基于浸沒燃燒技術(shù)的熱交換器設(shè)計及工程案例

王思文

（內(nèi)蒙古建筑職業(yè)技術(shù)學(xué)院建筑設(shè)備與自動化學(xué)院，呼和浩特010070）

0 引 言

長途天然氣管道線路具有較高的壓力等級系統(tǒng)，其在進入城市煤氣管道網(wǎng)絡(luò)前被煤氣壓力調(diào)節(jié)器控制［1］。調(diào)節(jié)器的壓力調(diào)節(jié)效果會同時導(dǎo)致4 ～5 °C的溫度降幅［2］。在國內(nèi)北方冬季低溫條件下，常會出現(xiàn)溫度下降和低溫度調(diào)節(jié)器站冷凍塊等問題，其中壓力調(diào)節(jié)器的凍堵問題最為常見，通常采用的應(yīng)對技術(shù)方式是加熱管道天然氣，并以此來實現(xiàn)將管道天然氣的溫度數(shù)值維持在0 °C 數(shù)值范圍以上［3］。目前我國的天然氣管加熱技術(shù)主要有電磁感應(yīng)加熱、低溫輻射加熱等［4］。前者熱主要是使用電磁感應(yīng)技術(shù)進行迅速凍解、溶解和加熱，其在使用的過程當中會消耗大量的電能且加熱容量有限；后者主要基于低溫催化劑的理論，其設(shè)備結(jié)構(gòu)并不需要構(gòu)筑鍋爐室，但由于低溫催化劑加熱板國產(chǎn)化技術(shù)的可靠性低，導(dǎo)致運營和維護的費用較高［5］。與其他加熱方法相比［6］，浸沒燃燒技術(shù)具有結(jié)構(gòu)簡單、安裝空間小及高熱效率等優(yōu)點，通常用于我國LNG氣化工程中［7］。有學(xué)者將該技術(shù)應(yīng)用在管道線天然氣供暖系統(tǒng)中，并使用完全混合燃燒的方法來進行排放實施，發(fā)現(xiàn)其氮氧化物的排出率超低，滿足我國北方地區(qū)對氮氧化物類物質(zhì)的排放要求［8］。

然而，盡管我國有很多的管道天然氣供暖技術(shù)正廣泛普及使用，但這當中依然會存在各種各樣的問題，因此對管道天然氣供暖技術(shù)的研究空間仍然很大［9］。對于浸沒燃燒技術(shù)來說，燃燒換熱管的熱交換傳遞問題會影響系統(tǒng)的能效，為此，本研究分析了熱傳遞結(jié)構(gòu)的設(shè)計和相關(guān)計算，并結(jié)合分析結(jié)果通過數(shù)據(jù)擬合得到管道外部水槽的功率消耗和最大水浴流速之間的多項式，對管外水浴最大流速和功率消耗進行了最優(yōu)化分析，以期為同一類型浸沒形式的熱交換機設(shè)計提供重要參考。

1 浸沒燃燒換熱器運行原理

浸沒燃燒換熱裝置的運行原理如圖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?zé)煔庠陲L(fēng)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，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，加強了管外的換熱。管道內(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?zé)煔馔ㄟ^水箱上部的煙囪排出。

圖1 浸沒燃燒換熱器的運行原理

2 浸沒燃燒換熱器結(jié)構(gòu)及設(shè)計計算

2.1 內(nèi)部結(jié)構(gòu)

熱交換系統(tǒng)包括天然氣熱交換器和管道氣體-水熱交換的兩部分。煙霧氣體-水熱交換會減少鍋爐熱水的熱量。煙道氣體-水的熱交換過程中，煙道氣體對水的熱交換提升了天然氣熱氣交換器的熱傳遞效率，使全熱交換系統(tǒng)的熱效率可以達到90%以上。為了減少熱交換機的大小，放棄現(xiàn)有的單一管熱交換模式，采用多層S型彎管構(gòu)造的熱交換方式，在滿足強度和熱負荷條件下，S型彎管的層數(shù)實現(xiàn)最大化，從而盡可能增加熱交換面積，提高換熱器的熱傳遞效率。多層S型彎管構(gòu)造的熱交換器的結(jié)構(gòu)形式如圖2 所示。

圖2 浸沒燃燒換熱器的內(nèi)部結(jié)構(gòu)

2.2 換熱管束管外傳熱優(yōu)化的簡化

分析管外部的熱量傳遞時，忽略管道氣體和多發(fā)管之間的熱交換。為了對管道外部的熱傳遞優(yōu)化進行討論，管道內(nèi)部的條件設(shè)定后不再變更，并且不考慮管內(nèi)部的壓力消耗，采取一維變換。

