燒換熱器、煙管及燃燒器浸沒在加熱裝置的水浴中。天然氣和空氣按照一定的比例混合后，進入低氮燃燒器內(nèi)燃燒，生成的高溫煙氣在風機的作用下以較快的速度通過煙管上的鼓泡孔直接進入水浴中。水箱中的水在煙氣的擾動下，在溫度上升的同時形成急劇上升的氣液兩相流，快速沖刷上方的換熱器，強化了管外的換熱。其內(nèi)部流動的低溫天然氣吸收水的熱量最終被加熱，換熱后的低溫煙氣通過水箱上部的煙囪排出。

2 浸沒燃燒換熱器設(shè)計計算

2.1 浸沒燃燒換熱器設(shè)計參數(shù)

浸沒燃燒換熱器相關(guān)設(shè)計參數(shù)如表1所示。

表1 浸沒燃燒換熱器設(shè)計參數(shù)Table 1 Design parameters of submerged combustion heat exchanger參數(shù)功率/kW工作壓力/MPa天然氣流量/(m3·h-1)水浴溫度/℃天然氣進口溫度/℃天然氣出口溫度/℃數(shù)值2004.540 00060010

2.2 浸沒燃燒換熱器結(jié)構(gòu)

設(shè)計浸沒燃燒換熱器時，在減小換熱器的尺寸的同時，為了利用煙氣與水換熱過程中煙氣對水的擾動作用，強化換熱器管外對流換熱，舍棄傳統(tǒng)的單管螺旋換熱結(jié)構(gòu)，采用多根蛇形盤管組合排列的形式[1]。浸沒燃燒換熱器的結(jié)構(gòu)如圖2所示，主要包括匯管1、匯管2、蛇形換熱盤管3、天然氣入口4、天然氣出口5。其中，匯管和蛇形換熱盤管材質(zhì)均為316L，匯管和蛇形換熱盤管通過焊接的形式連接。天然氣先流入?yún)R管1，然后通過蛇形換熱盤管3，最后經(jīng)匯管2流出。

2.3 浸沒燃燒換熱器換熱設(shè)計計算

水的傳熱系數(shù)遠大于氣體，且在煙氣對水浴的擾動過程中，煙氣難以接觸管束外表面，因此忽略煙氣與管束的換熱，將傳熱計算過程簡化[3-4]。浸沒燃燒換熱器水浴與換熱管束的傳熱機理與管殼式換熱器相似。因此，在忽略管內(nèi)外污垢熱阻的情況下，將水浴與換熱盤管天然氣的換熱過程劃分為水側(cè)的管外對流傳熱、管壁導熱、天然氣側(cè)管內(nèi)對流傳熱3部分，浸沒燃燒器的換熱設(shè)計計算如下。

2.3.1 管外對流傳熱

水吸收了煙氣中的熱量后升溫，同時在煙氣的擾動作用下以一定的速度對蛇形換熱盤管外壁進行沖刷，其換熱量Q1為：

Q1=h1(tf-tw1)·A1

(1)

式中：h1為管外對流換熱系數(shù)，W/(m2·K)；tf為管外水浴溫度，℃；tw1為蛇形換熱盤管外壁平均溫度，℃；A1為蛇形換熱盤管總外表面積，m2。

在設(shè)計計算時，管外對流換熱系數(shù)h1可由努塞爾數(shù)Nu求得，具體關(guān)系式為：

(2)

式中：d2為換熱盤管外徑，m；λ為水的熱導率，W/(m·K)。

蛇形換熱盤管排列方式不同，流體流經(jīng)管束時的流動狀態(tài)就會產(chǎn)生差異，從而影響整個換熱器的換熱效果。在盤管排列形式為叉排時，管外對流換熱的關(guān)聯(lián)式為[5]：

(3)

式中：Ref為管外流體的雷諾數(shù)；Prf、Prw分別為管外流體、管外管壁處流體的普朗特數(shù)；Ref中的水浴速度為水浴沖刷管束的最大流速，m/s。

2.3.2 管壁導熱

換熱盤管以導熱的方式將熱量從水側(cè)的外壁面?zhèn)鬟f給天然氣側(cè)的內(nèi)壁面，其導熱量Q2為：

(4)

