浸沒燃燒式氣化器的運行特性及優化

齊超，王博杰，易沖沖，匡以武，王文，許佳偉，黃宇

（1上海交通大學制冷與低溫工程研究所，上海200240；2中海石油氣電集團有限責任公司，北京100027）

引 言

LNG浸沒燃燒式氣化器 （SCV）是以消耗自身燃料為熱源的LNG氣化裝置。相較于其他幾種類型氣化器：開架式氣化器 （ORV）、中間介質式汽化器 （IFV）以及空溫式氣化器 （AAV）等，SCV具有熱量輸送量大、占地面積適中、初期投資小以及快速啟動等特點。雖然運行成本較高，一般不作為基本負荷型汽化器；但由于其快速啟動、結構緊湊等顯著優勢，大量裝備在氣化站用于調峰和緊急使用［1－5］。

圖1是一種典型的浸沒燃燒式氣化器結構圖。主要包括水浴池、燃燒器、鼓風機、煙氣噴射管、圍堰、換熱管束、煙囪等。燃氣在燃燒器內燃燒，高溫的煙氣通過下排氣管排入水浴池中，使水浴高度湍動。換熱管內的LNG與管外高度湍動的水充分換熱，從而使LNG加熱、氣化。由于水浴池中高速煙氣與水浴直接接觸換熱，水浴池湍動劇烈，因此管外傳熱系數很高，水浴溫度均勻。

目前國內對SCV的傳熱性能研究還不是很多。于國杰［6］對浸沒燃燒式氣化器的CFD模擬進行了研究，討論了煙氣流量、煙氣噴射Reynolds數、加熱管間距等對水浴平均速度、平均湍動能以及管內LNG溫升曲線等參數的影響；畢明樹等［7］對SCV進行了三維數值模擬，分析了管內氣阻成因、討論了加熱管傾角和加熱管直徑對出口含氣率的影響；孫海峰等［8］也對采用間接加熱方式 （加裝管束）類型的加熱器的換熱過程進行了理論分析，以傳熱量與功耗比值為評價標準給出了最優水浴沖刷速度。然而上述研究都建立在CFD的基礎上，工作量和計算量較大，模擬對象往往是小型氣化器和加熱器；而且在結構變化時需要重新繪制網格，通用性不易實現。

本文建立了SCV單管的傳熱計算模型，對內部傳熱的過程進行數值模擬；對不同工況下SCV的運行特性 （水浴溫度等）進行分析；根據計算結果提出了加裝管內擾流裝置以強化換熱，降低水浴溫度、減小換熱面積的優化方案。

1 傳熱計算模型

1.1 模型簡化及傳熱過程分析

為了建立SCV的傳熱計算模型，簡化氣化器的結構，忽略燃燒器、燃燒室和鼓風機等部分，建立如圖2所示的簡化模型。

實際運行中，根據LNG入口參數及NG出口溫度要求，分配一部分氣化后的NG （1.5%左右）作為燃料，經處理后噴入燃燒器，燃燒后的高溫煙氣從水浴池底部射流小孔進入水中，水浴池中的水被煙氣加熱，湍動的水浴再通過換熱管加熱管內的流體。LNG從下部入口流入加熱管內，在管內被加熱氣化，氣化后的NG被加熱到要求溫度后從加熱管上部出口流出。

由于加熱管長徑比很大，簡化為一維傳熱模型；由于高速煙氣與水直接接觸換熱，且出口煙氣溫度基本和水浴溫度相當，而在高湍動的水浴池內部整個空間內溫度基本均勻，因此可以認為煙氣與水浴池的水的換熱是理想的，煙氣將所有熱量都傳遞給了水浴；加熱管與煙水混合物的換熱過程可以簡化為換熱管與流速均勻的恒溫水浴的換熱過程，文獻 ［6－7］的結果也表明了水浴池內溫度、速度分布的一致性。綜上，進行以下簡化假設：（1）水浴池內溫度均勻；（2）水浴池內沖刷傳熱管速度相同；（3）忽略軸向導熱；（4）假設管內外污垢沿管長分布一致；（5）天然氣物性用甲烷物性替代。

圖1 浸沒燃燒式氣化器結構簡圖Fig.1 Structure schematic of SCV

圖2 SCV簡化傳熱模型Fig.2 Structure schematic of heat transfer model

1.2 傳熱模型及控制方程組

沿管長將換熱管劃分為若干換熱微元，通過對每個微元段內的傳熱和熱平衡計算，得到這一個微元段內的管壁溫度、出口溫度等參數，而這一微元段的出口參數即作為下一微元段的入口參數，恒溫的水浴作為微元段的邊界條件，依次計算每個傳熱微元段，直到NG出口，這樣就得到了整個傳熱管的溫升曲線等參數，完成整個換熱計算。圖3所示的是微元段內的傳熱過程，對應的傳熱方程和熱平衡方程組如式 （1）～式 （5）所示。

