韓昌亮，任婧杰，董文平，張康，畢明樹

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沉浸式汽化器殼程流體傳熱實驗與數(shù)值模擬

韓昌亮，任婧杰，董文平，張康，畢明樹

（大連理工大學化工機械學院，遼寧大連 116024）

沉浸式汽化器廣泛應用于LNG接收站調(diào)峰系統(tǒng)，其中殼程水浴流動傳熱特性是影響汽化器換熱效率的關鍵因素。為此，利用可視化實驗研究與數(shù)值模擬兩種手段研究了初始水位高度、煙氣進氣量和進氣溫度對水浴傳熱系數(shù)的影響規(guī)律。研究結果表明：殼程水浴能夠吸收煙氣攜帶的顯熱和水蒸汽冷凝釋放的潛熱，排煙溫度與水浴平衡溫度基本相當；水浴在大量換熱氣泡誘導作用下，通過圍堰溢流形成的循環(huán)水流能有效沖刷管壁，減薄流動邊界層，起到強化傳熱作用；初始水位高度和進氣量匹配關系影響水浴溢流情況，溢流后水浴傳熱系數(shù)明顯增加；燃料量和空氣量配比情況影響煙氣溫度和水浴湍流動能，水浴湍流動能較小時，即使煙氣進氣溫度增加水浴傳熱系數(shù)反而減小。本研究可以為沉浸式汽化器的設計提供參考。

沉浸式汽化器；殼程；煙氣；水?。粋鳠?；數(shù)值模擬

引 言

隨著世界經(jīng)濟的飛速發(fā)展，傳統(tǒng)能源所引起的環(huán)境污染問題日益嚴重，促使全球能源結構發(fā)生變化。天然氣、煤炭和石油并稱為世界一次能源三大支柱，而天然氣由于具有資源豐富、燃燒效率高和對環(huán)境污染小等特點，被認為是優(yōu)質(zhì)潔凈氣體燃料。為了便于天然氣的存儲和運輸，需要對其進行超低溫冷卻處理。使用時再通過汽化設備對液化天然氣恢復到常溫。目前，LNG接收站汽化設備主要有海水開架式汽化器（ORV）、中間介質(zhì)式汽化器（IFV）和沉浸式汽化器（SCV）[1]。

與其他常用汽化器相比，SCV由于具有占地面積小、啟動速度快和熱效率高達95%等優(yōu)點，被廣泛用于接收站調(diào)峰系統(tǒng)。典型SCV結構包括換熱管束、水箱、燃燒器、煙氣分布器和圍堰等。其工作時，高溫煙氣通過位于水箱底部的氣體分布器以鼓泡形式進入水浴中，為換熱管束內(nèi)高壓低溫LNG汽化提供熱量。燃氣放熱量基本相當于LNG汽化所需熱量，水浴溫度可以保持不變[2-3]。由于煙氣與水浴之間發(fā)生直接接觸式傳熱，煙氣能將幾乎所有顯熱和潛熱傳遞給水浴，因此排煙溫度基本與水浴溫度相當[4]。據(jù)了解，目前國內(nèi)接收站使用的SCV均是從日本和德國進口，我國尚未實現(xiàn)自主生產(chǎn)，該技術主要難點在于殼程煙氣與水浴接觸面以及兩相混合物與管壁接觸面均會發(fā)生傳熱過程，造成水浴內(nèi)部流體動力學行為十分復雜。因此研究殼程水浴流動傳熱特性，對SCV研發(fā)和設計意義重大。