式中：tw2為換熱盤管內(nèi)壁平均溫度，℃；d2為換熱盤管外徑，m；d1為換熱盤管內(nèi)徑，m；L為換熱盤管長度，m；λ為換熱盤管所采用材質(zhì)的熱導率，W/(m·K)。

2.3.3 管內(nèi)對流傳熱

天然氣以一定的速度從蛇形換熱盤管中流過，換熱盤管內(nèi)壁會以一定的溫差向管內(nèi)的天然氣傳遞熱量，其換熱量Q3為：

Q3=h2(tw2-t)·A2

(5)

式中：h2為管內(nèi)對流換熱系數(shù)，W/(m2·K)；t為管內(nèi)天然氣平均溫度，℃；A2為換熱盤管總內(nèi)表面積，m2。

在設(shè)計計算時，管內(nèi)對流換熱系數(shù)h2同樣可由Nuf求得，不再詳述。管內(nèi)天然氣在換熱過程中，并未發(fā)生相變，所以管內(nèi)對流換熱系數(shù)采用迪圖斯-貝爾特關(guān)聯(lián)式[5]：

Nuf=0.023Ref0.8Prf0.4

(6)

式中：適應(yīng)參數(shù)范圍(L/d)≥10；Ref>104；Prf=0.7～160；定型溫度取管內(nèi)天然氣平均溫度；定型尺寸為蛇形換熱盤管內(nèi)徑d1，m。

由圖2可知，單根蛇形換熱盤管均有兩個彎曲管段，天然氣在彎曲管道中流動產(chǎn)生離心力，破壞換熱邊界層，有利于換熱。彎管中對流換熱關(guān)聯(lián)式采用直管的，但是計算的結(jié)果需要乘以管道彎曲影響的修正系數(shù)εR[5]。

(7)

式中：R為彎曲半徑，m。

2.3.4 綜合傳熱系數(shù)

在忽略天然氣側(cè)和水側(cè)污垢熱阻時，利用式(1)～(7)計算浸沒燃燒換熱器單位管長的設(shè)計綜合傳熱系數(shù)K為：

(8)

在實際工況中，管內(nèi)天然氣的進出口溫度、流量，管外的水浴溫度均可以直接測量得到，水浴與天然氣換熱的實際綜合傳熱系數(shù)為：

(9)

式中：K1為實際綜合傳熱系數(shù)，W/(m2·K)；Q為盤管內(nèi)天然氣實際換熱量，kW；m為盤管內(nèi)天然氣質(zhì)量流量，kg/s；Δh為天然氣進出口的焓差，kJ/kg。

2.4 換熱器設(shè)計計算結(jié)果

浸沒燃燒天然氣加熱裝置結(jié)構(gòu)與LNG氣化器類似，李鴻鈺[6]研究LNG氣化器時發(fā)現(xiàn)，水箱上、中、下3部分的水浴溫度比較接近，因此，在計算浸沒燃燒換熱器的傳熱問題時，水箱中的水浴取同一溫度。利用式(1)～(9)計算設(shè)計綜合傳熱系數(shù)可獲得蛇形換熱盤管的面積，在計算過程中假設(shè)盤管的外壁溫度為tw1，當盤管內(nèi)天然氣實際換熱量Q與水側(cè)管外換熱量Q1兩者誤差率小于0.1%時，可以認定假設(shè)壁溫合理，達到計算要求。某200 kW天然氣管道加熱用浸沒燃燒換熱器設(shè)計結(jié)果如表2所示。

