LNG繞管式換熱器殼側(cè)單相傳熱模型的優(yōu)化

季鵬 李玉星 朱建魯 王武昌

(中國石油大學(xué)(華東)儲(chǔ)運(yùn)與建筑工程學(xué)院 青島 266580)

LNG繞管式換熱器殼側(cè)單相傳熱模型的優(yōu)化

季鵬 李玉星 朱建魯 王武昌

(中國石油大學(xué)(華東)儲(chǔ)運(yùn)與建筑工程學(xué)院 青島 266580)

天然氣液化工藝中繞管式換熱器的殼側(cè)熱力計(jì)算是當(dāng)前亟待解決的問題之一，針對(duì)低溫工況下殼側(cè)傳熱模型的研究尚不多見，需要選取出適用的傳熱模型準(zhǔn)確計(jì)算傳熱系數(shù)，為天然氣液化工藝中繞管式換熱器的設(shè)計(jì)選型和熱力校核提供依據(jù)。本文比較分析了現(xiàn)有殼側(cè)單相傳熱模型的優(yōu)缺點(diǎn)，結(jié)合繞管式換熱器殼側(cè)低溫實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，篩選出了適用于天然氣液化預(yù)冷段的殼側(cè)傳熱模型，并進(jìn)行了優(yōu)化。結(jié)果表明:對(duì)于天然氣液化預(yù)冷段的殼側(cè)傳熱系數(shù)計(jì)算，Abadzic傳熱模型計(jì)算精度最高、偏差范圍最小、適用性最佳；Abadzic傳熱模型粘度修正后計(jì)算精度提高約50%，天然氣液化預(yù)冷段的粘度修正系數(shù)可估算為1.05。

傳熱系數(shù)；繞管式換熱器；液化天然氣；殼側(cè)

繞管式換熱器(Coil-Wound Heat Exchanger)是大型陸上LNG和大型LNG-FPSO的首選主低溫?fù)Q熱器，據(jù)統(tǒng)計(jì)90%的基本負(fù)荷型LNG裝置選用了繞管式換熱器，APCI、SHELL和STATOIL等公司的大型LNG-FPSO方案均采用了繞管式換熱器作為主低溫?fù)Q熱器[1－3]。作為天然氣液化流程中的主要設(shè)備，主低溫?fù)Q熱器的投資占總投資的20%～30%[4]，與此同時(shí)，主低溫?fù)Q熱器的性能直接影響著其它主要設(shè)備的規(guī)模和設(shè)計(jì)選型，包括壓縮機(jī)以及動(dòng)力設(shè)備。LNG繞管式換熱器準(zhǔn)確的熱力計(jì)算對(duì)于減少設(shè)備投資、降低運(yùn)營成本、提高海上適應(yīng)性有重要意義。

繞管式換熱器的管側(cè)傳熱模型經(jīng)大量的理論和實(shí)驗(yàn)研究已較為成熟[5]，繞管式換熱器的殼側(cè)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，增加了傳熱模型研究的難度。國外學(xué)者針對(duì)殼側(cè)傳熱進(jìn)行了研究，1969年Messa JC等[6]研究了兩個(gè)不同結(jié)構(gòu)的繞管式換熱器，給出了不同雷諾數(shù)下的兩組殼側(cè)單相傳熱模型；2004年Neeraas B O等[7]首次進(jìn)行了天然氣液化預(yù)冷溫度下的低溫實(shí)驗(yàn)，研究了繞管式換熱器殼側(cè)傳熱，給出了適用于氮?dú)?、甲烷、乙烷和甲?乙烷混合冷劑的殼側(cè)氣相傳熱模型；2005年Smith E M[8]研究了不同雷諾數(shù)下的殼側(cè)傳熱模型，將雷諾數(shù)劃分為三個(gè)取值范圍，給出了適用于各范圍的傳熱模型；2012年Srbislav B G等[9]通過三個(gè)不同結(jié)構(gòu)繞管式換熱器的熱水/冷水換熱實(shí)驗(yàn)，提出了一種適用于不同結(jié)構(gòu)的殼側(cè)單相傳熱計(jì)算模型，并指出以水力直徑代替纏繞管路外徑進(jìn)行計(jì)算能夠提高精度。通過實(shí)驗(yàn)獲得半經(jīng)驗(yàn)公式是繞管式換熱器殼側(cè)傳熱模型研究的普遍思路，然而應(yīng)用前需仔細(xì)甄別半經(jīng)驗(yàn)公式的計(jì)算精度和適用范圍。

