【页岩气管道加热装置内部流场分析案例7900字】

PAGE21页岩气管道加热装置内部流场分析案例目录TOC\o"1-3"\h\u30167页岩气管道加热装置内部流场分析案例 1214501.1换热器内湍流传热数学模型 1325911.1.1控制方程及定界条件 1267721.1.2湍流模型 3300701.1.3数值求解 641451.2传热效率影响因素理论分析 8270251.3传热效率影响因素数值模拟分析 9224451.3.1壳程模拟几何模型 9311861.3.2Fluent仿真计算方法确定 9318471.4折流板传热模拟结果 10282341.1.1折流板间距模拟结果 10198881.1.2折流板切率模拟结果 111.1换热器内湍流传热数学模型便携式换热器在实际运行中，是两种不同的流体在换热器中流动换热，其中壳程是水蒸气，管程是待加热的管道页岩气，换热器是两种流体进行换热的主要场所，因此也是分析研究的重点，为对壳程内的水蒸汽和管程内的页岩气流动换热进行数值模拟分析，还需做以下假设：（1）考虑到换热器外壳敷设了保温层，为简化计算，将壳程外壳壁面设置为绝热。（2）考虑到除了蒸汽入口和出口外，整个壳程内水蒸气的流速较低，因此可作为不可压缩流动进行计算。同理，页岩气管道内流动速度也远低于0.3Ma，因此也作为不可压缩流动计算。1.1.1控制方程及定界条件页岩气在中国汇管流动过程系统中的高速流动，雷诺值远远需要大于临界雷诺值，流动虽然处于高速湍流流动状态，但仍仅仅需要同时满足一个方程式，即n-s的每方程式一组，既仅仅需要满足流动的基本参数必须同时满足质量守恒，动量守恒，能量守恒三大流动基本定律，汇管中气体流动N-S方程如下：&∂ρ∂t+∇⋅湍流流动是一种同时具有三维、非有限稳态性和有限螺旋性的高度复杂、不规则的气体流动。在流体湍流中关于流体的各个重要物理学基本参数，例如流动速度、压力、温度等均可能会随着流体时间、空间的巨大推移而不断发生各种随机性的巨大变化。从随机湍流的流体物理学和流动力学基本结构上面来讲，我们完全可以把随机湍流简单地把它看作湍流是由各种不同具有质量和运动尺度的质量涡旋相互运动叠加而所形成的气体流动，这些质量涡旋的运动尺寸和质量大小以及它们沿着旋转轴的方向运动速度方向及其分布都可以是随机的[39]。大规模和小尺度的高频涡旋主要来说是由正常流动的运行边界和周围环境运动条件等所决定，其中的运行尺度和运动速率与正常流场的运动尺度基本相等，这也是什么导致低频涡旋运行时不会产生低频涡旋的一个根本原因；小规模尺度的高频涡旋主要某种程度上来说是由其在流体中的黏性和压力所受的影响而随之决定，其中心的尺寸很有可能仅为正常流场运动尺度千分之一左右的一个测量级，这些也是导致造成高频脉动的一个重要根本原因[40]。大尺度的环形涡旋可能会在云层破裂后再次融合形成一个小型大尺度的环形涡旋。较小的中等尺寸大型涡旋被重力破碎掉之后会直接形成较小的中等尺寸大型涡旋。因此，在充分进行开发的流体湍流之间空隙运动区域内，流体流和涡旋的运行长度和运动方向等都可以在一个相当宽的湍流空隙区域范围内连续进行改变。大到小尺寸的主流涡旋不断地从两个主流涡旋吸收所得到的辐射能量，通过两个主流涡旋之间的能量交换和相互作用，能量逐步向小到大尺寸的主流涡旋运动方式进行传递。最后也就是由于大量流体力和黏附力的相互作用，小到大尺度的高速涡旋不断地运动消失，机械的应力也就被转换成用于流体的全部热能。同时由于周围湍流边界的其它力相互作用、扰动和湍流速度大于梯度的其它力相互作用，新的湍流涡旋又不断地重新产生，这就直接使它构成了一个湍流的径向运动。为了深入入地考察对脉动的力学影响，目前普遍广泛采用的微分方程式主要是对Reynolds时均匀的n-s微分方程，即RANS方程如下：&∂ρ雷诺方程(1.2)中由于Reynolds平均多出的未知量−ρui'vj'是一个二阶张量，通常称为雷诺应力并用pijP=从物理上来说，−ρui'vj'就是由于湍流脉动导致在单位水平面积以上的动量传递输运比。雷诺应力学本身就是一个未知数的测量，对于其应该建立相应的湍流模型，补充有关的物理方程，才可以使得湍流方程组完全封闭ADDINNE.Ref.