季鵬 李玉星 朱建魯 王武昌

(中國石油大學(華東)儲運與建筑工程學院 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(華東)儲運與建筑工程學院 青島 266580)

天然氣液化工藝中繞管式換熱器的殼側(cè)熱力計算是當前亟待解決的問題之一，針對低溫工況下殼側(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確計算傳熱系數(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，結(jié)合繞管式換熱器殼側(cè)低溫實驗數(shù)據(jù)，篩選出了適用于天然氣液化預冷段的殼側(cè)傳熱模型，并進行了優(yōu)化。結(jié)果表明:對于天然氣液化預冷段的殼側(cè)傳熱系數(shù)計算，Abadzic傳熱模型計算精度最高、偏差范圍最小、適用性最佳；Abadzic傳熱模型粘度修正后計算精度提高約50%，天然氣液化預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的首選主低溫換熱器，據(jù)統(tǒng)計90%的基本負荷型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換熱器[1－3]。作為天然氣液化流程中的主要設(shè)備，主低溫換熱器的投資占總投資的20%～30%[4]，與此同時，主低溫換熱器的性能直接影響著其它主要設(shè)備的規(guī)模和設(shè)計選型，包括壓縮機以及動力設(shè)備。LNG繞管式換熱器準確的熱力計算對于減少設(shè)備投資、降低運營成本、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)大量的理論和實驗研究已較為成熟[5]，繞管式換熱器的殼側(cè)結(jié)構(gòu)復雜，增加了傳熱模型研究的難度。國外學者針對殼側(cè)傳熱進行了研究，1969年Messa JC等[6]研究了兩個不同結(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]首次進行了天然氣液化預冷溫度下的低溫實驗，研究了繞管式換熱器殼側(cè)傳熱，給出了適用于氮氣、甲烷、乙烷和甲烷/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]通過三個不同結(jié)構(gòu)繞管式換熱器的熱水/冷水換熱實驗，提出了一種適用于不同結(jié)構(gòu)的殼側(cè)單相傳熱計算模型，并指出以水力直徑代替纏繞管路外徑進行計算能夠提高精度。通過實驗獲得半經(jīng)驗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)用前需仔細甄別半經(jīng)驗公式的計算精度和適用范圍。

針對天然氣液化工藝預冷段的低溫工況，進行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)驗公式的優(yōu)點和不足，結(jié)合繞管式換熱器殼側(cè)低溫實驗數(shù)據(jù)，優(yōu)選出適用于天然氣液化預冷段的殼側(cè)傳熱模型，并進一步優(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)配有管板的預制軸心、纏繞管路和預制殼體組成，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)件確保機械強度[1]。目前采用繞管式換熱器作為主低溫換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入管程，低溫混合冷劑由換熱器頂端進入殼程，二者逆流換熱以增強換熱效果；繞管式換熱器從頂端到底端依次為過冷段、深冷段、預冷段，混合冷劑溫度逐漸升高，氣相分數(shù)逐漸增大，預冷段基本為氣相，準確的殼側(cè)單相傳熱模型對于繞管式換熱器的設(shè)計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算時，混合冷劑的流量以及進出口溫度作為技術(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)計法，分別計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)。

熱負荷方程:

采用對數(shù)平均溫差法(LMTD)進行LNG繞管式換熱器的熱力計算[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:

在流體機械、傳熱傳質(zhì)的理論計算中普遍采用水力直徑，繞管式換熱器的殼側(cè)結(jié)構(gòu)復雜，采用纏繞管路外徑計算努賽爾數(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算殼側(cè)傳熱系數(shù)[9]，殼側(cè)水力直徑計算方法如下[10]。

公開報道中的繞管式換熱器殼側(cè)單相傳熱計算的半經(jīng)驗公式共有五組，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)低溫傳熱實驗研究

