結垢對管殼式換熱器流動換熱影響研究

吳國忠，林 林，楊顯志，齊晗兵，李 棟

（1. 東北石油大學 土木建筑工程學院，黑龍江 大慶 163318； 2. 遼河油田公司鉆采工藝研究院，遼寧 盤錦 124000）

結垢對管殼式換熱器流動換熱影響研究

吳國忠1，林 林1，楊顯志2，齊晗兵1，李 棟1

（1. 東北石油大學 土木建筑工程學院，黑龍江 大慶 163318； 2. 遼河油田公司鉆采工藝研究院，遼寧 盤錦 124000）

針對管殼式換熱器結垢中涉及到的傳熱問題，建立了管殼式換熱器三維的簡化數理模型，采用有限體積法結合壁面函數法對管殼式換熱器內流動傳熱過程進行數值模擬。研究結果表明，污垢量對管殼式換熱器內流動傳熱過程影響較大，結垢量增加，結垢側進出口壓降增加，換熱性能降低。

管殼式換熱器；結垢；流動傳熱；數值模擬

換熱器是油田化工和其他許多工業部門廣泛應用的一種通用工藝設備，其中管殼式換熱器在石油化工行業中應用尤為廣泛。大慶油田擁有大量的管殼式換熱器，其性能直接影響原油的處理過程和油田節能減排的落實程度，而隨著原油含水率增加，換熱器結垢率明顯增高，易造成其壁面的結垢甚至堵塞，并且由于污垢會對換熱器材料腐蝕，容易導致壁面穿孔造成物料泄漏和損失，甚至產生爆炸隱患。為消除換熱器結垢和泄漏造成的損失，油田管理部門每年都對換熱器進行清洗、堵漏作業，但目前尚無有效手段快速地評價換熱器的結垢和泄漏情況，導致需要針對每一臺換熱器進行處理，造成管理成本的增加。而管殼式換熱器的流動傳熱特性是評價其結垢、泄漏的關鍵，也是進行有效預測的前提條件。

國內外眾多學者對其流動傳熱進行了大量的研究。PatanLkar 和 Spalding 教授[1]早在上世紀七十年代就提出采用多孔介質模型 (Porous Media Method)進行換熱器簡化數值模擬的研究思想：將殼程各種固體構件如管束、折流板等當作多孔介質處理，以體積多孔度表示整個區域內固體結構所占比例。上海交通大學的黃興華[2，3]也提出了一種管殼式換熱器殼程單相流動和傳熱的三維模擬方法。2007 年哈爾濱工業大學的錢劍峰[4]等人運用熱力學能耗分析法，分析了管殼式換熱器中污垢的厚度對換熱強度、流動壓降及其有效能損失的影響，并且通過工程實例，指出了中等流速對系統節能和經濟性都有利。管殼式換熱器成本較高，其熱工性能決定著后期運行成本。由于管殼式換熱器的殼程幾何結構復雜，流動和傳熱的影響因素很多， 流動形態也很復雜，因而數值研究方法無疑為經濟、安全地設計、評價和改造換熱器提供了一種強有力的手段。

本文采用管殼式換熱器的一部分模型對其結垢情況下的傳熱性能進行數值模擬。

1 數值計算模型

1.1 幾何模型

對于常規的管殼式換熱器是多個管程并聯，但是對計算機的要求很高，很難對其進行網格劃分，故本文取并聯的多個管程換熱器其中的一根換熱管進行高、低溫流體的換熱過程模擬。

如圖 1、2 所示，本模型由直徑為 D1=20 mm 的內管和直徑為 D2=40 mm 的外管組成，長度 L=4 m。

圖 1 幾何模型Fig.1 Geometrical model

1.2 控制方程及邊界條件

為了簡化問題，幾何模型基于以下假設：

（1）流體為不可壓縮流體；

（2）忽略重力、浮升力的影響；

（3）除進出口外，折流板、殼體與外界均無質和熱的交換。

數值模擬時，采用通用控制方程

當通用變量 變化時，式（1）既可以表示連續性方程、動量方程，又可以表示能量方程和 k-ε。另外，選用 RNG k-ε模型可以提高換熱器內部復雜流動的計算精度。

設置外管入口的邊界條件為物質的質量流量，溫度為 313 K；出口的邊界條件為壓力出口，表壓力為 0 Pa；內管入口的邊界條件為速度入口，溫度為 353 K；出口的邊界條件為壓力出口，表壓力為 0 Pa；換熱管外表面的邊界條件為對流換熱與溫度的耦合函數。采用平均殘差判斷方程的收斂性，殘差絕對值小于 10-6。