{8E71335D-FA20-419C-BBEA-63E2C01B0B74}[41]。1.1.2湍流模型在时均方程的引入和导出中，由于产生了一个包含脉动数量的附加项（如ρui'uj'）。这些应力附加项都直接代表了因高速湍流发生脉动而直接引起的巨大能量应力迁移，其中ρui'雷诺应力输运方程模型(RSM)如下：∂ρ式中，Cij为对流项，DT,ij为湍流扩散项，DL,ij分子粘性扩散项、Pij为剪应力产生项，为浮力产生项，φij为压力应变项，ε（1.5）（1.6）（1.7）（1.8）由于Cij、DL,ij、Pij、Fij均只包含二阶关联项，而DT,ij、G湍动扩散项：DT,ij=∂∂式中，ut是湍动粘度，按标准k−ε模型ut=ρC浮力产生项：Gij=−μ式中，Prt能量的湍动Prandtl数，取0.85，gi和gj分别代表为在i压力湍流应变项：该湍流项目正好恰恰是RSM湍流模型与其他湍流模型最大大的不同点之处所在，仅当其存在于一条湍流各个应力分量间，当时，它可以用来用于表示一个湍流可以减小剪切应力，使得一个湍流更加容易趋向于各个湍流相反性；当时，它可以用来用于表示湍流可以直接使得一个湍流中的动能在各种剪切应力影响分量之间可以进行重新分配，对其中一个应力总量不可能产生任何应力影响，有的湍流学者习惯称此项为重新分配。ϕij式中：φij,1为慢压力应变项，φij,2为快压力应变项，，C1=1.8ϕij,2=−（1.14）式中，P=12Pkk，G=12Gkk，C1'=0.5，黏性项是耗气扩散法的条件项：通常用于用来表示两个分子间的黏性对于Reynolds上的应力所作用造成的耗气扩散。在我们最初建立一个关于耗散项的耗能计算公式时，认为小到大尺度的旋和涡团也承担了各向动能的扩散输运，小到大尺度的旋和涡团也承担了各向黏性的耗能扩散，因此小到大尺度的旋和涡团也虽然可以被我们看成都涡，但是各向同性相反的[43]。也就是说，即我们认为一个局部的各向相异。依照这个假设，耗散的事件项目也可以用下式写成：εij式中：YM=2ρεMt2通过分析综合上面的各优点计算算法方程，得到一个基于封闭空间Reynolds的轴向应力材料输送计算方程。但是在该方程中往往不能包含湍的流动能和湍的耗能分散能的比，为此，在图中选择一个值为RSM的方程时，需要对其中湍动能和耗散率分散比关系进行数值补充：∂ρk∂ρε式中，C1ε=1.44，C2ε=1.92，σε=0.82，当主流方向与重力方向平行时，有C3ε=1，以当主流方向与重力方向垂直时，有C3ε1.1.3数值求解（1）求解方法由于水蒸气与管道中的页岩气在换热时会发生相变，为模拟相变放热过程需要使用C语言对输运控制方程组中的源项进行编写，使用用户可以自定义函数(UDF)，对输运控制方程组的应用进行自定义目标测量(UDS)，嵌入Fluent实现建模。采用有限离散体积的算法对所有未知控制网格方程的所有元素参数进行了有限离散，把所有被离散计算的控制区域都统一划分开形成一系列不同的可能相互重复的未知控制体，使各个控制网格的顶点的周围都包含有一个未知控制点的体积，未知点的数值体积指的也就是在这个控制网格的顶点上的因子和变量，将控制方程组在图1.1所示的计算域中任意一个网格C0图1.1计算域中任意一个网格上的示意图Fig.1.1Aschematiconanygridinthecomputingdomain气相：∂ρ液相：∂φ式中，V为C0的体积，Γϕ为扩散系数，φf为通过单元某个面f的通量，∇φf为φ以上方程表示为线性形式，得到控制方程离散格式的通用表达式：ap式中，下标nb为相邻单元的参数，ap为φ的线性化系数，anb为对控制方程组在每一个单元上都进行了计算，得到系数为稀疏矩阵的代数方程组，Fluent软件采用隐式线性方程求解器和代数多网格方法求解上述方程，得到控制方程的解ADDINNE.Ref.{8E71335D-FA20-419C-BBEA-63E2C01B0B74}[45]。在所有的需要二次建立的离散模型中，对湍流气液相气体流动控制离散方程的数组、湍流离散动能控制方程和湍流耗散因子比率控制方程均以类似二阶湍流迎风图的格式对流体气液相流动进行了二次离散，并在二次求解离散过程中不断地重新调节松弛的离散因子，避免了二次求解时离散过程中可能出现的因子发散。