基于联合仿真的板翅式换热器换热特性模拟

2020-07-01曹学文李钰璇

中国石油大学学报（自然科学版） 2020年3期

曹学文, 石倩, 边江, 郭丹, 李钰璇

(中国石油大学(华东)储运与建筑工程学院,山东青岛 266580)

液体天然气(LNG)作为液态天然气,可将天然气体积缩小约620倍,极大地提高了天然气的运输性和储藏性。在天然气液化工厂中,制冷工段是整个流程的核心工段,也是能量消耗最集中的地方[1-3]。处于制冷工段的预冷换热器和主低温换热器(MCHE)是整个LNG液化工厂最主要的换热设备,它的技术进步将会对提高整个LNG液化工厂的效率、降低生产成本具有重要意义[4-5]。板翅式换热器是天然气液化领域中的重要换热设备,流量分配不均而导致换热效率降低是实际运行中普遍存在的现象,因此如何改善换热器内部的流量分配特性,进而提高整体换热性能的研究,一直为国内外研究热点。Fleming[6]首次建立了流量分配不均数学模型,并结合ε-NTU方法建立流量分配不均与换热器效能关系的基础理论经典模型。Chiou[7]把FLEMING模型的一维流量分配不均模型延伸到二维流量分配不均模型,同时采用连续转置技术和数值计算方法把研究对象从一侧流体分布不均扩展到两侧流体分布不均。Ranganayakulu等[8]采用有限元法研究流量分布、温度分布和一维轴向导热对效能的影响。Rao等[9]在研究换热器芯体内通道间流量分配不均对换热器效能影响中发现局部表面传热系数因流量分布不均匀而变化,进而降低整个换热性能。由于换热器结构的复杂性,以往在数值模拟研究中多是对换热器的局部结构——入口封头进行研究,无法得到板翅式换热器整体结构内的流场与流量分配特性。为了减小在数值模拟中所受限制,笔者采用自动联合仿真方法对板翅式换热器整体结构进行流动传热研究。

1 联合仿真模型

1.1 板翅式换热器物理模型

板翅式换热器主要结构包括入口管、封头、平直翅片、导流片等。由于板翅式换热器结构的复杂性,以往在FLUENT数值模拟中对换热器做了大量简化,简化模型仅包括入口管和入口封头,且板翅式换热器内的网格划分皆采用非结构网格,使计算时间冗长。

本文中所研究的板翅式换热器物理模型几何尺寸依据空分系统中3 200 Nm3·h-1的主换热器尺寸。真实板翅式换热器单元体尺寸为1 000 mm×1 250 mm×5 800 mm,入口管内径为200 mm,瓜皮式封头结构半径为150 mm。为了后续模型验证工作,依据几何相似和动力相似得到的试件模型尺寸为本文研究尺寸[10]。通过简化导流片机构得到板翅式换热器物理模型,如图1所示。简化后的板翅式换热器外形尺寸为200 mm×250 mm×1 100 mm,入口管内径40 mm,瓜皮式封头结构半径为30 mm。该模型是针对于单股流体建立的,即模型包括单股流体依次经历的入口管、入口封头、芯体内通道、出口封头和出口管5部分,其中芯体内共14层通道,每层包括30个小通道。由于导流片独立存在于每层通道内,不会影响各层通道内的流量分配,因此简化模型中仅省去了导流片结构。

图1 物理模型示意图Fig.1 Schematic diagram of original plate fin heat exchanger

1.2 联合仿真方法

板翅式换热器的流动传热研究方法有3类:试验研究、数值计算和理论研究。其中试验研究可以对板翅式换热器进行整体研究,但由于测量困难,无法实现相变传热的相关研究;数值计算集中于对入口局部进行研究,由于网格划分和计算机计算能力限制,研究中无法对含有小通道的换热芯体进行计算;理论计算则是在假定入口流量分配下对换热芯体的流动传热进行计算。综上所述,每种研究方法都有其局限性,无法在考虑流动传热耦合的情况下,对板翅式换热器进行整体结构研究。

借助自动仿真软件ISIGHT,将用于入口部分研究的FLUENT数值计算和MATLAB芯体部分研究的理论计算结合起来,完成数值计算和理论计算之间的数据传递和自动迭代,形成新的联合仿真计算方法,使之同时具有换热器结构整体性研究、温度压力耦合计算和相变计算多种特点。