目前，國內(nèi)外關于氣液兩相流橫掠管束流動換熱報道較少。其中，國外方面，Grant等[5]、Pettigrew等[6]和Chan等[7]對空氣和水混合物橫掠不同管束結構時流動形態(tài)進行了實驗研究，分析了操作條件和管束結構對氣液兩相流流型和含氣率影響規(guī)律。Lage等[8-9]通過實驗測量和理論分析相結合方式研究了分布器結構和進氣量對直接接觸式蒸發(fā)器內(nèi)液體溫度、氣泡尺寸分布和含氣率等參數(shù)影響規(guī)律。國內(nèi)方面，陳斌[10]認為氣液兩相流中局部含氣率分布直接影響管束間流場和溫度場分布特性，并使用光纖探針對水平管束間局部含氣率進行了測量。周琳莉[11]和劉彥均[12]對鼓泡蒸發(fā)冷卻過程換熱性能和阻力特性進行了實驗研究，給出了其實驗條件下?lián)Q熱及阻力實驗關聯(lián)式，并對鼓泡換熱過程進行了初步數(shù)值模擬。聶永豐等[13]建立了高溫氣泡在水中上升傳熱傳質(zhì)模型，利用該模型得到了液體平衡溫度隨氣體初始溫度和氣泡內(nèi)初始水蒸氣含量變化規(guī)律。

為了更加深入地了解SCV殼程水浴流動與傳熱特性，首先采用可視化實驗手段對其進行了研究。其次利用VOF多相流模型與組分輸運模型相結合的計算方法，建立了耦合求解煙氣與水浴兩相混合物橫掠管束流動傳熱三維數(shù)值計算模型。運用Fluent14.5對水浴內(nèi)部流體與管束傳熱機理進行了數(shù)值模擬研究，通過加載自定義函數(shù)（UDF），獲得了水浴流場、速度場和溫度場分布規(guī)律，探究了不同操作參數(shù)對水浴傳熱系數(shù)的影響，為SCV國產(chǎn)化設計和工程應用提供理論基礎。

1 SCV殼程流體流動特性實驗

搭建SCV殼程氣液兩相流流動與傳熱特性測試實驗裝置，結構如圖1所示。其中水箱和圍堰前后側開有視窗，利用高速攝像機觀察殼程鼓泡流動狀態(tài)。實驗過程中利用Pt100熱電阻以及K型熱電偶分別對換熱管束壁面溫度（利用反傳熱法對壁溫測量準確性進行了驗證，限于篇幅原因，這里不將其列出）、水浴溫度、管程流體進出口溫度以及殼程煙氣進出口溫度進行測量。同時采用體積膨脹法對水浴內(nèi)含氣率進行測量，得到不同初始水位高度和煙氣進氣量下含氣率參數(shù)變化規(guī)律。表1給出了在燃料量（標準狀態(tài)下）1.26m3·h-1，初始水位高度35 cm工況時，不同煙氣進氣量下?lián)Q熱管壁溫、水浴平衡溫度、水浴傳熱系數(shù)和含氣率測量結果。可以看出在該操作條件下，隨著煙氣進氣量的增加，水浴傳熱系數(shù)呈現(xiàn)先升高后緩慢增加的變化規(guī)律，此拐點所對應的煙氣進氣量即為此工況下最優(yōu)進氣量。經(jīng)計算此時水浴傳熱系數(shù)為5365.26W·m-2·K-1，圍堰內(nèi)含氣率為18.69%。有關實驗臺的詳細介紹見文獻[14]。

表1 鼓泡狀態(tài)下氣液兩相流橫掠管束流動傳熱特性參數(shù)

2 SCV殼程兩相流流動傳熱數(shù)值模型

2.1 物理模型

SCV殼程流體流動換熱是一個經(jīng)燃料燃燒產(chǎn)生的高溫煙氣與水浴直接接觸，氣液兩相混合物再與換熱管束迅速傳熱的過程。為了模擬該過程，將圖1實驗臺中的浸沒燃燒器、燃燒室和鼓風機等部分去掉，僅以SCV殼程主體換熱區(qū)域為研究對象，建立了如圖2所示的三維物理模型。其中包括水箱、氣體分布器、換熱管束和圍堰。由于換熱區(qū)域在幾何結構上具有對稱性，因此取單根分布器對應流體域為計算區(qū)域。模型具體幾何參數(shù)列于表2。

