天然氣加熱爐內介質水非穩態耦合熱流場研究

郭 韻， 張栩寧， 周仲偉， 陳 昊， 樊俊杰

（1.上海工程技術大學 機械與汽車工程學院，上海 201620；2.中國石化上海石油化工股份有限公司，上海 200540；3.上海理工大學 環境與建筑學院，上海 200093）

天然氣具有高效清潔、儲運方便的特點，是世界能源發展的重要方向之一。國際能源署IEA統計，天然氣在世界能源結構中占比達23%，到2035年將超過煤炭使用量，成為第二大能源。我國2020年天然氣在一次能源消費結構中的占比近10%，到2030年將提升到15%左右[1-2]。

天然氣消費量的增長帶來天然氣工業的快速發展，天然氣加熱爐是天然氣工業發展必不可少的設備[3]。在天然氣輸運、燃燒、以及液化天然氣（liquefied natural gas，LNG）輸配時的氣化等，都需要對天然氣進行加熱。因此，設計制造高效節能的天然氣加熱爐是推進天然氣工業發展的重中之重[4-5]。目前工程中應用的天然氣加熱爐有多種形式，如空氣加熱翅片加熱爐，該爐的氣化過程受環境溫度和濕度的影響較大，無法作為調峰設備，比較適合用在氣化量較小的場合[6]。浸沒式燃燒加熱爐，雖加熱氣化速率快，但需耗費大量電力為煙氣加壓，所以運行費用高[7]。蓄熱式天然氣加熱爐有效利用了煙氣余熱，表現出高效節能的優點，但蓄熱系統的增加使得加熱爐在運行過程中存在安全隱患[8]。與蓄熱式天然氣加熱爐工作原理相近但是安全系數更高的是內含中間載熱介質的負荷型大筒體天然氣加熱爐。

大筒體天然氣加熱爐采用整體組裝結構，加熱爐內溫度分布和介質流動主要由火管、煙管束、對流管束、燃料燃燒方式以及中間載熱介質的特性決定，具有隨機性、脈動性、復雜性等特點[9-10]，屬大空間非穩態自然對流及介質參與性輻射耦合的復雜流動狀態下的傳熱問題。本文建立爐內自然對流和輻射耦合三維非穩態傳熱模型，搭建130 kW實驗裝置，分析研究中間載熱介質為水的天然氣加熱爐內非穩態耦合熱流場特性。

1 實驗裝置及物理模型

天然氣加熱實驗系統[11]如圖1（a）所示。大筒體加熱爐的尺寸和規格見表1。大圓筒外包裹8 mm厚絕緣層。除了在對流管束進出口、燃料進口以及煙氣出口等位置設置了溫度和壓力測點，為了獲得圓筒內載熱介質的溫度分布，在筒體中心截面還放置了9個熱電偶。各測點布置如圖1（b）所示。測點0位于圓筒中心，定義為圓筒的中心溫度；測點1位于對流管束第三管程區域；測點2位于對流管束第四管程區域；測點3位于對流管束第二管程區域；測點4位于對流管束第一管程區域；測點5位于煙管束的上部區域；測點6位于煙管束的下部區域；測點7在火管的上部區域；測點8在圓筒的底部區域。溫度測量值的不確定度主要決定于熱電偶的精度和放置位置的偏差，為了與后面的數值模擬結果比較，溫度測量不確定度取±2 K。本實驗中，燃料流量設為10 m3/h，被加熱天然氣壓力為 5.5 MPa，速度設為 1.67 m/s，入口溫度為 280 K。

表1 天然氣加熱爐各部件規格參數Tab.1 Specification parameters of components of natural gas heater