ISIGHT软件具有开放的集成接口,可集成组件的领域包括结构、材料、控制动力学、几何网格、电子半导体、流体动力学等,主要集成FLUENT和ISIGHT。联合仿真的具体研究方法是依据Mohammad[11]的研究思想将板翅式换热器分解为两部分进行计算:封头(入口封头和出口封头)内的三维流动和平直翅片间小通道内的一维流动。其中封头内的三维流动在FLUENT数值模型中计算,平直翅片间小通道内的一维稳态流动传热计算在MATLAB有限元计算模型中完成。

联合仿真时,将MATLAB计算的420个小通道压降值设为RADIATOR产生的压降值,并根据MATLAB计算的流体出口参数,如温度、密度和黏度,通过journal文件改变FLUENT模型在出口封头和出口管计算域内的材料物性,完成对整个换热器内的连续求解。

1.3 数学模型

FLUENT模型研究只进行流场计算,不计算温度场。由于流体自入口管进入换热器后,流道的当量直径多次发生变化,流动状态为湍流,所以将计算域内的流动性质定为三维稳态常物性不可压缩湍流流动。

使用FLUENT软件求解计算域内流场的N-S方程,其中包括的连续方程和动量方程[12]为

(1)

(2)

为了使包含附加应力的N-S方程组封闭,选择在板翅式换热器封头数值模拟时广泛使用的k-ε两方程模型。该湍流模型引入新的物理量耗散率ε,用于封闭N-S方程组的k方程和ε方程[13]分别为

(3)

(4)

式中,k为紊动能,J;ε为紊动耗散率;Gk为紊动能产生项,J;σ为紊流普朗特数,σk=1.0,σε=1.3;μ为气体动力黏度,Pa·s;C1ε、C2ε和Cμ为ε方程常数,C1ε=1.44,C2ε=1.92,Cμ=0.09。

在对于整个流场进行数值求解时,采用有限容积法离散控制方程组,使用压力基进行耦合求解,选择SIMPLEC算法对流相使用二阶迎风格式。将天然气简化为由甲烷(体积分数占80%)和乙烷(体积分数占20%)组成的两组分混合物。天然气的入口工况根据现场运行数据而定[14],天然气入口压力为5 MPa,入口温度为23 ℃,每个小通道内的质量流量为0.000 28 kg/s。FLUENT计算中所用的天然气物性按照入口条件在REFPROP中计算得到,密度为43.1 kg/m3,动力黏度为1.274×10-5N·s/m2。

1.4 网格划分及边界条件

为了节约计算内存和缩短用时,对计算域进行结构化网格划分。入口管与入口封头部分为直径不等的圆柱相贯,采用自上而下的分块方法进行Oblock划分。芯体处14层通道的block采用自下而上的方法生成。在每层通道中忽略翅片的厚度,通过创建wall,将每层通道划分为30个小通道。最终建立的板翅式换热器网格划分情况如图2所示。

图2 网格划分示意图Fig.2 Mesh diagram of plate fin heat exchanger

入口条件设置为velocity inlet边界,出口条件设置为outflow边界,壁面设置为无速度滑移。各监控参数的收敛残差均设为10-5。在网格无关性检验时采用的网格数分别为34×104、63×104、109×104和232×104。模拟工质选择空气,入口速度为2.0 m/s,计算得到的入口流速和出口流速随网格数的变化如表1所示。可以认为网格数超过109×104时,计算结果受网格数影响很小。

表1 网格数量对流速影响

2 板翅式换热器天然气侧换热特性

2.1 模型验证

试验中板翅式换热器入口管内径为40 mm,入口封头内径和长度分别为60和250 mm,热侧翅片高度、厚度、间距分别为6.5、0.3、2 mm,冷侧翅片高度、厚度、间距分别为9.5、0.3、2 mm,芯体长度为1 160 mm。所选试验介质均为空气,工况一[15]只有流动没有换热,热侧入口雷诺数为1 000;工况二[10]流动与传热同时进行,热侧和冷侧入口雷诺数分别为800和600,入口温度分别为64.8和25 ℃。

由于板翅式换热器内含成千上万的小通道,无法逐一测量,因此试验中采用分区测量的方法。即将板翅式换热器流动出口通路截面划分为30个小区,然后将每个小区作为一个通道进行测量,得到截面三维流量分布。图3为两种工况下的模拟结果与文献中试验结果对比。从图3中可以看出,工况一的流速最大偏差为0.16 m/s,平均偏差百分比小于5%;工况二的冷侧流体出口温度最大偏差为1.7 ℃,平均偏差百分比小于3%。两种工况下的模拟值与试验值表现出一致的变化规律,说明建立的联合仿真模型和计算方法具有较高的准确度。