2.3 管內(nèi)傳熱、管外管束換熱、綜合傳熱

2.3.1 管內(nèi)傳熱

（1）管內(nèi)換熱過程?；诩訜嵋后w的性質(zhì)，管道內(nèi)部有兩種熱交換過程。一種是整體熱交換工程維持與家用溫水供應(yīng)相同的單一階段；另一種則在整個熱交換過程中均會發(fā)生相態(tài)變化，例如LNG產(chǎn)生的氣化現(xiàn)象，從液體相態(tài)轉(zhuǎn)變?yōu)闅怏w相態(tài)。

（2）管內(nèi)對流換熱計算基本依據(jù)。無論管內(nèi)是否發(fā)生相變，單相管的強制對流換熱在計算時采用廣泛應(yīng)用的迪圖斯-貝爾特公式。

2.3.2 管外管束換熱

（1）換熱管排列形式。大部分管式交換設(shè)備，管道外部的流體一般都會在垂直管軸上加上沖刷管束。通常排列熱交換設(shè)備的管道排列有多種方法，但其中順排和叉排最為常見。

（2）管束換熱關(guān)聯(lián)式的冪函數(shù)形式。常見的外掠圓管對流換熱交換機制的相關(guān)關(guān)系公式如下：

式中：C及n值通過查表獲得；Re為雷諾數(shù)；Prf為管子進出口斷面溫度下的Pr平均值；S1/S2為相對管間距；p為與相對管間距相關(guān)的修正系數(shù)，根據(jù)雷諾數(shù)數(shù)值范圍確定；εz為排數(shù)影響的校正系數(shù)；Prw為管子壁面溫度下的Pr平均值；Pr為普朗特數(shù)。

2.3.3 綜合傳熱

（1）基于熱阻概念計算的傳熱系數(shù)。針對圓筒形壁，為了方便工程學(xué)計算，熱流密度根據(jù)單位長度計算。傳熱系數(shù)k1根據(jù)下列公式進行計算：

式中：k1為單位管長的綜合傳熱系數(shù)，W/（m2·K）；h1為管內(nèi)對流傳熱系數(shù)，W/（m2·K）；h2為管外平均對流傳熱系數(shù)，W/（m2·K）；λ 為管壁導(dǎo)熱系數(shù)，W/（m·K）；d、D為管內(nèi)、外徑，m。

（2）基于平均溫差法計算的傳熱系數(shù)。平均溫度差異方法的計算基礎(chǔ)是熱傳遞公式。熱交換量通過從入口及出口參數(shù)設(shè)計下加熱的液體的焓差及質(zhì)量流量得出，熱傳遞區(qū)域大小與熱交換管的長度及管直徑相關(guān)，平均溫度采取對數(shù)平均溫差。公式如下：

式中：k為綜合傳熱系數(shù)，W/（m2·K）；A為換熱面積，m2；qm為質(zhì)量流量，kg/s；Δtm為對數(shù)平均溫差，K；ΔH為進出口工質(zhì)焓差，kJ/kg；L為管長，m。

2.4 管外管束換熱優(yōu)化

已確定的導(dǎo)入和導(dǎo)出參數(shù)及質(zhì)量流量將決定管內(nèi)部的熱傳遞系數(shù)。結(jié)合式（1）～（3），依據(jù)三者之間的關(guān)聯(lián)性，經(jīng)過歸納總結(jié)后，能夠得到：

式中，θ、n是與設(shè)計參數(shù)有關(guān)的量；u為管道外部的水流速。由上述公式可知，在管內(nèi)熱傳遞系數(shù)h1確定的條件下，熱傳遞系數(shù)k和管長度L的影響因素是管外部的平均對流熱傳遞系數(shù)h2，h2的影響因素是管道外部的水流速。而管外部水的流量根據(jù)管道出口煙道氣體的流量不同會有所差異，其是間接依靠風(fēng)機的功率消耗。因此，管道外部的熱電最優(yōu)化分析通過管道外部的水流速u和功率進行擬合的方法進行評價，并且性能優(yōu)化性與比率數(shù)值之間呈現(xiàn)正相關(guān)線性關(guān)系。

3 具體案例分析

3.1 實例參數(shù)

間接型浸沒熱交換器的設(shè)計參數(shù)數(shù)值如下：功率200 kW，管排數(shù)10 排，水浴溫度57 ℃，盤管進口溫度42 ℃，盤管出口溫度52 ℃，內(nèi)徑22.5 mm，外徑26.5 mm，橫向管間距S1＝72 mm，縱向管間距S2＝72 mm，管壁導(dǎo)熱系數(shù)18.3 W/（m·K）。以天然氣加熱項目為例，以熱交換管束排列配置、管結(jié)構(gòu)可靠且是最佳浸沒深度為前提，分析相同的熱傳遞量時，最小管的長度和最小能耗等等。