圖1 天然氣加熱爐實驗系統Fig.1 Experimental system of natural gas heater

運用Solidworks軟件建立尺寸和構型與實驗結構一致的三維物理模型，將坐標原點設置在圓筒的中心部位，坐標軸及各截面截取部位如圖2所示。其中，A-A截面為x=0.5 m處截面，B-B截面為 x=0.0 m 處截面，C-C 截面為 x=?0.5 m處截面，D-D截面為 y=0.21 m處截面，E-E截面為y=?0.255 m 處截面。

圖2 模型坐標軸及截面位置圖Fig.2 Model coordinate axis and section location

2 數學模型

2.1 基本方程

基于天然氣加熱爐內實際工作過程，給出如下三維非穩態自然對流換熱與輻射耦合傳熱的控制方程。

質量守恒方程

式中： ρ為流體密度；ui為 沿i方向的流體速度分量；t為時間；x為坐標。

化學組分守恒方程

式中：ms為組分s的質量分數， Γs為它的交換系數；Rs為由于化學反應引起的生成率或者消耗率。

動量守恒方程

式 中 ：P為靜 壓 力； τij為應 力 矢量 ； ρgi為重 力 在i方向上的分量；Fi為由于阻力等引起的動量項。

能量守恒方程

式中：T為溫度；k為流體的傳熱系數；Snr為除了輻射以外的其他因素（如：化學反應、粘性耗散等）引起的能量變化；Qs為輻射源項，通過下式計算：

式中：ka為介質的吸收系數； σ為黑體輻射常數；?為空間立體角；I為介質的輻射強度，通過求解輻射傳遞方程來確定：

式中：Im為m方 向的輻射強度；Ib為黑體的輻射強度； μm， ηm為m方 向上的方向余弦值；M是離散值。

對于不透明和漫射壁面，輻射邊界條件如下：

式中： εω為壁發射率；nω為墻外的法向量；sm′為m′方向上的單位向量； ωm′為立體角在m′方向上的權重。

在有限體積法的基礎上，采用商業軟件Fluent 6.3對大筒體內的流體流動和傳熱進行模擬。針對加熱爐內氣體的湍流流動，選用k?ε雙方程湍流模型；燃燒選用非預混燃燒模型[12]；由于爐內同時存在燃燒氣體輻射和介質參與性輻射，故本文選用適用范圍廣的DO輻射模型；對于火管和煙管內燃燒過程的介質吸收系數，選用灰氣體加權平均WSGGM模型[13]進行模擬計算。

2.2 中間載熱介質水的吸收系數

Hale等在 200 nm～200 μm 波長范圍內進行介質水的光學常數測量研究[14]，得到的波長計算吸收系數的公式為

式中： λ為波長；kλ為消光系數。介質水的消光系數測量裝置如圖3所示。光源（波長可調節）穿過平行光濾波器后得到一束平行光，平行光束穿透盛有待測水體的玻璃容器，再穿過散射光過濾器到達標準板。標準板為反射率為1的朗伯體表面，具有穩定的反射率。最終到達標準板的光被反射進入光譜儀探測器，光譜儀所測量到的輻射量度即可用來計算待測水體的消光系數，進而獲得介質水在不同溫度和波長下的吸收系數。

圖3 消光系數測量裝置Fig.3 Extinction coefficient measuring device

圖4為介質水在不同波長下，溫度為25 ℃時所對應的吸收系數，可知在0.76～20 μm波長范圍內，介質水的平均吸收系數為 180330.2 m?1。圖5為介質水在不同溫度下的吸收系數。

圖4 介質水在不同波長下的吸收系數（25 ℃）Fig.4 Absorption coefficient of medium water at different wavelengths（25 ℃）

圖5 介質水在不同溫度下的吸收系數Fig.5 Absorption coefficient of medium water at different temperatures