圖3 微元段傳熱過程Fig.3 Heat transfer process

式 （1）為管外傳熱方程，其中，αout（i）為微元段管外對流傳熱系數；ζout為管外污垢熱阻；δ為管壁厚度；λ為管壁熱導率；Do為換熱管外徑；Tout（i）為微元段管外水浴溫度；Tw（i）為微元段管壁溫度；δl為微元段長度。

式 （2）為管內傳熱方程，其中，αin（i）為微元段管內傳熱系數；Di為換熱管內徑；ζin為管內污垢熱阻；Tin（i）為微元段內LNG溫度。

根據熱量平衡，可以得到如下方程

補充方程

式中，˙min表示管內流體質量流量，（i）為微元段入口處LNG溫度；（i）為微元段出口處LNG溫度。

上述控制方程組中，未知數一共有5個：管壁溫度Tw（i）；管外換熱量Q1；管內換熱量Q2；微元段NG出口溫度（i）；微元段 NG平均溫度Tin（i）；方程數也為5個，封閉可解。

1.3 整體計算流程

沿管長將換熱管換分為若干換熱微元，通過對每一微元段的計算進行整體計算。首先假設水浴溫度，從LNG入口開始，計算每一微元的換熱量、溫升，一直計算到NG出口，如果計算得到的NG出口溫度與給定值相同，則計算結束，否則改變水浴溫度進行下一輪迭代計算。計算流程圖如圖4所示。

1.4 傳熱關聯式的確定

整個傳熱過程包括：①水浴沖刷換熱管外壁的對流換熱；②管外壁相關內壁的導熱；③管內壁與內部流體 （LNG）的對流換熱。

1.4.1 水浴與管壁的換熱 管外的換熱為均勻溫度、均勻流速的水浴與傳熱管之間的換熱，即流體橫掠單管換熱，選取Churchill－Bernstein關聯式進行管外對流傳熱系數計算［9］。

定性溫度取壁溫與水浴溫度平均值；公式適用范圍Re·Pr＞0.2。

1.4.2 管壁導熱 對于管外壁向管內壁的導熱過程而言，主要熱阻包括管壁熱阻以及管內外污垢熱阻。管壁熱阻可以查詢相應材料的熱導率獲得；污垢熱阻可以用廠家提供的推薦值或者按照相關手冊選取［10－11］。通過隨后的計算可以看出，這一部分的熱阻對整個傳熱管的傳熱影響很大，因此不能忽略。

圖4 程序流程圖Fig.4 Logical diagram of calculation program

1.4.3 管內換熱關聯式的確定 實際SCV運行中，管內LNG的壓力一般為6.3MPa或者更高，而甲烷的臨界壓力為4.6MPa；在LNG被加熱過程中，溫度從入口110K升高到出口274K，跨越了甲烷的臨界溫度190.56K，因此甲烷從過冷液態直接轉變為超臨界狀態，轉變過程中不存在汽化溫度以及明顯氣液相界面。管內流動換熱系數的計算采用修正的Jackson－Hall關聯式［12－13］。

式 （7）適用范圍為熱通量Φ＜3MW。其中具體變量的物理意義參照文獻 ［13］，這里不再贅述。

2 模型驗證

為了驗證模型的準確性，本文針對某一具體SCV機組，計算了不同工況下的水浴溫度、熱負荷等參數，并與實際運行參數進行比較。

文獻 ［14］中給出了一些SCV的實際運行參數，將其中給出的結構參數、LNG流量、進口LNG壓力、進口LNG溫度以及出口NG溫度代入到本文建立的模型中，計算得到不同工況下的水浴溫度，并與實際運行參數進行比較。

圖5 計算結果對比Fig.5 Comparison of calculated results and field data

圖5所示的是不同工況下，水浴溫度的計算結果與實際運行值的比較。不同工況下水浴溫度的計算誤差在3℃以內。最大誤差出現在第11組工況，這是由于此工況條件下，LNG流量較大，各環節換熱關聯式的誤差也相對較大。具體工況數據參見文獻 ［14］。通過對比可以看出，本文所建立的SCV傳熱管的傳熱計算模型是準確的。

3 SCV傳熱管運行分析及優化設計

3.1 SCV傳熱管運行分析

通過以上建立的SCV單根傳熱管的傳熱計算模型，對住友公司生產的某型SCV進行性能分析，計算不同工況下，壓降、水浴溫度等參數的變化，并分析其原因。

3.1.1 額定工況 計算在額定工況時管內LNG溫升曲線、壓降曲線、管內外傳熱系數曲線，并分析其成因。額定參數：LNG入口溫度：110K；入口壓力：6.3MPa；流量：175t·h－1；NG出口溫度：1℃。