表2 模型幾何參數(shù)

2.2 數(shù)學模型和邊界條件

煙氣和水浴兩相混合物與管束間的傳熱是一個極為復雜的過程。為了對其進行數(shù)值模擬，本文進行了一些合理簡化假設：①煙氣成分按照燃料完全燃燒來考慮；②煙氣混合物的比熱容等物性滿足混合規(guī)則；③忽略煙氣的輻射傳熱和其對氣液界面產(chǎn)生的剪切力；④不考慮圍堰與自由空間以及水箱與外界的熱交換。

考慮到煙氣與水浴的互不相溶特性，本文采用VOF模型[15]和Youngs界面重構技術來解決氣液兩相流體橫掠管束流動傳熱問題。具體控制方程及相關源項如下。

質(zhì)量守恒方程

v=1-(1)

式中，v和φ分別代表氣相的體積分數(shù)和液相的體積分數(shù)；ρ為液相密度；為速度矢量；為氣相向液相的質(zhì)量傳遞源項。

動量守恒方程

式中，為靜壓；為混合相的密度；v為氣相密度；為重力矢量；為應力的張量形式，其由式(6)給出

能量守恒方程

式中，為冷凝系數(shù)。本文取=0.1[16]。

其中焓的表達式為

式中，c分別為氣相和液相的比定壓熱容。

選擇RNG-湍流模型，標準壁面函數(shù)模擬近壁面附近流體流動。其湍流動能和湍流耗散率的輸運方程如式(10)和式(11)所示

式中，G為由平均速度梯度產(chǎn)生的湍流動能；b為由浮力產(chǎn)生的湍流動能；1ε、2ε均為模型常量；Pr和Pr是方程和方程的湍流Prandtl數(shù)；S和S由用戶根據(jù)具體條件定義。

組分輸運模型：由于煙氣屬于多組分混合物，因此利用組分輸運方程來描述這一現(xiàn)象。表達式為

式中，Yi為組分i的質(zhì)量分數(shù)；Si為因相變引起的組分間輸送；Ri為因化學反應引起的組分生成量。

分布器小孔入口為速度入口邊界條件，給定煙氣噴射速度和煙氣溫度；殼程頂部出口為壓力出口邊界條件；中心面采用對稱邊界條件；換熱管壁面（從下到上）為不同恒定溫度邊界條件；圍堰和水箱各面采用不可滲透、無滑移絕熱邊界條件。

本文所涉及的殼程水浴傳熱系數(shù)計算公式如下

式中，代表換熱管壁面熱通量；b為水浴平均溫度；w為換熱管壁平均溫度。

2.3 網(wǎng)格劃分及數(shù)值方法

采用軟件Gambit對上述物理模型進行網(wǎng)格劃分，采用分塊劃分，結構化網(wǎng)格和非結構化網(wǎng)格相結合的方式進行網(wǎng)格生成，最后利用自適應技術對網(wǎng)格進行迭代細化。具體劃分情況如圖3所示。計算過程中建立了8套網(wǎng)格系統(tǒng)進行了網(wǎng)格無關性考察。當初始水位高度為35 cm，煙氣進氣量（標準狀態(tài)）為45m3·h-1時，得到水浴傳熱系數(shù)和含氣率隨網(wǎng)格數(shù)的變化規(guī)律如圖4所示，可以看出，使用最后3組網(wǎng)格計算結果相差在5%之內(nèi)，綜合計算精度和計算成本來說，最終確定網(wǎng)格總數(shù)目為70萬個。其中最小網(wǎng)格尺寸為2 mm。