2.3 初始及邊界條件

根據加熱裝置的實際運行情況，計算初始和邊界條件規定如下：大筒體和燃燒器外壁視為絕熱邊界；不考慮燃燒之外的其他化學反應與變化；在火管進口和煙道管束出口均沒有逸氣和吸風。對流管束入口采用速度入口邊界條件，出口采用壓力出口邊界條件；入口處天然氣壓力為5.5 MPa，速度為1.67 m/s，溫度為280 K。對流管束內被加熱天然氣的各物性參數均設為隨溫度變化的函數；介質水物性參數設為隨溫度變化的函數。燃料氣進口流量設為 0.0031 kg/s，實際空氣量設為0.054 kg/s。燃燒器的燃料入口和空氣入口均采用速度入口邊界條件，燃料入口速度設為39.2 m/s，壓力為 0.12 MPa；空氣入口速度為 10.9 m/s，壓力為8 kPa；燃料和空氣入口溫度均為300 K。煙管出口設為壓力出口邊界條件，出口壓力為?20 Pa。

火管、煙道管束以及對流管束各自內外壁面介質區域不同，將這三類壁面均設為Coupled耦合壁面邊界條件，壁面黑度取0.8。

2.4 網格劃分

采用無結構笛卡爾網格貼體解，不僅不規則換熱面網格系統簡單直觀，而且避免了節點坐標和控制方程在物理域和計算域的轉換[15]。對燃燒器、火管、煙管及對流管束附近進行了局部網格加密，計算典型網格如圖6中所示。

圖6 網格劃分圖Fig.6 Typical grid system

本文建立了5個網格級別進行網格無關性檢測：532 萬、891 萬、1560 萬、2770 萬和 3630 萬。圖7比較了對流管束內的總傳熱量與煙管束煙氣出口平均溫度值。可以看出，總傳熱量和出口煙溫隨著網格的細化而收斂。網格數2770萬時的對流管束總傳熱量與1560萬網格的總傳熱量之差小于0.25%，煙氣出口均溫之差小于0.37%。因此，模擬使用1560萬網格級別設置。

圖7 網格無關性驗證Fig.7 Grid-independence test of medium water

3 結果與討論

在繼續研究介質水的耦合熱流場之前，將模擬溫度與圖1（b）中標記的9個位置的實驗測量值進行比較，如圖8所示。結果表明，模擬得到的溫度與實驗結果吻合較好。由于在模擬中忽略了通過大筒體壁的散熱，模擬溫度比實驗測量值高1～2.1 ℃。

圖8 9個測量點的模擬值與實驗測量值比較Fig.8 Comparison of the temperatures simulated and measured at nine locations

圖9為不同時刻被加熱天然氣出口溫度及加熱爐加熱效率的比較。天然氣出口溫度隨運行時間的增加而增加，當運行至2.5 h溫度曲線開始平穩。天然氣出口溫度在 2.5 h 時為 314.68 K，3.1 h時為 314.79 K，3.7 h 時為 314.85 K，天然氣出口溫升不超過0.5 ℃，可認為此時加熱爐內熱流場已達到準穩定狀態。加熱爐達到穩態的時間即為該加熱爐啟動所需時長，因此，以水作為中間載熱介質的天然氣加熱爐的啟動時間約為2.5 h。

圖10為不同時刻所對應的對流管束總傳熱量和輻射傳熱量。同樣，對流管束總傳熱量和輻射傳熱量隨運行時間的增加而增加，當加熱爐運行至穩態時，對流管束總傳熱量為108121 W，輻射傳熱量為25765 W，介質水的對流管束輻射傳熱量占總傳熱量的比值為23.3%～24.5%，介質參與性輻射不可忽略。圖9中加熱爐的加熱效率定義為對流管束內天然氣吸收的熱量與加熱爐供熱功率的比值，因此，加熱效率的變化趨勢與對流管束總傳熱量的變化趨勢相同，當加熱爐運行至準穩態時，加熱爐效率為83.5%。

圖9 不同時刻對應的天然氣出口溫度及加熱效率Fig.9 Gas outlet temperature and heating efficiency at different time

圖10 不同時刻對應的對流管束總傳熱量及輻射傳熱量Fig.10 Total heat transfer rate and radiation heat transfer rate of convection tube bundle at different time

