基于浸沒燃燒技術的熱交換器設計及工程案例

王思文

（內蒙古建筑職業技術學院建筑設備與自動化學院，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，其在進入城市煤氣管道網絡前被煤氣壓力調節器控制［1］。調節器的壓力調節效果會同時導致4 ～5 °C的溫度降幅［2］。在國內北方冬季低溫條件下，常會出現溫度下降和低溫度調節器站冷凍塊等問題，其中壓力調節器的凍堵問題最為常見，通常采用的應對技術方式是加熱管道天然氣，并以此來實現將管道天然氣的溫度數值維持在0 °C 數值范圍以上［3］。目前我國的天然氣管加熱技術主要有電磁感應加熱、低溫輻射加熱等［4］。前者熱主要是使用電磁感應技術進行迅速凍解、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，其設備結構并不需要構筑鍋爐室，但由于低溫催化劑加熱板國產化技術的可靠性低，導致運營和維護的費用較高［5］。與其他加熱方法相比［6］，浸沒燃燒技術具有結構簡單、安裝空間小及高熱效率等優點，通常用于我國LNG氣化工程中［7］。有學者將該技術應用在管道線天然氣供暖系統中，并使用完全混合燃燒的方法來進行排放實施，發現其氮氧化物的排出率超低，滿足我國北方地區對氮氧化物類物質的排放要求［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的研究空間仍然很大［9］。對于浸沒燃燒技術來說，燃燒換熱管的熱交換傳遞問題會影響系統的能效，為此，本研究分析了熱傳遞結構的設計和相關計算，并結合分析結果通過數據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化分析，以期為同一類型浸沒形式的熱交換機設計提供重要參考。

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燃燒，生成的高溫煙氣在風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，換熱后的低溫煙氣通過水箱上部的煙囪排出。

圖1 浸沒燃燒換熱器的運行原理

2 浸沒燃燒換熱器結構及設計計算

2.1 內部結構

熱交換系統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，放棄現有的單一管熱交換模式，采用多層S型彎管構造的熱交換方式，在滿足強度和熱負荷條件下，S型彎管的層數實現最大化，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型彎管構造的熱交換器的結構形式如圖2 所示。

圖2 浸沒燃燒換熱器的內部結構

2.2 換熱管束管外傳熱優化的簡化

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

2.3 管內傳熱、管外管束換熱、綜合傳熱

2.3.1 管內傳熱

（1）管內換熱過程?；诩訜嵋后w的性質，管道內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相同的單一階段；另一種則在整個熱交換過程中均會發生相態變化，例如LNG產生的氣化現象，從液體相態轉變為氣體相態。

（2）管內對流換熱計算基本依據。無論管內是否發生相變，單相管的強制對流換熱在計算時采用廣泛應用的迪圖斯-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）管束換熱關聯式的冪函數形式。常見的外掠圓管對流換熱交換機制的相關關系公式如下：

式中：C及n值通過查表獲得；Re為雷諾數；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的修正系數，根據雷諾數數值范圍確定；εz為排數影響的校正系數；Prw為管子壁面溫度下的Pr平均值；Pr為普朗特數。

2.3.3 綜合傳熱

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

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

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

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

2.4 管外管束換熱優化

已確定的導入和導出參數及質量流量將決定管內部的熱傳遞系數。結合式（1）～（3），依據三者之間的關聯性，經過歸納總結后，能夠得到：

式中，θ、n是與設計參數有關的量；u為管道外部的水流速。由上述公式可知，在管內熱傳遞系數h1確定的條件下，熱傳遞系數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，其是間接依靠風機的功率消耗。因此，管道外部的熱電最優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，并且性能優化性與比率數值之間呈現正相關線性關系。

3 具體案例分析

3.1 實例參數

間接型浸沒熱交換器的設計參數數值如下：功率200 kW，管排數10 排，水浴溫度57 ℃，盤管進口溫度42 ℃，盤管出口溫度52 ℃，內徑22.5 mm，外徑26.5 mm，橫向管間距S1＝72 mm，縱向管間距S2＝72 mm，管壁導熱系數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、管結構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）管內對流傳熱系數。管內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，管子的內徑為d＝22.5 mm?？梢愿鶕率接嬎愎茏拥牧髁?/p>

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

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

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

根據浸沒燃燒的特性，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：

較高的雷諾數條件下，即Ref＝2 ×103～2 ×106，相關數據表達式為

經過拓展后相關數據表達式為

3.3 計算與分析

根據實驗方案設定的流速范圍，聯合式（4）～（6）獲得特定格式的函數關系，代入數據整理錄入Excel表?？筛墓潭ㄈ肟诤统隹趨?、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，風機的消耗功率與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所引起的綜合傳熱系數的變化（見圖3）以及管外對流傳熱系數所引起的管長度變化（見圖4）。

圖3 管外對流傳熱系數對綜合傳熱系數的變化

圖4 管長隨管外對流傳熱系數的變化

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

圖5 綜合傳熱系數隨管外水流速的變化

圖6 綜合傳熱系數隨風機功率消耗的變化

在不考慮管道外部熱傳遞系數能實現的范圍的情況下，得出以下結論：

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

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

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

（4）風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）當管外熱傳遞系數為13.471 kW/（m2·K）時，管子的長度不變；但當管外的熱傳遞系數為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，管外的熱傳遞系數實際上可能達到5.8 ～8.0 kW/（m2·K）。規定可執行范圍是管外側傳熱系數范圍，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為7.037 kW/（m2·K），與實際情況一致。在這個時候，管外側的水流量為0. 82m/s，綜合傳熱系數為2.36 W/（m2·K）。

3.4 熱工性能

圖7 額定功率為300 kW加熱裝置的測試數據

圖8 額定功率為200 kW加熱裝置的測試數據

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

3.5 最大水流速度

根據研究設定的參數和實際合并計算的傳熱系數存在偏差主要是由于設計和實際工作條件之間的對流傳熱系數存在一定差別所導致。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，是影響參數中的最大值。設計計算中，管道外部的對流熱傳遞系數是根據水槽的保守值發生的。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備構造的局限性，現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對流傳熱系數來計算其他電源啟動系統的外部水槽最大流速，為設計同一結構水槽的最大流速數值選取提供借鑒。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系通過數據擬合來實現，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，使設備在120 kW 的條件下穩定運行從而進行數據驗證。當管道內部天然氣壓力為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數值為3 811.77 W/（m2·K），水浴最大流速為0.28 m/s，根據圖9 顯示的擬合公式計算可得管道外部水浴最大流速數值為0.30 m/s，兩者之間的誤差比例達到了6.67%，在工學計算領域，這樣的誤差屬于正常范圍數值之內。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，并為后續浸沒燃燒熱交換機設計的計算提供借鑒。

4 結 論

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

（1）利用測量數據計算加熱設備在不同功率下穩定工作時的管內側和外側的實際對流熱傳遞系數，在不改變其他參數的情況下，對設計條件下的管內外對流熱傳遞系數采用數據匹配法進行計算，可修正設計的總體傳熱系數。

（2）外側水槽的最大流量和輸出關系可通過配備測量數據得到，通過計算80 ～200 kW 相同類型的浸沒燃燒交換器外側的水槽最大流量，可為外側的水槽設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帶來的影響，比較3 個實際的運行條件發現，加熱裝置以一定功率運行時實際熱傳遞系數和水浴溫度沒有顯著關聯。