數(shù)值計算借助商業(yè)計算流體力學軟件Fluent14.5，采用UDF函數(shù)對煙氣中水蒸氣冷凝過程進行模擬。利用有限體積法對上述控制方程進行非穩(wěn)態(tài)求解，時間步長選取為10?5s。壓力-速度耦合采用PISO算法對流場進行迭代求解，面值插值方法采用中央差分格式進行處理，擴散項中變量梯度采用Least Squares Cell-Based梯度插值方法計算，時間離散格式采用全隱式格式，壓力插值方法采用Body-Force-Weighted進行計算，兩相流體界面追蹤采用Geo-Reconstruct方法。氣水之間表面張力采用連續(xù)表面力模型。壓力松弛因子為0.7，動量方程松弛因子為0.3，其余采用默認。能量方程收斂殘差為10?6，其余變量收斂殘差為10?4。當水浴溫度及煙氣出口混合氣體各組分濃度基本保持不變時，近似認為工況收斂。

2.4 模型驗證

為了驗證數(shù)值模型的可靠性，將數(shù)值計算結果與表1中的實驗測試結果進行了對比。結果如圖5所示。可以看出，采用上述模型計算所得的水浴傳熱系數(shù)和含氣率變化趨勢與實驗測試值（具體計算方法見文獻[14]）基本一致。由于數(shù)值模擬中進行了適當?shù)幕?，使得?shù)值計算與實驗結果存在一定的偏差，但是偏差總體小于10%。說明該數(shù)值模型還是能較好地反映實際物理過程，可以進一步開展SCV殼程流體流動和傳熱分析。

3 結果與討論

3.1 殼程流場、速度場和溫度場分析

以初始水位高度35 cm，煙氣進氣量（標準狀態(tài)下）45m3·h-1工況為例，圖6顯示了SCV殼程流場對比結果。可以看出高溫煙氣從分布器小孔鼓入水浴中（其中紅色代表氣體，藍色代表水浴，白色代表管束），以鼓泡形式與水浴發(fā)生直接接觸式傳熱，形成了氣液兩相流橫掠管束流動傳熱狀態(tài)。由于氣液兩相間接觸面積較大，因此煙氣能最大限度地與水浴進行傳熱。同時管束間流道的減小會使得局部流體湍流程度增大，有利于減薄流動邊界層。氣泡向上的流動帶動了初始時靜止的水浴流動，煙氣熱量能不斷地通過水浴傳遞給換熱管束。水浴在大量氣泡的誘導作用下，逐漸上升溢流出圍堰最終又回到圍堰中，形成了如圖7所示的循環(huán)水流動效果。不斷流動著的氣液兩相混合物一直在高速地沖刷換熱管束，良好的水浴流動狀態(tài)強化了殼程流體對流傳熱。

圖8顯示了SCV殼程流體域速度場云圖，可以看出由于水浴的阻力作用，煙氣與水浴接觸時速度有所降低。在換熱管束區(qū)域，流體速度波動范圍較大，出現(xiàn)流體繞流管束現(xiàn)象，使得熱邊界層變薄，有利于加強傳熱。在管束以上區(qū)域流體速度有所增大，這是由于氣泡在氣-水自由界面處會發(fā)生破裂，氣體快速從水浴中脫離，因此該區(qū)域混合物速度相對于其他區(qū)域要大一些。

圖9顯示了SCV殼程流體域溫度場云圖，當煙氣與水浴接觸時溫度迅速降低。在水浴內(nèi)部，只有第1排管束附近氣液兩相混合物溫度較高，因為該區(qū)域最靠近高溫氣體分布器，同時水蒸氣冷凝下來的熱量主要集中在該區(qū)域。而整個管束區(qū)域內(nèi)氣液兩相混合物溫度較為恒定[17]，這是因為當流體流過錯排換熱管束時，上升中的大氣泡會被換熱管束破碎成小氣泡，小氣泡又會在管束間區(qū)域合并成大氣泡，因此會形成氣泡破裂與合并交替出現(xiàn)的情況，導致水浴內(nèi)局部含氣率和水浴溫度分布較為均勻。同時在管束區(qū)域未見明顯的傳熱“死區(qū)”，說明水浴能夠?qū)煔獾娘@熱和水蒸氣冷凝釋放的潛熱傳遞給換熱管束，滿足傳熱需求。