圖11-14為加熱爐運行至穩態時，獲得的圖2中標記的各對應截面的溫度和速度云圖。圖11顯示，當模擬運行時間達到2.5 h時，爐內高溫區域開始覆蓋上部對流管束，說明介質水已基本加熱到工作溫度（350 K），能為對流管束內的待加熱天然氣提供穩定的熱量。進一步分析各截面溫度場（圖11）和速度場（圖12）可知，截面上火管和煙管束與對流管束之間的介質流動均存在明顯的對沖現象，導致內部流場紊亂。加熱爐的后部溫度最高，介質流動也最劇烈，越靠近火管進口和煙管出口，溫度越低，介質流速也越緩慢。

圖11 t=2.5 h時的溫度云圖Fig.11 Isothermal contour at 2.5 h

圖12 t=2.5 h時的速度矢量圖Fig.12 Velocity vector diagram at 2.5 h

圖13為 2.5 h運行時間下在y=?0.255 m 截面處的溫度云圖和速度矢量圖，可以看出，介質水在軸向的整體溫差較低，由于火管屬于U型管，在彎管處高溫煙氣停留時間較長，而且非預混燃燒方式使得燃料在火管中后部才完全燃燒，所以彎管附近的溫度較高，此處介質流速也較大。圖14為2.5 h運行時間下在y=0.21 m截面處的對流管束溫度云圖和速度矢量圖，再結合x截面各溫度場和速度場圖可以發現，介質水由于被加熱，體積發生膨脹，密度降低，在浮力作用下，溫度較高的介質向上流動，而溫度較低的介質向下流動，x=0.5 m截面正處于火管后半部分，所以該截面處火管和煙管束與對流管束各管程之間的熱量傳遞較為劇烈。從y=0.21 m截面處的速度矢量圖中也可以看出，對流管束第一管程進口處和第四管程出口處因為處于火管后部，周圍出現了介質高速流動區域。在截面y=0.21 m中，對流管束第一和第二管程以及第三和第四管程的彎管附近的溫度較低，這是由于對流管束也是U型管道，因此管內天然氣在流經彎管時會出現積聚，再加上彎管增加了與中間載熱介質的接觸面積，所以在對流管束彎管周圍的載熱介質會被帶走大量的熱量，即此處介質水溫度較低，介質流動較為緩慢。從火管和煙管束與對流管束之間的熱量傳遞上來看，由于火管壁的整體溫度比煙管壁高，所以火管與對流管束第一和第二管程之間的熱量傳遞較為劇烈，而煙管束與對流管束第三和第四管程之間僅在加熱爐后半部分有較強的熱量交換，在前部和中部熱量交換較微弱。

圖13 t=2.5 h時在y=?0.255 m截面處的溫度云圖和速度矢量圖Fig.13 Temperature cloud and velocity vector on section y =?0.255 m at 2.5 h

圖14 t=2.5 h時在y=0.21 m截面處的溫度云圖和速度矢量圖Fig.14 Temperature cloud and velocity vector on section y=0.21 m at 2.5 h

4 結 論

以水作為中間載熱介質的天然氣加熱爐的啟動時間在2.5 h左右，此后加熱爐內部流場趨于穩定。數值結果表明：由于爐內介質水的整體循環不佳，大筒體天然氣加熱爐加熱效率約為83.5%，有進一步的提升空間。介質水的吸收系數大，輻射傳熱量占總傳熱量的近1/4，雖然自然對流換熱在天然氣加熱爐內仍起主導作用，但介質參與性輻射不能被忽略。強化爐內自然對流和介質參與性輻射的耦合換熱是有效改善大筒體中間載熱介質加熱爐效率的技術途徑。

后續研究可通過在加熱爐內部加裝導流板來改變爐內結構，進而改善流場組織，提高加熱爐傳熱效率。