針對(duì)天然氣液化工藝預(yù)冷段的低溫工況，進(jìn)行LNG繞管式換熱器殼側(cè)單相傳熱模型的研究，比較分析現(xiàn)有半經(jīng)驗(yàn)公式的優(yōu)點(diǎn)和不足，結(jié)合繞管式換熱器殼側(cè)低溫實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，優(yōu)選出適用于天然氣液化預(yù)冷段的殼側(cè)傳熱模型，并進(jìn)一步優(yōu)化殼側(cè)傳熱模型。

1 殼側(cè)單相傳熱模型的建立

繞管式換熱器主要由兩側(cè)配有管板的預(yù)制軸心、纏繞管路和預(yù)制殼體組成，如圖1所示。相鄰層的纏繞管路纏繞方向相反，管路層之間由分隔條分離，纏繞管路由支撐構(gòu)件和懸掛構(gòu)件確保機(jī)械強(qiáng)度[1]。目前采用繞管式換熱器作為主低溫?fù)Q熱器的液化工藝主要為混合冷劑液化流程，高溫天然氣由換熱器底端進(jìn)入管程，低溫混合冷劑由換熱器頂端進(jìn)入殼程，二者逆流換熱以增強(qiáng)換熱效果；繞管式換熱器從頂端到底端依次為過冷段、深冷段、預(yù)冷段，混合冷劑溫度逐漸升高，氣相分?jǐn)?shù)逐漸增大，預(yù)冷段基本為氣相，準(zhǔn)確的殼側(cè)單相傳熱模型對(duì)于繞管式換熱器的設(shè)計(jì)選型和熱力校核十分重要。

圖1 殼體內(nèi)部結(jié)構(gòu)Fig·1 Inner structure of shell-side

繞管式換熱器選型計(jì)算時(shí)，混合冷劑的流量以及進(jìn)出口溫度作為技術(shù)參數(shù)已知，由于天然氣液化過程換熱溫差大，應(yīng)采用分段設(shè)計(jì)法，分別計(jì)算各段的總傳熱系數(shù)，從而確定殼側(cè)和管側(cè)的結(jié)構(gòu)參數(shù)。

熱負(fù)荷方程:

采用對(duì)數(shù)平均溫差法(LMTD)進(jìn)行LNG繞管式換熱器的熱力計(jì)算[9]。

繞管式換熱器的總傳熱系數(shù)為:

繞管式換熱器的殼側(cè)傳熱系數(shù)為:

在流體機(jī)械、傳熱傳質(zhì)的理論計(jì)算中普遍采用水力直徑，繞管式換熱器的殼側(cè)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，采用纏繞管路外徑計(jì)算努賽爾數(shù)和雷諾數(shù)精度較低，建議采用水力直徑作為特征長度計(jì)算殼側(cè)傳熱系數(shù)[9]，殼側(cè)水力直徑計(jì)算方法如下[10]。

公開報(bào)道中的繞管式換熱器殼側(cè)單相傳熱計(jì)算的半經(jīng)驗(yàn)公式共有五組，依次記為Eqs.1～Eqs.5，各殼側(cè)傳熱模型的關(guān)聯(lián)式、雷諾數(shù)適用范圍、適用纏繞角和優(yōu)缺點(diǎn)如表1所示。

2 殼側(cè)單相傳熱模型的優(yōu)選

2·1 殼側(cè)低溫傳熱實(shí)驗(yàn)研究

作為液化流程的核心設(shè)備，主低溫?fù)Q熱器實(shí)現(xiàn)了天然氣的冷卻、冷凝和液化，多股流繞管式換熱器則是主低溫?fù)Q熱器的首選。挪威科技大學(xué)(NTNU)和挪威工業(yè)科學(xué)研究院(SINTEF)于挪威特隆赫姆搭建了兩個(gè)不同結(jié)構(gòu)的繞管式換熱器實(shí)驗(yàn)裝置進(jìn)行低溫實(shí)驗(yàn)[7]，用以研究天然氣液化過程中的殼側(cè)和管側(cè)傳熱壓降模型，包括殼側(cè)蒸發(fā)和管側(cè)冷凝，通過實(shí)驗(yàn)研究比選并優(yōu)化了計(jì)算模型。以氮?dú)?、甲烷、乙烷、甲?乙烷作為換熱介質(zhì)，測(cè)得雷諾數(shù)5000～170000范圍內(nèi)的221組殼側(cè)氣相傳熱數(shù)據(jù)，對(duì)于天然氣液化過程中混合冷劑在繞管式換熱器殼側(cè)的傳熱研究具有重要意義，實(shí)驗(yàn)采用的繞管式換熱器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)見表2。