3.2 煙氣進氣量和初始水位高度對傳熱的影響

煙氣進氣量和初始水位匹配情況關系到水浴內(nèi)含氣率大小以及水浴流動狀態(tài)。模擬結果如圖10所示，當初始水位高度較低時，上部換熱管束并未接觸到水浴，導致水浴傳熱系數(shù)較小。隨著進氣量的增大，氣泡對管壁附近水層的擾動作用增強，強化了管壁附近局部流體傳熱。當換熱管束完全包裹在氣液兩相混合物中后（即水浴溢流），在一定進氣量范圍內(nèi)，殼程傳熱系數(shù)并未隨著進氣量增加而發(fā)生變化。這是因為煙氣攜帶的熱量基本恒定，而由于氣液直接接觸時流體間傳熱系數(shù)很高[18]，水浴能夠吸收絕大部分煙氣熱量，即使水浴中含氣率增大，水浴溫度場并未發(fā)生改變。繼續(xù)增大煙氣量時水浴中的不凝性氣體增多，水浴液膜與換熱管外壁接觸面積減小，由于氣體與管壁之間的傳熱能力要遠小于液體與管壁之間的傳熱能力，冷凝放熱效果減弱，最終導致水浴傳熱性能下降。經(jīng)計算，此時水浴內(nèi)部臨界含氣率為55%左右。

圖11給出了在初始水位35 cm時水浴對流傳熱系數(shù)隨煙氣量的變化?？梢钥闯?，只有進氣量大于45 m3·h-1時水浴才會產(chǎn)生溢流，溢流后水浴傳熱系數(shù)要明顯高于溢流前。是因為溢流不僅可以有效減弱水浴返混現(xiàn)象，而且由場協(xié)同原理[19]可知，溢流后水浴軸向速度場和溫度場的夾角變小，場協(xié)同性更好，因此水浴傳熱性能更優(yōu)。

3.3 燃料量與空氣量配比對傳熱的影響

燃料量與助燃空氣量配比情況關系到煙氣進口溫度和水浴湍流動能情況。模擬結果如圖12所示，可以看出，煙氣出口溫度和水浴溫度均隨著進氣溫度的升高而升高，但是數(shù)值變化不大，說明水浴系統(tǒng)可以使得SCV在變工況條件下保持相對穩(wěn)定的工作狀態(tài)。水浴溫度和煙氣出口溫度的溫差隨著進氣溫度升高而單調(diào)增大，原因是在一定的燃料量下，煙氣溫度越高即助燃空氣量越小，導致水浴中的含氣率減小。同時水浴湍流動能的降低也阻礙了氣泡破碎和其在水浴中的分散，從而煙氣提供的能量不能充分地被水浴及換熱管束吸收，水浴傳熱性能反而下降，如圖13所示。這一變化趨勢與文獻[20]中所得的結論基本相符。

3.4 模擬結果與已有關聯(lián)式對比

Zukauskas實驗關聯(lián)式[21]在預測流體橫掠錯排管束流動與換熱特性時有著廣泛應用。圖14比較了數(shù)值模擬結果與關聯(lián)式計算Nusselt數(shù)[22]的結果?？梢钥闯?，Zukauskas關聯(lián)式均過低估算了各個工況下水浴Nu。主要因為SCV殼程換熱過程屬于氣液兩相流橫掠管束對流換熱，且水位高度和含氣率對水浴傳熱具有一定影響。在設計計算時使用該關聯(lián)式的結果會過于保守，而數(shù)值模擬結果與實驗結果更接近，可用于SCV殼程參數(shù)的設計和優(yōu)化。

4 結 論

通過建立耦合求解煙氣與水浴兩相混合物橫掠管束流動傳熱過程的數(shù)值計算模型，對SCV殼程流體流動及傳熱性能進行了數(shù)值模擬研究，并通過實驗值驗證了模型的準確性。主要得到以下結論。