3.2 實例計算

（1）管內(nèi)對流傳熱系數(shù)。管內(nèi)水溫采用入口和出口水溫的平均溫度。本實例計算以45°C為例，管子的內(nèi)徑為d＝22.5 mm。可以根據(jù)下式計算管子的流量

式中：Q為管子的流量，m3/s；d為管道內(nèi)徑，m；p為管內(nèi)壓力，N；v為運動黏滯系數(shù)，m2/s；cp為定壓比熱容，J/（kg·℃）；m為流體質(zhì)量，kg；Δt為進出口溫差，℃。

聯(lián)合迪圖斯-貝爾特公式和式（7）計算水對流熱傳遞系數(shù)h1＝6.46 kW/（m2·K）。

（2）管外平均對流傳熱系數(shù)。較低的雷諾數(shù)條件下，即Ref＝1 ×103～2 ×105，熱交換為叉排配置，關(guān)聯(lián)式為

根據(jù)浸沒燃燒的特性，管外的擾動激烈，忽視不均勻的物理場的影響，拓展后可以得到：

較高的雷諾數(shù)條件下，即Ref＝2 ×103～2 ×106，相關(guān)數(shù)據(jù)表達式為

經(jīng)過拓展后相關(guān)數(shù)據(jù)表達式為

3.3 計算與分析

根據(jù)實驗方案設(shè)定的流速范圍，聯(lián)合式（4）～（6）獲得特定格式的函數(shù)關(guān)系，代入數(shù)據(jù)整理錄入Excel表?？筛墓潭ㄈ肟诤统隹趨?shù)、管子直徑、水浴溫度、管子長度。表明，通過變更熱傳遞范圍的參數(shù)，風(fēng)機的消耗功率與3 倍的流速成正比。在Excel 表格中改變管外水流速，可獲得由管外對流傳熱系數(shù)所引起的綜合傳熱系數(shù)的變化（見圖3）以及管外對流傳熱系數(shù)所引起的管長度變化（見圖4）。

圖3 管外對流傳熱系數(shù)對綜合傳熱系數(shù)的變化

圖4 管長隨管外對流傳熱系數(shù)的變化

綜合傳熱系數(shù)隨管外的水流速的變化如圖5 所示，綜合傳熱系數(shù)隨風(fēng)機功率消耗的變化如圖6 所示。

圖5 綜合傳熱系數(shù)隨管外水流速的變化

圖6 綜合傳熱系數(shù)隨風(fēng)機功率消耗的變化

在不考慮管道外部熱傳遞系數(shù)能實現(xiàn)的范圍的情況下，得出以下結(jié)論：

（1）如果管外部的傳熱系數(shù)＞920 kW/（m2·K），整體的傳熱系數(shù)有緩和的傾向，限制值是3. 3 kW/（m2·K）。

（2）當管外的熱傳遞系數(shù)＜9. 7 kW/（m2·K）時，累計熱傳遞系數(shù)的增長率在1%以上。

（3）綜合傳熱系數(shù)與管道外的水流量之間存在正相關(guān)關(guān)系，但當水流量為24 ～60 m/s時，基本不變化。

（4）風(fēng)機的功率大小與輸出流量的3 次方成正比，但最終也會收斂。

（5）當管外熱傳遞系數(shù)為13.471 kW/（m2·K）時，管子的長度不變；但當管外的熱傳遞系數(shù)為7.037～13.471 kW/（m2·K）時，管子的增長率在2%以下。

這種類型的熱傳遞，管外的熱傳遞系數(shù)實際上可能達到5.8 ～8.0 kW/（m2·K）。規(guī)定可執(zhí)行范圍是管外側(cè)傳熱系數(shù)范圍，即7.037 ～13.471 kW/（m2·K），也就是說在管子的長度基本不變情況下，管道外部流體平均熱傳遞系數(shù)為7.037 kW/（m2·K），與實際情況一致。在這個時候，管外側(cè)的水流量為0. 82m/s，綜合傳熱系數(shù)為2.36 W/（m2·K）。

3.4 熱工性能

圖7 額定功率為300 kW加熱裝置的測試數(shù)據(jù)

圖8 額定功率為200 kW加熱裝置的測試數(shù)據(jù)