混合冷劑天然氣液化流程中，繞管式換熱器殼側(cè)流體為多組分烴類混合配比的制冷劑，因此選取甲烷/乙烷混合冷劑低溫實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)現(xiàn)有的殼側(cè)單相傳熱模型進(jìn)行計(jì)算優(yōu)選。

表1 殼側(cè)單相傳熱模型Tab·1 Shell-side heat transfer correlations

表2 主要結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab·2 Geometrical data

由表3可以看出:甲烷/乙烷混合冷劑低溫實(shí)驗(yàn)共測(cè)得15組數(shù)據(jù)，殼側(cè)壓力約為1.5 MPa，殼側(cè)溫度在－16℃上下，混合冷劑相態(tài)為氣相，質(zhì)量流量實(shí)驗(yàn)范圍7～110 kg/(m2·s)，雷諾數(shù)變化范圍9000～140000，努賽爾數(shù)變化范圍50～500。甲烷/乙烷的摩爾分?jǐn)?shù)配比為45 mol%/55 mol%，實(shí)驗(yàn)工況下的混合冷劑物性參數(shù)通過 P-R方程計(jì)算得到，密度18.74～18.87 kg/m3，動(dòng)力粘度9.45×10－6～9.48× 10－6Pa·s，導(dǎo)熱系數(shù)0.0396W/(m·K)。

2·2 殼側(cè)單相傳熱模型的比選

采用低溫實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)中的雷諾數(shù)和普朗特?cái)?shù)分別通過Eqs.1～Eqs.5計(jì)算努賽爾數(shù)，根據(jù)努賽爾數(shù)計(jì)算出殼側(cè)傳熱系數(shù)，與實(shí)驗(yàn)測(cè)量值進(jìn)行對(duì)比，比選出計(jì)算精度高、適用性強(qiáng)的殼側(cè)單相傳熱模型。

從圖2(a)可知:Eqs.3的計(jì)算精度最高，殼側(cè)傳熱系數(shù)的計(jì)算偏差約為0%～－10%；Eqs.4的計(jì)算精度次之，計(jì)算偏差在－10%～－30%之間；Eqs.5的計(jì)算偏差最大，不適用于殼側(cè)低溫傳熱計(jì)算；Eqs.1 和Eqs.2的計(jì)算精度均低于Eqs.4，Eqs.2的精度略高于Eqs.1。從圖2(b)可知:隨著雷諾數(shù)的變化各傳熱模型計(jì)算偏差的變化情況，Eqs.3的計(jì)算偏差波動(dòng)最小，說明Eqs.3適用于不同雷諾數(shù)工況的傳熱計(jì)算；Eqs.4和Eqs.5的偏差波動(dòng)范圍約為 ±25%；Eqs.1和Eqs.2適用的雷諾數(shù)范圍小，僅適用于5組實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，二者的偏差波動(dòng)范圍相當(dāng)。

由圖3可知:Eqs.3、Eqs.4、Eqs.5的傳熱系數(shù)計(jì)算偏差波動(dòng)范圍分別為－5.48%～－13.63%、－12.26%～－33.71%、－198.93%～－176.92%，根據(jù)雷諾數(shù)區(qū)間分段計(jì)算的Eqs.3偏差波動(dòng)最小，說明在不同低溫工況下Eqs.3的計(jì)算精度保持穩(wěn)定。鑒于Eqs.3的計(jì)算精度最高、不同工況下的適用性最佳，建議采用Eqs.3即Smith E M[8]提出的Abadzic傳熱模型用于天然氣液化流程繞管式換熱器的殼側(cè)傳熱計(jì)算。

表3 甲烷/乙烷混合冷劑實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)Tab·3 Data for heat-transfer measurementswith methane/ethanemixture

圖2 傳熱系數(shù)測(cè)量值和計(jì)算值對(duì)比Fig·2 Measured and calculated heat-transfer coefficients

2·3 殼側(cè)單相傳熱模型的優(yōu)化

天然氣液化流程中殼側(cè)與管側(cè)的傳熱屬于大溫差換熱，換熱介質(zhì)物性參數(shù)不斷變化，使用對(duì)數(shù)平均溫差法進(jìn)行物性參數(shù)的計(jì)算會(huì)降低傳熱系數(shù)的計(jì)算精度，Srbislav B G等[9]提出通過粘度修正的方法提高傳熱系數(shù)的計(jì)算精度。對(duì)Abadzic傳熱模型進(jìn)行粘度修正，優(yōu)化后的殼體單相傳熱模型記為Eqs.6，如表4所示。