2.2 天然气侧整体出口温度分布

主要对原始板翅式换热器中的天然气侧进行分析,天然气在入口速度为6m/s条件下的流量与出口温度分布如图4所示。由图4可以看出,天然气侧的质量流量分布与温度分布大致呈相同的变化规律,即高流量通道的出口温度高,而低流量通道的出口温度低,分布具有不均匀性。该工况下,天然气侧正对入口管的小通道质量流量最高为0.001 kg/s,对应的出口温度最大值约为11.3 ℃。在偏离入口管的小通道中,质量流量逐渐降低,在冷侧具有相同流量的情况下,其出口温度也逐渐降低。当天然气侧质量流量低于7.67×10-4kg/s时,冷热侧出现温度交叉,即天然气侧温度与制冷剂侧温度相同。

同样采用数理统计学中的标准方差理论评估各模型的出口温度分布均匀性,量纲为1的温度分布不均匀度ST的计算公式为

(5)

由式(5)可以得出,在天然气侧420个小通道内平均质量流量为0.000 77 kg/s,最大和最小质量流量比为1.48,质量流量不均匀度为0.15时,天然气侧的平均温度为6.24 ℃,出口温度差为5.68 ℃,因此板翅式换热器内由于流量分配不均而引起的出口温度分布不均更为严重。

2.3 不同流量下天然气侧物性变化规律

图5为不同质量流量下天然气侧物性与流动传热参数变化,4个参数的变化规律如下所示。

(1)密度。不同质量流量下天然气侧的密度在流动方向上因逐渐被冷却而逐渐升高,且质量流量较大的密度因温度变化缓慢而变化较小,3个质量流量下的天然气密度从40 kg/m3分别升高至44.5、44.3和43.6 kg/m3。

(2)动力黏度。动力黏度的变化规律与密度沿流动方向的变化趋势及规律相反,沿流动方向逐渐降低,且小流量通道内下降速率较大,气动力黏度从2.943×10-7m2/s分别降低至2.53×10-7、2.55×10-7和2.59×10-7m2/s。

(3)表面传热系数。天然气侧表面传热系数主要受质量流量影响,而受温度、压力工况的影响较小,因此不同质量流量下的表面传热系数相差较大,而各自在流动方向上基本不发生较大改变。由于天然气侧传热为对流传热,大质量流量小通道具有较大的表面传热系数,3个质量流量下的天然气侧表面传热系数约为167.7、214.9和328.5 W/(m2·K)。

(4)压降。天然气侧小通道内的局部压降因受温度的变化而沿流动方向逐渐降低。低质量流量下每个计算小单元的压降从入口处的0.78Pa降低至出口处的0.72 Pa,中质量流量下每个计算小单元的压降从1.25 Pa降低至1.13 Pa,大质量流量下每个计算小单元的压降从2.68 Pa降低至2.45 Pa。

图5 不同质量流量下天然气侧物性与流动传热参数变化Fig.5 Properties and flow heat transfer parameters in natural gas side under different mass flow

天然气侧在不发生相变时,因温度压力变化会使密度升高约10%,动力黏度降低13%;因流量变化会使表面传热系数增加约1.9倍,计算微元压降增加约3.5倍。因此忽略这些物性的变化将影响板翅式换热器内的传热压降计算,而联合仿真计算方法可以准确地考虑温度压力之间的耦合关系以及流量对物性参数的影响,大大地提高了计算的准确性。

2.4 流量分配对天然气侧小通道换热特性影响

在天然气侧高流量区,出口温度较高,不能得到有效地预冷;而在天然气侧低流量区则出现温度交叉,出现温度交叉的部位冷热流体间温差为0,因无传热动力而无法进行传热,使板翅式换热器内一部分传热面积无法得到充分利用[16]。为了进一步揭示天然气侧流量分配不均对换热性能的影响规律,以单个小通道为研究对象进行分析。

为了分析流量分配不均对换热性能的影响,天然气侧入口温度设置为24 ℃,所选的3个流量分别大于、等于和小于平均流量,为0.000 68、0.000 79和0.000 98 kg/s。

图6为不同质量流量下天然气侧温度和换热量变化。由图6可以看出,天然气侧的质量流量越低,具有越小的热容量,使其温度得到快速冷却。3种流量的换热规律如下。