表2 浸沒燃燒換熱器設(shè)計結(jié)果Table 2 Design results of submerged combustion heat exchanger換熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)管排數(shù)/排蛇形盤管數(shù)/根盤管內(nèi)徑/mm盤管外徑/mm橫向管間距/mm縱向管間距/mm數(shù)值31329344190換熱器換熱計算參數(shù)管內(nèi)對流換熱系數(shù)/(W·(m2·K)-1)管外對流換熱系數(shù)/(W·(m2·K)-1)管壁導熱熱阻/(W·(m·K)-1)水側(cè)污垢熱阻/(W·(m2·K)-1)天然氣側(cè)污垢熱阻/(W·(m2·K)-1)設(shè)計綜合傳熱系數(shù)/(W·(m2·K)-1)排數(shù)修正系數(shù)平均彎管修正系數(shù)傳熱設(shè)計安全系數(shù)實際面積/m2數(shù)值4 968.721 939.70639.590.000 40.0021 095.700.951.301.203.93 注:換熱器內(nèi)天然氣物性參數(shù)為陜京氣,甲烷體積分數(shù)為92.83%,乙烷體積分數(shù)為4.69%,其余體積分數(shù)為2.48%。

3 工程實例分析

北京某門站天然氣調(diào)壓前壓力為3.2～3.5 MPa,調(diào)壓后為0.75～0.77 MPa,調(diào)壓過程溫降為13～14 ℃，在供暖季為了解決該門站的調(diào)壓器凍堵問題，利用200 kW加熱裝置在調(diào)壓前提升天然氣的溫度，加熱裝置實體如圖3所示。

為有效分析浸沒燃燒換熱器設(shè)計的準確性及考核其實際換熱性能，利用儀器對天然氣流量、進出口溫度、水浴溫度等參數(shù)進行測量記錄，并從中選取換熱器穩(wěn)定運行的數(shù)據(jù)進行傳熱計算。200 kW加熱裝置在不同功率穩(wěn)定運行平均數(shù)據(jù)如表3所示，各種工況取值時換熱器均已達到換熱平衡的狀態(tài)。

3.1 換熱器設(shè)計綜合傳熱系數(shù)修正

在換熱量和換熱溫差已經(jīng)確定的情況下，設(shè)計綜合傳熱系數(shù)越大，浸沒燃燒換熱器的面積越小，故確定合適的綜合傳熱系數(shù)在換熱器設(shè)計中尤為重要。從式(9)可知，計算綜合傳熱系數(shù)不確定的因素主要表現(xiàn)在：一方面計算管外對流換熱系數(shù)h1時，選用經(jīng)典外掠圓管對流換熱的關(guān)聯(lián)式，此式常用于單相流體沖刷換熱盤管的工況，但浸沒燃燒換熱器外部為煙氣與水形成的兩相流；另一方面計算管內(nèi)對流換熱系數(shù)h2時，忽略了匯管中天然氣與水浴的換熱。因此，設(shè)計綜合傳熱系數(shù)與實際工況下的綜合傳熱系數(shù)會存在一定的差異，為了縮小該差異，以實際運行工況下的綜合傳熱系數(shù)對其進行修正，修正系數(shù)用C來表示。

3.1.1 管內(nèi)對流換熱系數(shù)修正

該門站天然氣的流量一直未達到設(shè)計工況，因此采用數(shù)據(jù)擬合的方法得到實際工況下天然氣流量為40 000 m3/h時的管內(nèi)對流換熱系數(shù)，再對設(shè)計管內(nèi)對流換熱系數(shù)h2修正，修正系數(shù)用C1來表示。由式(6)可知，天然氣的流速和密度均以0.8次冪影響管內(nèi)對流換熱系數(shù)，是各項影響參數(shù)中最大者。圖4表示天然氣壓力在3.4 MPa時，密度隨溫度的變化趨勢。為了減小管內(nèi)天然氣密度變化的影響，選擇實際工況天然氣溫升與設(shè)計流量下天然氣的溫升接近的數(shù)據(jù)分析。由表(3)可知，天然氣壓力為3.4 MPa、加熱裝置在80 kW功率運行時，管內(nèi)天然氣的平均溫升為8.43 ℃，與設(shè)計工況溫升10 ℃接近，數(shù)據(jù)采集每6 min一次，計算出不同天然氣流量下的管內(nèi)對流換熱系數(shù)，以天然氣流量為橫坐標將其繪制在圖表中。圖5為天然氣流量與管內(nèi)對流換熱系數(shù)的擬合曲線，擬合優(yōu)度R2接近于1。在設(shè)計工況40 000 m3/h下，利用圖5中擬合式計算得到管內(nèi)對流換熱系數(shù)為4 637.47 W/(m2·K)，利用式(6)、式(7)得到設(shè)計管內(nèi)對流換熱系數(shù)為4 968.72 W/(m2·K)，誤差修正系數(shù)C1為0.93。