本文采用FLUENT 數值計算軟件進行求解，利用二階迎風格式格式離散偏微分方程組，壓力速度耦合使用 Simple 算法，在湍流中采用非平衡的壁面函數法，該方法在近壁處的速度分布中引入了壓力梯度的影響，對于換熱器內流動介質選擇常物性條件。

2 計算結果及分析

對油油管殼式換熱器，考慮換熱器中油介質溫度在 40～80 ℃范圍內，采用數值模擬方法來分析結垢對換熱器流動傳熱性能的影響情況。

模擬條件：取油油管殼式換熱器的部分為模型，管 程 換 熱 管 直 徑 D1=0.02 m ， 殼 程 換 熱 管 直 徑D2=0.04 m。換熱器套管的導熱系數為 48 W/(m·K)，密度為 8 030 kg/m3，比熱容為 502.48 J/(kg·K)；污垢的導熱系數為 16 W/(m·K)，密度為 700 kg/m3，比熱容為 1 000 J/(kg·K)；換熱器外設置 0.01 m 厚的保溫層，保溫層的導熱系數為 0.032 W/(m·K)，密度為 300 kg/m3，比熱容為 900 J/(kg·K)。

本文對以下幾種結垢情況進行數值模擬，邊界條件設置如下表1所示。

表 1 數值模擬邊界條件Table 1 Numerical boundary conditions

2.1 換熱管殼程側均勻結垢

分析只在換熱管的外側結垢均勻結垢時換熱 器的流動傳熱性能。

圖 2 殼程側結垢的傳熱阻力性能Fig.2 Heat transfer resistance properties of shell side scaling

模擬結果如圖 2（a）、（b）、（c），由圖 2（a）可以得到，傳熱系數k隨著結垢量的增加呈現V字型的變化趨勢，即隨著結垢量的增加，傳熱系數先減小后又增大。

傳熱系數分別與管程對流熱阻、殼程對流熱阻和導熱熱阻有關。由于換熱管外側污垢的存在，增加了污垢的導熱熱阻，傳熱系數減小；結垢量增加，殼程流體的流通截面積減小，流體流速增加，殼程對流熱阻減小，因此，當換熱器結垢時，首先殼程對流熱阻減小量小于污垢導熱熱阻增加量，傳熱系數呈現下降趨勢；當換熱器結垢量超過一定值時，殼程對流熱阻減小量大于污垢導熱熱阻增加量，即殼程對流熱阻影響大于污垢導熱熱阻的影響時，傳熱系數呈現上升趨勢。

如圖 2（b）所示，換熱器的對數平均溫差隨著結垢量增加而降低。這是由于隨著污垢量增加，換熱面的換熱熱阻增加。

由圖 2（c）可知，隨著污垢層厚度的增加，換熱器殼程進出口壓降逐漸增大，而換熱器管程進出口壓降幾乎保持不變。這是由于污垢厚度增加，殼程流體流通截面面積減小，流體流速增加，導致管內流動的雷諾數增加，造成殼程的壓降增加。

2.2 換熱器殼程均勻結垢

考慮污垢均勻分布在換熱管外側和殼內側。

模擬結果如圖 3（a）、（b）、（c）。如圖 3（a）所示，傳熱系數隨著結垢量的增加而減小，當污垢量增加到一定程度時，換熱器傳熱系數變化細微。這是由于污垢的存在使污垢導熱熱阻增大，但是隨著污垢量的增加，殼程對流熱阻減小量增加，二者相抵，所以傳熱系數整體變化細微。

圖3 殼程均勻結垢的傳熱阻力性能Fig.3 Heat transfer resistance properties of shell side uniform scaling

由圖 3（b）得到，換熱器對數平均溫差隨著結垢量的增加而降低，但是當結垢量繼續增加時，換熱器對數平均溫差上升。這是由于隨著污垢量增加，換熱面的換熱熱阻增加，，但是由于換熱器殼程外側結垢，會增加換熱器與外界的熱阻，此時，換熱器殼程外側污垢層起到保溫的作用。