圖6 額定工況計算結果Fig.6 Results of rated condition

從圖6（a）可以看出，管壁傳熱系數 （熱阻）保持不變；管外水浴對流傳熱系數也基本不變；管內LNG／NG的對流傳熱系數隨著管長的增大而先提高后降低，這是由于沿著管長方向LNG溫度逐漸提高，比容增大，流速提高，Re增大，換熱增強；傳熱系數持續增大到某一位置 （準臨界點）時，比定壓熱容隨溫度增加逐漸減小，而此時Re的增大對傳熱系數的提高作用不及比定壓熱容減小對傳熱系數降低的作用，因而傳熱系數又逐漸降低，呈現出先增大后降低的管內傳熱系數曲線；總傳熱系數由上述3個環節的傳熱系數綜合而成，因此呈現出與管內傳熱系數類似的先增大后減小的曲線。

就溫度曲線 ［圖6（b）］而言，管外水浴溫度不隨管長變化而變化 （整個水浴池內溫度均勻）；管內溫度、管壁溫度均沿著管長方向增大，在某一位置處溫度增加較為緩慢，這是由于對應位置處的比定壓熱容急劇增加所導致的。在整個管長范圍內，管壁與管內流體的溫差和水浴與管壁的溫差之間的關系也是與管內、外傳熱系數的變化對應的，溫度較低時管壁溫度逐漸接近管內流體溫度；準臨界點過后，隨著管內溫度增加，管內傳熱系數減小，管壁溫度又逐漸靠近管外水浴溫度。

圖6（c）所示的是管內工質沿管長的壓降曲線。初期LNG溫度較低，比容較小，Re較小，因而壓降較小；沿著管長方向，隨著LNG溫度的升高、比容減小，壓降迅速增大。由于是光管，整個進出、口壓降較小，約為50kPa。

3.1.2 變工況性能分析 水浴溫度是SCV運行狀況的重要指標。穩定運行時的水浴溫度是一個自平衡參數，實際運行中需要保持在10～40℃以內。過高的水浴溫度會導致排煙熱損失增加、加速加熱管等金屬構件的腐蝕；而過低的水浴溫度可能會導致水浴池內部分區域結冰，導致傳熱惡化。因此以下就以水浴溫度為指標，分析評價SCV在變工況條件下的工作狀況。計算機組在額定工況下的水浴溫度為30.0℃。

考慮到實際運行中可能出現的工況變化，計算如下4種變工況條件：負荷 （LNG流量）變化、LNG入口溫度變化、LNG入口壓力變化以及加熱管污垢熱阻變化時的水浴溫度變化。

圖7（a）所示的是不同負荷下水浴溫度的計算結果。保持其余參數不變，LNG流量變化范圍為10%～110%額定流量。負荷增大時，管內LNG流速增大，相應的管內傳熱系數增大；同樣地，煙氣量也和負荷呈正相關，負荷提高煙氣量增大，管外煙氣速度提高，水浴沖刷速度增大，導致管外傳熱系數增大；因此整體傳熱系數提高。然而傳熱系數的提高不能滿足持續增大的熱負荷要求，因此需要提高水浴溫度，增大換熱能力，滿足換熱要求。從而出現了水浴溫度隨負荷增大而增大的曲線。

圖7（b）所示的是不同LNG入口溫度下水浴溫度的計算結果。保持其余參數不變，LNG入口溫度變化范圍為100～250K。其余參數保持不變時，換熱量即熱負荷隨著LNG入口溫度的增加而線性減小；雖然熱負荷減小即煙氣量減少時管外傳熱系數也有所減小，但管內、管壁傳熱系數基本不變，因而總傳熱系數變化不大；因此換熱溫差總體呈減小趨勢，最終導致水浴溫度降低。

圖7（c）所示的是水浴溫度隨LNG入口壓力的變化曲線。保持其余參數不變，LNG入口壓力變化范圍為5～10MPa。當其余參數保持不變時，壓力的變化對天然氣焓升即換熱量的影響較小，且對總換熱系數的影響不大，因此換熱溫差基本保持不變，從而出現了幾近平直的水浴溫度變化曲線。

按照文獻 ［11］推薦的范圍，管內外的污垢熱阻均為0.000086m2·K·W－1。實際運行中，污垢熱阻隨著工作時間、水浴凈化條件變化而變化。計算污垢熱阻變化范圍為0～0.0003m2·K·W－1。從圖7（d）可以看出，隨著污垢熱阻的增大，整體傳熱系數降低，導致水浴溫度升高。實際SCV運行時，一般要求水浴溫度在50℃以下，一方面水浴溫度過高會導致煙氣與水混合物對加熱管侵蝕增強；另一方面過高的水浴溫度會導致過高的排煙溫度，帶來較大的熱損失。從以上計算可以看出管壁污垢熱阻對水浴溫度的影響是很大的，因此需要注意水浴的水質凈化并且及時清理傳熱管壁面污垢。