表3 加熱裝置在不同功率穩(wěn)定運行的平均數(shù)據(jù)Table 3 Average data of stable operation of heating device at different powers序號功率/kW運行壓力/MPa燃燒耗氣量/(m3·h-1)運行時間/min天然氣平均流量/(m3·h-1)天然氣平均進口溫度/℃天然氣平均出口溫度/℃1803.395.243011 291.2710.1718.602903.468.443013 261.788.8021.7331203.5011.123010 318.889.4627.2441283.4011.713011 505.269.6228.5451543.4416.823012 446.869.5331.6861803.3921.063014 803.239.0332.56

3.1.2 管外對流換熱系數(shù)修正

為縮小實際與設(shè)計管外對流換熱系數(shù)的差異，通過數(shù)據(jù)擬合的方式得到200 kW穩(wěn)定運行時的實際管外對流換熱系數(shù)，對設(shè)計管外對流換熱系數(shù)進行修正。通過換熱量計算實際管外對流換熱系數(shù)，具體方法為：先根據(jù)式(5)計算出蛇形盤管內(nèi)壁平均溫度tw2，再根據(jù)式(4)計算出蛇形盤管外壁平均溫度tw1，最后根據(jù)式(1)計算出實際管外對流換熱系數(shù)。計算時選取5種功率連續(xù)穩(wěn)定運行30 min的數(shù)據(jù)，為減小誤差，將數(shù)據(jù)平均劃分為5組，得到的實際管外對流換熱系數(shù)見圖6。從圖6中可以看出，管外對流換熱系數(shù)隨加熱裝置功率的增大而增大，且每種功率下的管外對流換熱系數(shù)是比較接近的。其原因是加熱裝置以某恒定功率運行時，浸沒燃燒器保持穩(wěn)定的空燃比，單位時間內(nèi)燃燒生成的煙氣量相同，高溫煙氣以相同的速度離開煙管上的鼓泡孔射入到水中，對水浴的擾動作用也是相同的。在裝置增大功率運行時，單位時間內(nèi)燃燒生成的煙氣量增大，煙氣在離開鼓泡孔時的速度增大，水浴對換熱盤管的沖刷程度加劇，管外對流換熱系數(shù)受此影響也會增大。

為計算出裝置在200 kW運行時的實際管外對流換熱系數(shù)，將圖5中的5組數(shù)據(jù)平均，得到功率與管外對流換熱系數(shù)的擬合曲線，如圖7所示，曲線擬合優(yōu)度R2接近于1。利用擬合式計算得到裝置在200 kW運行時的管外對流換熱系數(shù)為5 985.10 W/(m2·K)，設(shè)計管外對流換熱系數(shù)為1 939.70 W/(m2·K)，其誤差修正系數(shù)C2為3.09。

利用上述修正后的管內(nèi)和管外對流換熱系數(shù)計算出設(shè)計工況下的實際綜合傳熱系數(shù)，進一步修正設(shè)計綜合傳熱系數(shù)，表4為相關(guān)計算結(jié)果。

表4 實際綜合傳熱系數(shù)與設(shè)計綜合傳熱系數(shù)修正Table 4 Modification of actual and designed comprehensive heat transfer coefficient名稱設(shè)計工況/(W·(m2·K)-1)實際運行/(W·(m2·K)-1)修正系數(shù)管內(nèi)對流換熱系數(shù)4 968.724 637.470.93管外對流換熱系數(shù)1 939.705 985.103.09綜合傳熱系數(shù)1 095.701 709.501.56