（1）由于沉浸式汽化器殼程結構特點，水浴會在噴射煙氣作用下通過圍堰溢流形成循環(huán)水流動效果。同時，煙氣中水蒸氣冷凝釋放的潛熱有助于加強水浴傳熱，水浴傳熱系數(shù)可以達到4000～6500 W·m-2·K-1。

（2）煙氣進氣量和初始水位高度之間存在最佳匹配關系，使得SCV殼程傳熱效果較好。溢流后水浴傳熱系數(shù)明顯大于溢流前。溢流后，在一定進氣量范圍內(nèi)，水浴傳熱性能不隨進氣量增大而改變，當含氣率達到55%時水浴傳熱出現(xiàn)惡化。

（3）燃料量一定的情況下，空氣量的改變不僅影響煙氣進口溫度，同時也會影響水浴的湍流動能。實際SCV殼程操作中，不能單純地為提高煙氣溫度而降低空氣量，應綜合考慮殼程水浴的流動換熱特征，選擇合適的助燃空氣量。

（4）SCV殼程水浴Nu隨著煙氣噴射Re增大呈上升趨勢。Zukauskas經(jīng)驗關聯(lián)式過低估算了水浴Nu，與其相比，數(shù)值模擬計算更貼近實驗結果，可用于優(yōu)化SCV殼程結構參數(shù)與操作參數(shù)。

符 號 說 明

h——初始水位高度，cm K——傳熱系數(shù)，W·m?2·K?1 k——湍流動能，m2·s?2 Nu——Nusselt數(shù) q——壁面熱通量，kW·m?2 Re——Reynolds數(shù) T——溫度，K V——煙氣量，m3·h?1 εg——含氣率 下角標 b——水浴 fg——煙氣 in——進口 out——出口 s——殼程 w——外壁面

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Experimental study and numerical simulation on shell side fluid heat transfer in submerged combustion vaporizer

HAN Changliang, REN Jingjie, DONG Wenping, ZHANG Kang, BI Mingshu

(School of Chemical Machinery, Dalian University of Technology, Dalian 116024, Liaoning, China)

Submerged combustion vaporizer (SCV) is frequently applied for peaking systems of LNG receiving terminals, which both liquid flow and heat transfer characteristics of water bath on shell side of a vaporizer are key factors to determine whether the SCV could achieve high heat transfer efficiency. Influences of initial water level, volumetric flow rate and inlet temperature of flue gas on heat transfer coefficient of the water bath were investigated by visualization experiments and numerical simulation. The water bath absorbed sensible heat of the flue gas and latent heat of the steam condensation so that the temperature of outlet flue gas almost equaled to the equilibrium temperature of the water bath. Under the inductive impact of a great deal of heat transfer-generated bubbles, cycling water flows, which were formed by weir overflow in the water bath, could effectively collide tubular wall, decrease thickness of boundary layer and enhance heat transfer. The initial water level in combination with volumetric flow rate of flue gas largely affected overflow in water bath so the water bath heat transfer coefficient increased dramatically upon the occurrence of overflow. The ratio of fuel and air flow rates mainly affected inlet temperature of flue gas and the turbulent kinetic energy of water bath. In the case of smaller turbulent kinetic energy, the water bath heat transfer coefficient deceased although the inlet temperature of flue gas increased. This study can provide some scientific guidance to the design of SCV.

submerged combustion vaporizer; shell side; flue gas; water bath; heat transfer; numerical simulation

2016-03-28.

Prof. BI Mingshu, bimsh@dlut.edu.cn

10.11949/j.issn.0438-1157.20160350

TE 088

A

0438—1157（2016）10—4095—09

中央高?；究蒲袠I(yè)務費專項資金資助項目（DUT16QY29）。

2016-03-28收到初稿，2016-07-06收到修改稿。

聯(lián)系人：畢明樹。第一作者：韓昌亮（1987—），男，博士研究生。

supported by the Fundamental Research Funds for the Central Universities (DUT16QY29).