表4 殼側(cè)傳熱模型優(yōu)化Tab·4 Optimization of shell-side heat transfer correlations

圖3 傳熱系數(shù)計(jì)算偏差Fig·3 Heat-transfer coefficients deviation

可以看出，殼側(cè)單相傳熱模型粘度修正后引入了纏繞管路的壁溫，計(jì)算繁雜，故在工程計(jì)算中，常按下列數(shù)值進(jìn)行估算[11]。

殼側(cè)流體被加熱時(shí):

殼側(cè)流體被冷卻時(shí):

天然氣液化過程中，殼側(cè)低溫混合冷劑冷卻管側(cè)高溫天然氣，殼側(cè)混合冷劑被加熱，故殼側(cè)單相傳熱模型的粘度修正估算為1.05；粘度修正后的Abadzic殼側(cè)單相傳熱模型與未修正的Abadzic模型計(jì)算偏差對(duì)比如圖4所示。

圖4 優(yōu)化后傳熱系數(shù)結(jié)果對(duì)比Fig·4 Comparison of heat-transfer coefficients

由圖4可以知:Abadzic傳熱模型粘度修正后的最大計(jì)算偏差約－9%，低于粘度修正前的最大偏差－13.63%，粘度修正后的最小偏差僅－0.75%，遠(yuǎn)低于粘度修正前的最小偏差－6%，全部工況下粘度修正后的計(jì)算精度均高于粘度修正前；Abadzic傳熱模型粘度修正后的傳熱系數(shù)計(jì)算偏差波動(dòng)范圍是－0.75%～－9%，Abadzic傳熱模型的計(jì)算偏差波動(dòng)范圍是－5.48%～－13.63%，說明進(jìn)行粘度修正顯著提高了Abadzic傳熱模型的計(jì)算精度，殼側(cè)低溫傳熱計(jì)算中應(yīng)進(jìn)行粘度修正。

通過甲烷/乙烷混合冷劑低溫實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)計(jì)算優(yōu)選出了計(jì)算精度高、適用性好的Abadzic傳熱模型，并驗(yàn)證了粘度修正對(duì)計(jì)算精度的顯著提高，然而工程實(shí)際中混合冷劑包含丙烷等較重的輕組分以及少量氮?dú)?；天然氣液化過程僅涉及制冷劑和原料氣物理性質(zhì)的變化，輕烴物理性質(zhì)的相似性使得傳熱模型可推廣于實(shí)際混合冷劑的傳熱計(jì)算，但是計(jì)算的精度和穩(wěn)定性需進(jìn)一步驗(yàn)證，應(yīng)盡快進(jìn)行實(shí)際組分混合冷劑的低溫殼側(cè)換熱實(shí)驗(yàn)。

3 結(jié)論

本文針對(duì)天然氣液化工藝預(yù)冷段的低溫工況，進(jìn)行了LNG繞管式換熱器殼側(cè)單相傳熱模型的研究，比較分析了現(xiàn)有半經(jīng)驗(yàn)公式的優(yōu)點(diǎn)和不足，結(jié)合繞管式換熱器低溫?fù)Q熱實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，優(yōu)選出適用于天然氣液化預(yù)冷段的殼側(cè)傳熱模型，并提出改進(jìn)措施。得到以下結(jié)論:

1)對(duì)于天然氣液化預(yù)冷段的殼側(cè)傳熱系數(shù)計(jì)算，Abadzic殼側(cè)單相傳熱模型計(jì)算精度最高、偏差范圍最小、適用性最強(qiáng)；

2)Abadzic殼側(cè)單相傳熱模型粘度修正后，傳熱系數(shù)計(jì)算精度提高約50%，天然氣液化預(yù)冷過程的粘度修正系數(shù)可估算為1.05。

符號(hào)說明

Q——換熱量，J

m——換熱介質(zhì)質(zhì)量流量，kg/s

cp——熱容，J/(kg·K)

t——溫度，K

K——總傳熱系數(shù)，W/(m2·K)

Sht——換熱面積，m2

α——?dú)?cè)傳熱系數(shù)，W/(m2·K)

αt——管側(cè)傳熱系數(shù)，W/(m2·K)

do——纏繞管路外徑，m

di——纏繞管路內(nèi)徑，m

dh——水力直徑，m

Vs——?dú)?cè)體積，m3

Ss——?dú)?cè)換熱面積，m2

[1] Linde.Coil-wound heat exchangers[EB/OL].(2014-07-31)[2014-08-16].http://www.linde-engineering.com. cn/internet.le.le.chn/zh/images/P_3_1_e_12_150dpi112 _5793.pdf.