3.2 管外水浴最大流速

目前，設(shè)計綜合傳熱系數(shù)與擬合得到的實際綜合傳熱系數(shù)修正系數(shù)為1.56，主要是由于設(shè)計與實際工況下管外對流換熱系數(shù)相差較大。從式(3)可知，管外水浴流速以0.6次冪影響管外對流換熱系數(shù)的大小，是各項影響參數(shù)中的最大值，在設(shè)計時，水浴流速取值較小是造成管外對流換熱系數(shù)較小的主要原因。因此，獲得準確的管外水浴最大流速十分重要。由于浸沒燃燒天然氣加熱裝置結(jié)構(gòu)的特殊性，現(xiàn)有的測量方法均不能有效確定換熱器外水浴最大流速?？衫脤嶋H管外對流換熱系數(shù)反算裝置在不同功率運行時的管外水浴最大流速，為設(shè)計相同結(jié)構(gòu)類型的換熱器水浴最大流速的取值提供參考。將3.1.2節(jié)中不同功率下的實際管外對流換熱系數(shù)代入式(2)、式(3)中，計算各功率下管外水浴最大流速。通過數(shù)據(jù)擬合得到功率-管外水浴最大流速的關(guān)系式，如圖8所示。

為驗證該擬合式的準確度，利用加熱裝置在120 kW穩(wěn)定運行時的數(shù)據(jù)進行驗證。在管內(nèi)天然氣壓力為3.5 MPa、流量為10 318.88 m3/h的工況時，計算管外對流換熱系數(shù)為3 811.77 W/(m2·K)，反算水浴最大流速為0.28 m/s，利用圖8中擬合式計算管外水浴最大流速為0.30 m/s，兩者誤差率為6.67%，在工程計算中，該誤差是可以接受的。因此，利用該擬合式可計算80～200 kW功率下相同類型的浸沒換熱器的管外水浴最大流速，為后續(xù)浸沒燃燒換熱器的設(shè)計提供參考。

3.3 水浴溫度對綜合傳熱系數(shù)的影響

水箱內(nèi)水浴與天然氣的熱平衡受多因素影響，加熱裝置啟動初期或從小功率調(diào)為大功率運行時，水浴溫度會升高，而從大功率調(diào)為小功率運行時，水浴溫度會降低。為了分析水浴溫度變化是否會影響綜合傳熱系數(shù)，每隔6 min記錄換熱器的運行數(shù)據(jù)，利用式(9)計算實際綜合傳熱系數(shù)并繪制在圖表中。圖9為加熱裝置在128 kW下啟動后連續(xù)運行5 h的數(shù)據(jù)，圖10為加熱裝置從128 kW調(diào)為80 kW連續(xù)運行5 h的數(shù)據(jù)，圖11為加熱裝置在154 kW穩(wěn)定運行5 h的數(shù)據(jù)。對比圖9、圖10、圖11可以看出,功率的變化雖然對水浴溫度產(chǎn)生了影響，但在各連續(xù)運行時間內(nèi)，換熱器實際綜合傳熱系數(shù)的變化趨勢與天然氣的流量變化趨勢一樣，與水浴溫度無明顯關(guān)系。

4 結(jié)論

針對浸沒燃燒換熱器設(shè)計中存在的不確定因素，利用實際應(yīng)用中的200 kW浸沒燃燒天然氣加熱裝置，對浸沒燃燒換熱器的管內(nèi)、外對流換熱系數(shù)分別進行修正。同時分析管外因煙氣擾動形成的管外水浴最大流速，結(jié)果表明：

(1) 利用實測數(shù)據(jù)計算加熱裝置在不同功率穩(wěn)定運行時的實際管內(nèi)、管外對流換熱系數(shù)。在保持其他各參數(shù)不變的情況下，通過數(shù)據(jù)擬合的方式計算得到設(shè)計工況下的管內(nèi)、管外對流換熱系數(shù)，對設(shè)計綜合傳熱系數(shù)進行修正，修正系數(shù)C為1.56。

(2) 通過實測數(shù)據(jù)擬合得到管外水浴最大流速-功率關(guān)系式，可計算出同類型結(jié)構(gòu)80～200 kW的浸沒燃燒換熱器的管外水浴最大流速，為設(shè)計浸沒燃燒換熱器時管外水浴最大速度的取值提供參考。

(3) 分析加熱裝置在不同功率運行時水浴溫度的變化對換熱器綜合傳熱系數(shù)的影響，對比3種實際運行工況表明，加熱裝置在恒定功率運行時，實際綜合傳熱系數(shù)的變化與水浴溫度無明顯關(guān)系。