為測試熱工性能，連續(xù)運行不同額定功率裝置進行數(shù)據(jù)測試，額定功率為300 及200 kW的加熱裝置的測試數(shù)據(jù)分別如圖7、8 所示。設(shè)備站的流量沒有達到設(shè)備的額定設(shè)計流量，設(shè)備的熱性能是通過工作中的測量數(shù)據(jù)分析的。針對額定功率數(shù)值為300 kW的加熱設(shè)備，根據(jù)連續(xù)5 d運行數(shù)據(jù)的平均值計算，站內(nèi)壓力強度較高的管道內(nèi)的天然氣流量為1.235 6 ×104m3/h，穩(wěn)定的運行電力為120 kW，天然氣的溫度上升為19.25°C。對額定輸出功率為200 kW的加熱設(shè)備持續(xù)4 d運轉(zhuǎn)數(shù)據(jù)的平均值實行計算，流量為1.267 ×104m3/h，穩(wěn)定工作電力功率數(shù)值為90 kW，天然氣溫度上升為13.3°C，熱性能可以滿足需求。根據(jù)第3 方測試，兩個設(shè)備的加熱效率均超過了90%。

3.5 最大水流速度

根據(jù)研究設(shè)定的參數(shù)和實際合并計算的傳熱系數(shù)存在偏差主要是由于設(shè)計和實際工作條件之間的對流傳熱系數(shù)存在一定差別所導(dǎo)致。由式（9）可知，管外部的水流量是以0.6 次冪影響管外部的對流熱傳遞系數(shù)，是影響參數(shù)中的最大值。設(shè)計計算中，管道外部的對流熱傳遞系數(shù)是根據(jù)水槽的保守值發(fā)生的。因此，獲得管道外部的水流量最大效率是最重要的。由于浸沒天然氣加熱設(shè)備構(gòu)造的局限性，現(xiàn)階段所采取的測量手段不能有效地決定熱交換機外水槽的最大流速?？梢允褂霉艿劳獠繉嶋H對流傳熱系數(shù)來計算其他電源啟動系統(tǒng)的外部水槽最大流速，為設(shè)計同一結(jié)構(gòu)水槽的最大流速數(shù)值選取提供借鑒。將不同功率條件下管道外部實際對流傳熱系數(shù)代入式（9）進行計算，可以得到各功率條件下管道外部水浴的最大流速。管道外部水槽功率消耗和最大水浴流速之間的關(guān)系通過數(shù)據(jù)擬合來實現(xiàn)，如圖9 所示。

圖9 管外水浴最大流速與功率消耗的變化

為驗證擬合公式的準確性，使設(shè)備在120 kW 的條件下穩(wěn)定運行從而進行數(shù)據(jù)驗證。當管道內(nèi)部天然氣壓力為3.5 MPa，運行流量為10 318.88 m3/h時，通過計算可以得知管道外部對向方位流體的熱交換系數(shù)數(shù)值為3 811.77 W/（m2·K），水浴最大流速為0.28 m/s，根據(jù)圖9 顯示的擬合公式計算可得管道外部水浴最大流速數(shù)值為0.30 m/s，兩者之間的誤差比例達到了6.67%，在工學(xué)計算領(lǐng)域，這樣的誤差屬于正常范圍數(shù)值之內(nèi)。鑒于此，該擬合計算方法在80 ～200 kW的功率下，可用于計算同一類型的浸沒熱交換機的外部水槽的最大流速，并為后續(xù)浸沒燃燒熱交換機設(shè)計的計算提供借鑒。

4 結(jié) 論

由于水中燃燒熱交換機的設(shè)計存在不確定性因素，本文通過將水中燃燒熱交換機內(nèi)部及外部的對流傳遞系數(shù)運用在200 kW的水中天然氣加熱裝置中進行實驗，對管道內(nèi)外部的雙向流體的熱傳遞系數(shù)分別進行了修正、完善，并對因煙道氣體擾動而導(dǎo)致的管道外部水管的最大流量進行了分析，結(jié)果表明：

（1）利用測量數(shù)據(jù)計算加熱設(shè)備在不同功率下穩(wěn)定工作時的管內(nèi)側(cè)和外側(cè)的實際對流熱傳遞系數(shù)，在不改變其他參數(shù)的情況下，對設(shè)計條件下的管內(nèi)外對流熱傳遞系數(shù)采用數(shù)據(jù)匹配法進行計算，可修正設(shè)計的總體傳熱系數(shù)。

（2）外側(cè)水槽的最大流量和輸出關(guān)系可通過配備測量數(shù)據(jù)得到，通過計算80 ～200 kW 相同類型的浸沒燃燒交換器外側(cè)的水槽最大流量，可為外側(cè)的水槽設(shè)計浸漬燃燒交換器的最大速度能值提供參考。

（3）分析加熱裝置中水浴溫度的變化對熱交換器熱傳遞系數(shù)帶來的影響，比較3 個實際的運行條件發(fā)現(xiàn)，加熱裝置以一定功率運行時實際熱傳遞系數(shù)和水浴溫度沒有顯著關(guān)聯(lián)。