（2）边界及初始条件边界性入口条件：蒸汽温度流动凝结温度控制参数的输出入口温度边界条件可以直接设置为流动速度控制入口，出口温度边界条件可以直接设置为充分适合发展的温度出口，将温度蒸汽流动凝结作为温度控制参数的输入出口温度边界条件可以直接设置为第一类的温度边界性入口条件，即φ=0。初始条件：考虑到水蒸气凝结参数对流场的变化非常敏感且变化剧烈，采用无凝结流动时的计算结果作为流场计算初始化数据，避免计算发散ADDINNE.Ref.{8E71335D-FA20-419C-BBEA-63E2C01B0B74}[46]。（3）网格划分与独立性分析网格上的划分：主要采用各种商业软件中的ICEM网格进行整个网格上的划分，采用局部混合加密网格进行划分的加密技术，在我国页岩气输油管道整个梯度计算范围空间内的区域均可以采用O型壳层结构的混合网格，壳层过程流场由于结构复杂，采用非典型结构三角四面体的O型网格进行剖面划分，在多层折流板附近的流动速度应与梯度相当，相应地对整个网格划分进行一次局部混合加密。近壁区的处理问题是任何一个模型也回避不了的问题，由于所有湍流模型均只是专门针对低雷诺数较大的区域，它们都只能是适合于湍流的核心地带。在壁面附近因为分子黏度和粘性之间的阻尼力作用，使得湍流的脉动被逐步削弱，本文将通过壁面函数法来计算近壁地带的流动量。（4）收敛判据各残差小于1×101.2传热效率影响因素理论分析理论数据分析结果所得，换热器的传热器的效率随着总热和传热系数的快速加快而进一步提高，所以我们认为可以通过快速加快总热的传热系数提高来快速实现在热强化时的传热。总功率传热系数变化公式由式(1.21)计算1K管程对流传热系数由式(1.22)计算：α2壳程对流传热系数由式(1.23)计算：α1式(1.21)、(1.22)和(1.23)中符号代表的物理性质如表1所示。表1.1式中符号代表的物理性质汇总表Table1.1Asummaryofthephysicalpropertiesrepresentedbythesymbolintheformula符号物理性质符号物理性质符号物理性质d1、d2管外、内径b管壁厚度k加热0.4、冷却0.3dm对数平均直径λ热导率ρ流体密度ＲS1管外表面污垢热阻α1壳程对流传热系数μ流体黏度ＲS2内表面污垢热阻α2管程对流传热系数u强制对流流速cp定压比热容μw液体黏度de壳程当量直径由式(1.21)、(1.22)和(1.23)分析知：总传热系数随着管、壳程对流传热系数的增大而增大，两者呈正比关系。同时，管、壳程对流传热系数大小随着流体的物性值、湍流程度等因素的变化而变化ADDINNE.Ref.{8E71335D-FA20-419C-BBEA-63E2C01B0B74}[47]。常规工艺流程中，流体物性为定值，因此提升换热器中流体的湍流程度来提高管、壳程对流传热系数，从而增大总传热系数，达到强化传热效果。考虑到气体井口管道加热的特殊性，只考虑壳程传热。壳程对流传热系数与壳体型式、折流板间距及切率大小等因素有关ADDINNE.Ref.{8E71335D-FA20-419C-BBEA-63E2C01B0B74}[48]。1.3传热效率影响因素数值模拟分析采用Fluent仿真模拟方法，以单叶片折流板换热器为研究对象，通过数值计算和图像显示对换热器壳侧的流动和传热进行了三维仿真数值模拟分析，得到折流板间距和切口尺寸变化对增强壳侧传热的影响。1.3.1壳程模拟几何模型因为便携式新型蒸汽换热器只针对井口管道进行加热，因此只考虑壳程换热，管程就是需加热的天然气或页岩气管道。假定冲压换热管本身是一个采用新的发光式换热导线管，忽略了所有定距冲压换热管、拉杆及其他防水性冲压换热挡板的整体结构，简化掉了换热器的整体几何结构模型如图见下图，如图1.2所示。图1.2壳程模拟几何模型Fig.1.2Shellsidesimulationgeometricmodel图中，壳体内径为211mm，换热管长为872mm，被加热的天然气管径为90mm，折流板厚度为2mm，壳程流体为水蒸汽，进口压力为0.5MPa，温度为110℃，介质密度为0.5542kg/m3，管程流体为天然气。