结垢对管壳式换热器流动换热影响研究

吴国忠，林 林，杨显志，齐晗兵，李 栋

（1. 东北石油大学 土木建筑工程学院，黑龙江 大庆 163318； 2. 辽河油田公司钻采工艺研究院，辽宁 盘锦 124000）

结垢对管壳式换热器流动换热影响研究

吴国忠1，林 林1，杨显志2，齐晗兵1，李 栋1

（1. 东北石油大学 土木建筑工程学院，黑龙江 大庆 163318； 2. 辽河油田公司钻采工艺研究院，辽宁 盘锦 124000）

针对管壳式换热器结垢中涉及到的传热问题，建立了管壳式换热器三维的简化数理模型，采用有限体积法结合壁面函数法对管壳式换热器内流动传热过程进行数值模拟。研究结果表明，污垢量对管壳式换热器内流动传热过程影响较大，结垢量增加，结垢侧进出口压降增加，换热性能降低。

管壳式换热器；结垢；流动传热；数值模拟

换热器是油田化工和其他许多工业部门广泛应用的一种通用工艺设备，其中管壳式换热器在石油化工行业中应用尤为广泛。大庆油田拥有大量的管壳式换热器，其性能直接影响原油的处理过程和油田节能减排的落实程度，而随着原油含水率增加，换热器结垢率明显增高，易造成其壁面的结垢甚至堵塞，并且由于污垢会对换热器材料腐蚀，容易导致壁面穿孔造成物料泄漏和损失，甚至产生爆炸隐患。为消除换热器结垢和泄漏造成的损失，油田管理部门每年都对换热器进行清洗、堵漏作业，但目前尚无有效手段快速地评价换热器的结垢和泄漏情况，导致需要针对每一台换热器进行处理，造成管理成本的增加。而管壳式换热器的流动传热特性是评价其结垢、泄漏的关键，也是进行有效预测的前提条件。

国内外众多学者对其流动传热进行了大量的研究。PatanLkar 和 Spalding 教授[1]早在上世纪七十年代就提出采用多孔介质模型 (Porous Media Method)进行换热器简化数值模拟的研究思想：将壳程各种固体构件如管束、折流板等当作多孔介质处理，以体积多孔度表示整个区域内固体结构所占比例。上海交通大学的黄兴华[2，3]也提出了一种管壳式换热器壳程单相流动和传热的三维模拟方法。2007 年哈尔滨工业大学的钱剑峰[4]等人运用热力学能耗分析法，分析了管壳式换热器中污垢的厚度对换热强度、流动压降及其有效能损失的影响，并且通过工程实例，指出了中等流速对系统节能和经济性都有利。管壳式换热器成本较高，其热工性能决定着后期运行成本。由于管壳式换热器的壳程几何结构复杂，流动和传热的影响因素很多， 流动形态也很复杂，因而数值研究方法无疑为经济、安全地设计、评价和改造换热器提供了一种强有力的手段。

本文采用管壳式换热器的一部分模型对其结垢情况下的传热性能进行数值模拟。

1 数值计算模型

1.1 几何模型

对于常规的管壳式换热器是多个管程并联，但是对计算机的要求很高，很难对其进行网格划分，故本文取并联的多个管程换热器其中的一根换热管进行高、低温流体的换热过程模拟。

如图 1、2 所示，本模型由直径为 D1=20 mm 的内管和直径为 D2=40 mm 的外管组成，长度 L=4 m。

图 1 几何模型Fig.1 Geometrical model

1.2 控制方程及边界条件

为了简化问题，几何模型基于以下假设：

（1）流体为不可压缩流体；

（2）忽略重力、浮升力的影响；

（3）除进出口外，折流板、壳体与外界均无质和热的交换。

数值模拟时，采用通用控制方程

当通用变量 变化时，式（1）既可以表示连续性方程、动量方程，又可以表示能量方程和 k-ε。另外，选用 RNG k-ε模型可以提高换热器内部复杂流动的计算精度。

设置外管入口的边界条件为物质的质量流量，温度为 313 K；出口的边界条件为压力出口，表压力为 0 Pa；内管入口的边界条件为速度入口，温度为 353 K；出口的边界条件为压力出口，表压力为 0 Pa；换热管外表面的边界条件为对流换热与温度的耦合函数。采用平均残差判断方程的收敛性，残差绝对值小于 10-6。

本文采用FLUENT 数值计算软件进行求解，利用二阶迎风格式格式离散偏微分方程组，压力速度耦合使用 Simple 算法，在湍流中采用非平衡的壁面函数法，该方法在近壁处的速度分布中引入了压力梯度的影响，对于换热器内流动介质选择常物性条件。

2 计算结果及分析

对油油管壳式换热器，考虑换热器中油介质温度在 40～80 ℃范围内，采用数值模拟方法来分析结垢对换热器流动传热性能的影响情况。

模拟条件：取油油管壳式换热器的部分为模型，管 程 换 热 管 直 径 D1=0.02 m ， 壳 程 换 热 管 直 径D2=0.04 m。换热器套管的导热系数为 48 W/(m·K)，密度为 8 030 kg/m3，比热容为 502.48 J/(kg·K)；污垢的导热系数为 16 W/(m·K)，密度为 700 kg/m3，比热容为 1 000 J/(kg·K)；换热器外设置 0.01 m 厚的保温层，保温层的导热系数为 0.032 W/(m·K)，密度为 300 kg/m3，比热容为 900 J/(kg·K)。