作為液化流程的核心設(shè)備，主低溫換熱器實現(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換熱器的首選。挪威科技大學(NTNU)和挪威工業(yè)科學研究院(SINTEF)于挪威特隆赫姆搭建了兩個不同結(jié)構(gòu)的繞管式換熱器實驗裝置進行低溫實驗[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，通過實驗研究比選并優(yōu)化了計算模型。以氮氣、甲烷、乙烷、甲烷/乙烷作為換熱介質(zhì)，測得雷諾數(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，實驗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驗數(shù)據(jù)對現(xiàn)有的殼側(cè)單相傳熱模型進行計算優(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驗共測得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)量流量實驗范圍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/乙烷的摩爾分數(shù)配比為45 mol%/55 mol%，實驗工況下的混合冷劑物性參數(shù)通過 P-R方程計算得到，密度18.74～18.87 kg/m3，動力粘度9.45×10－6～9.48× 10－6Pa·s，導熱系數(shù)0.0396W/(m·K)。

2·2 殼側(cè)單相傳熱模型的比選

采用低溫實驗數(shù)據(jù)中的雷諾數(shù)和普朗特數(shù)分別通過Eqs.1～Eqs.5計算努賽爾數(shù)，根據(jù)努賽爾數(shù)計算出殼側(cè)傳熱系數(shù)，與實驗測量值進行對比，比選出計算精度高、適用性強的殼側(cè)單相傳熱模型。

從圖2(a)可知:Eqs.3的計算精度最高，殼側(cè)傳熱系數(shù)的計算偏差約為0%～－10%；Eqs.4的計算精度次之，計算偏差在－10%～－30%之間；Eqs.5的計算偏差最大，不適用于殼側(cè)低溫傳熱計算；Eqs.1 和Eqs.2的計算精度均低于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算偏差的變化情況，Eqs.3的計算偏差波動最小，說明Eqs.3適用于不同雷諾數(shù)工況的傳熱計算；Eqs.4和Eqs.5的偏差波動范圍約為 ±25%；Eqs.1和Eqs.2適用的雷諾數(shù)范圍小，僅適用于5組實驗數(shù)據(jù)，二者的偏差波動范圍相當。

由圖3可知:Eqs.3、Eqs.4、Eqs.5的傳熱系數(shù)計算偏差波動范圍分別為－5.48%～－13.63%、－12.26%～－33.71%、－198.93%～－176.92%，根據(jù)雷諾數(shù)區(qū)間分段計算的Eqs.3偏差波動最小，說明在不同低溫工況下Eqs.3的計算精度保持穩(wěn)定。鑒于Eqs.3的計算精度最高、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)傳熱計算。

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

圖2 傳熱系數(shù)測量值和計算值對比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，使用對數(shù)平均溫差法進行物性參數(shù)的計算會降低傳熱系數(shù)的計算精度，Srbislav B G等[9]提出通過粘度修正的方法提高傳熱系數(shù)的計算精度。對Abadzic傳熱模型進行粘度修正，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，計算繁雜，故在工程計算中，常按下列數(shù)值進行估算[11]。

殼側(cè)流體被加熱時:

殼側(cè)流體被冷卻時:

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模型計算偏差對比如圖4所示。

圖4 優(yōu)化后傳熱系數(shù)結(jié)果對比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)計算偏差波動范圍是－0.75%～－9%，Abadzic傳熱模型的計算偏差波動范圍是－5.48%～－13.63%，說明進行粘度修正顯著提高了Abadzic傳熱模型的計算精度，殼側(cè)低溫傳熱計算中應(yīng)進行粘度修正。

通過甲烷/乙烷混合冷劑低溫實驗數(shù)據(jù)計算優(yōu)選出了計算精度高、適用性好的Abadzic傳熱模型，并驗證了粘度修正對計算精度的顯著提高，然而工程實際中混合冷劑包含丙烷等較重的輕組分以及少量氮氣；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際混合冷劑的傳熱計算，但是計算的精度和穩(wěn)定性需進一步驗證，應(yīng)盡快進行實際組分混合冷劑的低溫殼側(cè)換熱實驗。

3 結(jié)論

本文針對天然氣液化工藝預冷段的低溫工況，進行了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)驗公式的優(yōu)點和不足，結(jié)合繞管式換熱器低溫換熱實驗數(shù)據(jù)，優(yōu)選出適用于天然氣液化預冷段的殼側(cè)傳熱模型，并提出改進措施。得到以下結(jié)論:

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

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

符號說明

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——殼側(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——殼側(cè)體積，m3

Ss——殼側(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.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

簡介

季鵬，男，在讀研究生，中國石油大學(華東)儲運與建筑工程學院，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“大型油氣田及煤層氣開發(fā)”項目(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