由圖 3（c）可知，其與圖 2（c）中曲線情況類似，由于污垢厚度增加，殼程流體流通截面面積減小，流體流速增加，殼程壓降升高。

2.3 換熱管內均勻結垢

當考慮換熱器管程結垢時，分析結垢厚度分別為 1 mm、2 mm 時的流動傳熱性能。

模擬結果如圖 4（a）、（b）、（c）。如圖 4（a）所示，隨著換熱管內結垢量的增加，傳熱系數先減小，然后有少量的增加。

換熱管內結垢，在增加污垢導熱熱阻項的同時，殼程對流熱阻減小，由于二者變化量不同，而導致傳熱系數如圖變化。

圖4 換熱管內結垢的傳熱阻力性能Fig.4 Heat transfer resistance properties of tube scaling

由圖 4（b）可知，污垢量增加，換熱器對數平均溫差有所增加。這是由于結垢量增加導致了換熱面傳熱性能的降低，管程流體攜帶熱量未能通過有效熱傳導傳給殼程流體，所以管程流體溫度升高，而殼程流體由于得到的熱量減少，升溫降低。

如圖 4（c）所示，隨著結垢量增加，換熱器殼程進出口壓降基本保持不變，管程進出口壓降隨著結垢量增加呈現線性升高趨勢。由于換熱器管程結垢，管程流體流通截面積減小，流體壓力增大。

3 結 論

（1）當換熱器內流體的流態等條件保持不變，在結垢位置相同時，隨著結垢量增加，傳熱系數呈現先減小后增大的趨勢，換熱器流動傳熱性能先降低后升高；

（2）換熱器結垢會使結垢一側流體流通截面積變小，流體進出口壓降增加，從而破壞換熱器的安全使用性能，長此以往，導致換熱壁面穿孔；

所以，在流體管殼程流速滿足換熱器安全性和換熱效果的前提下，需要考慮流體流速對結垢的影響，即流速不能太大影響高低溫流體的換熱效果，亦不能太小導致污垢量的增加；同時，要保證換熱器內部流體的清潔度。

［1］SV Patankar, D B Spalding. A Calculation Procedure for T ransient and Stead State Behavior of Shell and Tube Heat Exchanger. AFGAN N, SCHLUNDER EU. Heat Exchanger Design and Theory Sourcebook[M].Washington DC:Scripta book Company, 1974:155-176.

［2］EIAMSA-ARD S, PETHKOOL S, THIANPONG C, et al. Turbulent flow heat transfer and pressure loss in a double pipe heat exchanger with louvered strip inserts [J]. International Communications in Heat and Mass Transfer, 2008, 35(1):120-129.

［3］黃興華,王啟杰,陸震.管殼式換熱器殼程流動和傳熱的三維數值模擬[J].化工學報,2002,30(7):15-18.

［4］錢劍峰, 吳學慧, 孫德興, 吳榮華. 管殼式污水換熱器結垢厚度對流動換熱的影響[J]. 流體機械, 2007, 35(1): 74-78.

［5］張俊霞, 王立, 馮俊小.套管換熱器換熱特性的數值分析[J]. 北京工業大學學報, 2012, 38(2):288-293.

［6］黃興華,陸震,劉冬暖. 換熱器殼側紊流流動特性的數值研究[J],上海交通大學學報, 2000, 34(9):1191-1194.

［7］ 姚玉英，黃鳳廉，陳常貴，柴誠敬. 化工原理[M]. 新版（上）. 天津：天津大學出版社，2004.

Effect of Scaling on Flow and Heat Exchange Characteristics of Shell-and-Tube Heat Exchanger

WU Guo-zhong1，LIN Lin1，YANG Xian-zhi2，QI Han-bing1，LI Dong1
（1. Northeast Petroleum University, Heilongjiang Daqing 163318，China；2. Liaohe Oilfield Company Drilling Technology Research Institute, Liaoning Panjin 124000，China）

In view of the heat transfer problem after scaling of shell-and-tube heat exchanger, the simplified mathematical and three dimensional physical model of shell-and-tube heat exchanger was established. Using the finite volume method combined with wall function method, flow and heat transfer in shell-and-tube heat exchanger were numerically simulated. The results showed that, amount of dirt inside the shell-and-tube heat exchanger had a great influence on the heat transfer process. With the scale increased, the pressure drop of scale side import and export increased and the heat exchange character reduced.

Shell-and-tube heat exchanger; Scaling; Flow and heat exchange; Numerical simulation

TQ 050

： A文獻標識碼： 1671-0460（2014）07-1386-03

2013-11-05

吳國忠（1961-），男，黑龍江牡丹江人，教授，博士，2007 年畢業于東北石油大學油氣儲運專業，研究方向：油氣儲運系統傳熱分析。E-mail：dqwgz@126.com。