本文对以下几种结垢情况进行数值模拟，边界条件设置如下表1所示。

表 1 数值模拟边界条件Table 1 Numerical boundary conditions

2.1 换热管壳程侧均匀结垢

分析只在换热管的外侧结垢均匀结垢时换热 器的流动传热性能。

图 2 壳程侧结垢的传热阻力性能Fig.2 Heat transfer resistance properties of shell side scaling

模拟结果如图 2（a）、（b）、（c），由图 2（a）可以得到，传热系数k随着结垢量的增加呈现V字型的变化趋势，即随着结垢量的增加，传热系数先减小后又增大。

传热系数分别与管程对流热阻、壳程对流热阻和导热热阻有关。由于换热管外侧污垢的存在，增加了污垢的导热热阻，传热系数减小；结垢量增加，壳程流体的流通截面积减小，流体流速增加，壳程对流热阻减小，因此，当换热器结垢时，首先壳程对流热阻减小量小于污垢导热热阻增加量，传热系数呈现下降趋势；当换热器结垢量超过一定值时，壳程对流热阻减小量大于污垢导热热阻增加量，即壳程对流热阻影响大于污垢导热热阻的影响时，传热系数呈现上升趋势。

如图 2（b）所示，换热器的对数平均温差随着结垢量增加而降低。这是由于随着污垢量增加，换热面的换热热阻增加。

由图 2（c）可知，随着污垢层厚度的增加，换热器壳程进出口压降逐渐增大，而换热器管程进出口压降几乎保持不变。这是由于污垢厚度增加，壳程流体流通截面面积减小，流体流速增加，导致管内流动的雷诺数增加，造成壳程的压降增加。

2.2 换热器壳程均匀结垢

考虑污垢均匀分布在换热管外侧和壳内侧。

模拟结果如图 3（a）、（b）、（c）。如图 3（a）所示，传热系数随着结垢量的增加而减小，当污垢量增加到一定程度时，换热器传热系数变化细微。这是由于污垢的存在使污垢导热热阻增大，但是随着污垢量的增加，壳程对流热阻减小量增加，二者相抵，所以传热系数整体变化细微。

图3 壳程均匀结垢的传热阻力性能Fig.3 Heat transfer resistance properties of shell side uniform scaling

由图 3（b）得到，换热器对数平均温差随着结垢量的增加而降低，但是当结垢量继续增加时，换热器对数平均温差上升。这是由于随着污垢量增加，换热面的换热热阻增加，，但是由于换热器壳程外侧结垢，会增加换热器与外界的热阻，此时，换热器壳程外侧污垢层起到保温的作用。

由图 3（c）可知，其与图 2（c）中曲线情况类似，由于污垢厚度增加，壳程流体流通截面面积减小，流体流速增加，壳程压降升高。

2.3 换热管内均匀结垢

当考虑换热器管程结垢时，分析结垢厚度分别为 1 mm、2 mm 时的流动传热性能。

模拟结果如图 4（a）、（b）、（c）。如图 4（a）所示，随着换热管内结垢量的增加，传热系数先减小，然后有少量的增加。

换热管内结垢，在增加污垢导热热阻项的同时，壳程对流热阻减小，由于二者变化量不同，而导致传热系数如图变化。

图4 换热管内结垢的传热阻力性能Fig.4 Heat transfer resistance properties of tube scaling

由图 4（b）可知，污垢量增加，换热器对数平均温差有所增加。这是由于结垢量增加导致了换热面传热性能的降低，管程流体携带热量未能通过有效热传导传给壳程流体，所以管程流体温度升高，而壳程流体由于得到的热量减少，升温降低。

如图 4（c）所示，随着结垢量增加，换热器壳程进出口压降基本保持不变，管程进出口压降随着结垢量增加呈现线性升高趋势。由于换热器管程结垢，管程流体流通截面积减小，流体压力增大。

3 结 论

（1）当换热器内流体的流态等条件保持不变，在结垢位置相同时，随着结垢量增加，传热系数呈现先减小后增大的趋势，换热器流动传热性能先降低后升高；

（2）换热器结垢会使结垢一侧流体流通截面积变小，流体进出口压降增加，从而破坏换热器的安全使用性能，长此以往，导致换热壁面穿孔；

所以，在流体管壳程流速满足换热器安全性和换热效果的前提下，需要考虑流体流速对结垢的影响，即流速不能太大影响高低温流体的换热效果，亦不能太小导致污垢量的增加；同时，要保证换热器内部流体的清洁度。

［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］黄兴华,王启杰,陆震.管壳式换热器壳程流动和传热的三维数值模拟[J].化工学报,2002,30(7):15-18.

［4］钱剑峰, 吴学慧, 孙德兴, 吴荣华. 管壳式污水换热器结垢厚度对流动换热的影响[J]. 流体机械, 2007, 35(1): 74-78.

［5］张俊霞, 王立, 冯俊小.套管换热器换热特性的数值分析[J]. 北京工业大学学报, 2012, 38(2):288-293.

［6］黄兴华,陆震,刘冬暖. 换热器壳侧紊流流动特性的数值研究[J],上海交通大学学报, 2000, 34(9):1191-1194.

［7］ 姚玉英，黄凤廉，陈常贵，柴诚敬. 化工原理[M]. 新版（上）. 天津：天津大学出版社，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文献标识码： 1671-0460（2014）07-1386-03

2013-11-05

吴国忠（1961-），男，黑龙江牡丹江人，教授，博士，2007 年毕业于东北石油大学油气储运专业，研究方向：油气储运系统传热分析。E-mail：dqwgz@126.com。