温度为-5℃。假定折流板切率为定值时，折流板间距分别取59mm、62mm、87mm和130mm；假定折流板间距为定值时，折流板切率分别取15%、25%、35%和45%；得到换热器壳程内部温度场和压力场对比云图。经过研究分析之后，确定了较合适的折流板间距和切率的大小，从而能够达到更好的增强传热性能。1.3.2Fluent仿真计算方法确定本文利用Fluent的3D数值仿真求解器对换热器壳体过程中的流体在换热时的流动情况进行了仿真和数值仿真计算，使用了一种压力基隐式的求解法，湍流模型可以选择一个标准型κ-ε方程，压力-加速度的耦合则可以选用Simple算法来解决，三大类的湍流方程皆可以采用二阶迎风格式。模型进口端设定为流体速度模式，进口速度为15m/s，温度为110℃，换热管壁温度为恒温50℃，出口端设定自由模式。1.4折流板传热模拟结果换热器内部的换热折流板通常会流动迫使换热壳壳的体程与其中的换热流体流动进行内部横向对流位移，冲洗内部换热管，提升换热湍流的流动程度，从而大大加强壳壳的体程与其中的横向对流式流体换热器的系数。折流板的两个基本主要参数分别也就是面板间距和横向剪切率[49]。其大小会影响每一个流动的路径，从而影响到传热效果。1.1.1折流板间距模拟结果利用优化结构参数后的换热器模型，假定折流板的剪切率为一个固定值，折流板的间距分别取59mm、62mm、87mm和130mm进行Fluent模拟。其模拟结果如图1.3和图1.4所示。图1.3和图1.4分别是为折流板在时空间距改变时换热器壳程内部的温度场和压力场对比云图。图1.3折流板间距变化时换热器壳程内部温度场对比云图Fig.1.3Contrastcloudimageoftemperaturefieldinsideshellsideofheatexchangerwhenbafflespacingchanges图1.4折流板间距变化时换热器壳程内部压力场对比云图Fig.1.4Contrast-cloudimageofpressurefieldinsidetheshellsideofheatexchangerwhenbafflespacingchanges由图1.3、1.4分析知，随着折流板间距的减小，流体温度变化大，压力降大，湍流程度高，壳程对流传热系数高。随着间距的逐渐增大，整体换热效果下降，压降明显减小。通过对比可得到：折流板间距62mm相比130mm产生的压降比增大了21.7%，相比59mm产生的压降比减小了13.4%。而且，可以将换热器壳程对流传热系数与压降的1/3次方之比η作为评价指标。使得传热系数和压降关系量化，更加准确、直观地反映强化传热效果。η值由式(1.24)计算：η=α式中，当折流板间距逐渐增大，η值先增大后减小。这是因为折流板间距初始值相对较小，使得流体流动时产生的压降值较大，壳程对流传热系数处于低值，故η初始值较小；当间距相对增加后，流体流动产生的压降值随之减小，从而η值也随之增大；但是随着间距继续增加，流体流动产生的压降值变化幅度逐渐平缓，壳程对流传热系数也出现下降趋势，η值随之减小。对比结果发现：当间距为62mm时，η处于最大临界值1310.62w/(m2℃mpa1/3)，此时当换热器在临界压降幅度相对较低时获得更佳的换热效果。1.1.2折流板切率模拟结果天然气或页岩气井口迫切需要开发优化一种高效便携式换热器来提高集输效率。通过进行了理论分析和数值模拟，通过进行了理论分析和fluent仿真的数值模拟，研究了折流板的间距和剪切率变化对于强度传热的影响，为优化换热器结构参数提供了基础。假定折流板间距为62mm，切率分别取15%、25%、35%和45%进行Fluent仿真模拟，模拟结果如图1.5和图1.6所示；图1.5和图1.6分别为折流板切率变化时换热器壳程内部温度场和压力场对比云图。图1.5折流板切率变化时换热器壳程内部温度场对比云图Fig.1.1Contrast-cloudimageofthetemperaturefieldinsidetheshellsideofheatexchangerwhenthebaffle