[2] Gilmour N，Deveney D.Floating LNG-Shell’s recenthistory and current approach[C]//The 16th International Conference and Exhibition on Liquefied Natural Gas.O-ran:ITE GrouPPlc，2010.

[3] Statoil.About LNG[EB/OL].(2014-07-31)[2014-08-16].http://www.statoil.com/en/TechnologyInnovation/ gas/LiquefiedNaturalGasLNG/Pages/AboutLiquefiedNaturalGas.aspx.

[4] FredheimA O，Heiersted R S.Possibilities for cost reductions in base-load LNG plants[C]//European Applied Research Conference on Natural Gas.Trondheim:Hannover Re Group，1996:101-114.

[5] Peter Stephan.VDIHeat Atlas[M].Berlin:Springer-Verlag，2010:709-711.

[6] Messa J C，F(xiàn)oust S A，Poehlein W G.Shell-side heat transfer coefficients in helical coil heat exchangers[J]. Ind.Eng.Chem.Process Des.，1969，8(3):343-347.

[7] Neeraas B O，F(xiàn)redheimA O，Aunan B.Experimental shell-side heat transfer and pressure droPin gas flow for spiral-wound LNG heat exchanger[J].International Journal of Heat and Mass Transfer，2004，47(2):353-361.

[8] Smith E M.Advances in thermal design of heat exchangers-a numerical approach:direct-sizing，step-wise rating and transients[M].England:John Wiley＆Sons Ltd.，2005.

[9] Srbislav B G，Branislav mJ，Marko S J，et al.Research on the shell-side thermal performances of heat exchangers with helical tube coils[J].International Journal of Heat and Mass Transfer，2012，55(15/16):4295-4300.

[10]DobrnjaCM.Efficiency of the helical coil heat exchangers [D].Serbia:Faculty ofMechanical Engineering of the U-niversity of Belgrade，1996.

[11]大連理工大學(xué).化工原理[M].北京:高等教育出版社，2002:257-259.

About the corresponding author

Ji Peng，male，graduate student，College of Pipeline and Civil Engineering，China University of Petroleum，＋86 15650168237，E-mail:apeng_upc＠163.com.Research fields:natural gas liquefaction process and key equipment.

Optimization of Shell-side Single Phase Heat Transfer Correlation for Coil-wound LNG Heat Exchanger

Ji Peng Li Yuxing Zhu Jianlu Wang Wuchang
(College of Pipeline and Civil Engineering，China University of Petroleum，Qingdao，266580，China)

Shell-side thermodynamiCcalculation of coil-wound LNG heat exchanger is one of the important problems to be solved.Shellside heat transfermodels on low-temperature conditions arementioned on very few occasions.It isAnecessity to choose the best thermodynamiCcalculation correlation on cryogeniCworking conditions.The existing shell-side single phase heat transfermodelswere evaluated.U-sing the shell-sidemeasurement data of coil-wound LNG heat exchanger on low-temperature conditions，this paper got the best shell-side heat transfermodel for the pre-cooling stage of natural gas liquefaction process，and optimized thismodel.In conclusion，AbadziCheat transfermodel gets the bestaccuracy and the strongestapplicability，so it is properly selected for the pre-cooling stage of naturalgas liquefaction process.The accuracy can be improved about 50%by the use of viscosity correction，the factor ofwhich in the pre-cooling stage should be estimated at1.05.

coefficient of heat transfer；coil-wound heat exchanger；liquefied natural gas；shell-side

TB657.5；TE646

A

0253－4339(2015)02－0021－06

10.3969/j.issn.0253－4339.2015.02.021

簡(jiǎn)介

季鵬，男，在讀研究生，中國石油大學(xué)(華東)儲(chǔ)運(yùn)與建筑工程學(xué)院，15650168237，E-mail:apeng_upc＠163.com。研究方向:天然氣液化工藝和關(guān)鍵設(shè)備研究。

國家科技重大專項(xiàng)“大型油氣田及煤層氣開發(fā)”項(xiàng)目(2011ZX05026-006-07)資助。(The projectwas supported by the National Science and Technology Major Project of China:great oil＆gas fields and coal-bed methane development(No.2011ZX05026-006-07).)

2014年6月20日