3.2 SCV傳熱管優化設計

為了在控制水浴溫度基礎上進一步提高熱負荷，或在保持熱負荷不變的基礎上，進一步降低水浴溫度、減小熱損失及對加熱管的腐蝕，需要優化系統的換熱性能。在SCV整體結構保持不變的基礎上，考慮通過管內、外傳熱強化以優化系統換熱性能。額定工況的計算結果表明，整個管長范圍內，管內換熱相對弱于管外換熱，管內換熱是整個傳熱過程的瓶頸環節；而且到管內不存在煙水混合物的腐蝕，管內強化較管外強化更為實際，因此作者認為可以采用管內強化措施以優化系統換熱性能。

目前常用的管內強化傳熱措施很多，如使用內肋管、螺旋螺紋管、插入管內擾流裝置等。插入管內擾流裝置，如紐帶、螺旋線圈以及繞花絲等一般可使傳熱系數提高到光管的1.5～3倍，且加工安裝較為方便［15－16］，本文就以增加管內擾流裝置為例，在保證熱負荷 （即NG出口溫度）的條件下，計算分析不同管內強化系數時水浴溫度和傳熱管的長度變化。

圖7 變工況條件對水浴溫度的影響Fig.7 Influence of operating parameters to water bath temperature

圖8所示的是熱負荷不變條件下，不同強化系數下的水浴溫度和所需傳熱管長 （換熱面積）的變化曲線。強化系數定義為強化后管內傳熱系數與強化前的管內傳熱系數的比值。顯然，由于總傳熱系數隨著管內強化系數的增大而增大，在傳熱管長度不變的條件下，水浴溫度逐漸降低；在水浴溫度保持不變的條件下，所需的換熱面積減小，即換熱管長度減小。隨著強化系數的增大，管長 （換熱面積）的減小幅度也越來越小，同時壓損也逐漸增大，因此要權衡選擇合適的強化方式。當強化系數為3.0時，水浴溫度為15.2℃，降低了14.8℃；所需換熱管長度為28.2m，與原長度 （35m）相比減少了23%。

圖8 管內傳熱強化系數對水浴溫度和管長的影響Fig.8 Influence of inside heat transfer enhancement coefficient to water bath temperature and tube length

4 結 論

本文建立了浸沒燃燒式氣化器 （SCV）的傳熱管的傳熱計算模型，選取了各環節換熱關聯式，給出了計算流程，并通過實際的運行參數驗證了所建模型的準確性。文中建立的模型計算過程簡捷、結果可靠；對于不同型號、不同參數的SCV只需在原模型上修改相應的幾何參數和進出口參數即可，通用性較好；對于其他類型氣化器，如開架式氣化器 （ORV／SuperORV）、中間介質式汽化器 （IFV）等，通過改變結構參數、邊界條件、傳熱關聯式等，本模型也可以方便地移植到其他類型氣化器的計算，甚至可以構建一個統一的LNG氣化器計算平臺，這部分工作已經展開，并且取得了一定進展。

通過本文的工作可以得出以下結論。

（1）水浴溫度是SCV運行中非常重要的參數，為了避免腐蝕加速、排煙損失過大或者局部結冰危險，需要將水浴溫度控制在合理范圍內。

（2）水浴溫度隨著LNG流量的增加而升高、隨著LNG入口溫度的升高而降低，LNG入口壓力對水浴溫度的影響較小。

（3）加熱管管壁污垢熱阻對水浴溫度的影響較大，水浴溫度隨著污垢熱阻的增大而顯著升高。實際運行中需要對加熱管定期清洗，避免出現過高的水浴溫度。

（4）通過增加管內傳熱強化措施可以有效地降低水浴溫度、減小換熱管長度。當強化系數為3.0時，可在原結構基礎上將水浴溫度降低14.8℃；或保持水浴溫度不變的基礎上，減少23%的換熱面積。

符 號 說 明

cp——比定壓熱容，kJ·kg－1·K－1

Di，Do——分別為加熱管內、外直徑，m

h——比焓，kJ·kg－1

k——傳熱系數，W·m－2·K－1

L0——加熱管長度，m

m——LNG流量，kg·s－1

Nu——Nusselt數

Pr——Prandtl數

Q——熱負荷，kW

Re——Reynolds數

T——溫度，K

α——對流傳熱系數，W·m－2·K－1

ρ——密度，kg·m－3

δ——加熱管壁厚，m

λ——熱導率，W·m－1·K－1

ζ——污垢熱阻，m2·K·W－1

下角標

b——平均值

in——管內

out——管外

1——微元段入口

2——微元段出口

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