胡文亨,程顥,張倩,魏立軍,高秀峰,李云,臧立昊,李鳳迪

(1.西安交通大學化學工程與技術(shù)學院,710115,西安;2.長慶油田分公司油氣工藝研究院低滲透油氣田勘探開發(fā)國家工程實驗室,710021,西安)

我國的油田主要分布在北方,其開采出來的井口采出液(以下簡稱原油)大多數(shù)含蠟量比較高,冬季外輸時容易因溫度降低而在管壁上結(jié)蠟,會減小管道有效通流面積進而增加流阻;同時溫度降低黏性增大,導致流阻進一步增加,流阻增加導致油井回壓(即套壓)升高,影響油井產(chǎn)量、能耗、安全性。因此,冬季對于一些出液溫度低、輸送距離遠的井場,在原油外輸前需要先對其進行加熱升溫[1-2]。本文研究工作以長慶油田為背景,一個井場的原油產(chǎn)量一般在25～50 m3/d之間,含水量一般在40%～90%之間,礦化度非常高,腐蝕性也很強,還有泥沙等雜質(zhì);根據(jù)油田規(guī)范,換熱器油側(cè)承壓能力要達到6 MPa。原油一般采用載熱介質(zhì)循環(huán)加熱,載熱介質(zhì)多為水或防凍液,熱源根據(jù)實際情況可能是各類鍋爐(燃氣、燃煤、燃油)、太陽能、空氣源熱泵等。

井場原油加熱換熱器的油側(cè)介質(zhì)比較特殊,不同于一般工業(yè)換熱器的設(shè)計,其黏性很大、腐蝕性很強,流量很小因此流速很低,承壓能力還要求很高,并且存在泥沙雜質(zhì)等大顆粒堵塞風險。因此,傳統(tǒng)的管殼式、板式、套管式等傳熱性能較好的換熱器,在這種場合都不太適用[3-4]。綜合考慮各種因素,本項目最終采用了鈦合金螺旋盤管式換熱器。鈦合金作為換熱管材具有良好的耐腐蝕性能,但鈦材的導熱系數(shù)比較低[5-6]。采用螺旋盤管換熱器則是由于其具有結(jié)構(gòu)緊湊、承壓能力強、制造容易、成本低等特點,同時管側(cè)流體產(chǎn)生的二次流可以提高綜合換熱效果[7-10]。

Linde公司最早開發(fā)出類似套管式換熱器結(jié)構(gòu)的螺旋纏繞管換熱器,Abadzic等[11]開發(fā)了蛇管式繞管換熱器。Pawar等[12]對螺旋盤管側(cè)牛頓流體和非牛頓流體在3種不同曲率的換熱器不同流動狀態(tài)的傳熱性能進行了實驗研究。徐文等[13-16]研究了螺旋盤管換熱器結(jié)構(gòu)對換熱性能的影響。許多學者[17-21]通過數(shù)值模擬的方法研究其在不同操作參數(shù)及不同結(jié)構(gòu)參數(shù)下的傳熱性能,Schmidt等通過對不同實驗條件下?lián)Q熱和流動特性進行研究,并給出了計算關(guān)聯(lián)式[22-26]。但現(xiàn)有文獻的實驗、理論研究多是以水為介質(zhì)開展的,總結(jié)的計算關(guān)聯(lián)式用于原油換熱時,與實際測試結(jié)果存在較大偏差。因此,本文根據(jù)工程需求,設(shè)計了鈦合金螺旋盤管換熱器,并以原油為介質(zhì)開展了系統(tǒng)的實驗研究,在此基礎(chǔ)上開展了理論分析,研究工作可為相應的工程設(shè)計提供參考。

1 換熱器傳熱及流動特性實驗

1.1 換熱器結(jié)構(gòu)和參數(shù)

所設(shè)計的螺旋盤管換熱器的結(jié)構(gòu)如圖1所示,主要結(jié)構(gòu)參數(shù)及工作參數(shù)見表1。換熱鈦管纏繞在一個不銹鋼空心內(nèi)筒上,整體放入一個不銹鋼外筒中,通過支撐條保持盤管與內(nèi)筒和外筒的徑向間距為2 mm;換熱管沿筒體的軸向間距由盤管螺距控制。本設(shè)計采用雙管程以控制管內(nèi)流速和流阻,原油走管程,載熱介質(zhì)走殼程,形成總體逆流換熱。

1—冷流體進口;2—熱流體出口;3—心筒(內(nèi)筒);4—盤管;5—外殼(外筒);6—熱流體進口;7—冷流體出口。圖1 螺旋盤管換熱器結(jié)構(gòu)示意圖

表1 螺旋盤管換熱器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)及工作參數(shù)Table 1 Main structural parameters and working parameters of spiral coil heat exchanger

1.2 實驗裝置和測試系統(tǒng)

實驗裝置如圖2所示,系統(tǒng)包含熱流體循環(huán)回路、冷流體循環(huán)回路、冷卻水循環(huán)回路各一個。被加熱介質(zhì)(冷流體)和載熱介質(zhì)(熱流體)回路分別設(shè)有緩沖罐,用于存儲一定量的介質(zhì)并平穩(wěn)循環(huán)回路壓力,冷卻水循環(huán)機自帶冷水儲水箱和循環(huán)泵。管道式電加熱升溫后的載熱介質(zhì)由熱流體循環(huán)泵送入換熱器殼側(cè),冷流體循環(huán)泵推動冷流體在換熱器管側(cè)流動,升溫后的冷流體在板式換熱器中與冷卻水循環(huán)機產(chǎn)生的冷卻水換熱降溫。實驗過程中,通過可控硅調(diào)節(jié)電加熱器的輸入功率,通過冷卻水循環(huán)回路流量及冷水機組設(shè)定溫度調(diào)節(jié)冷流體進口溫度。

1—螺旋盤管換熱器;2—熱流體循環(huán)泵;3—管道式電加熱器;4—單向閥;5—熱流體緩沖罐;6—流量計;7—冷流體循環(huán)泵;8—單向閥;9—冷流體緩沖罐;10—板式換熱器;11—冷卻水流體循環(huán)泵;12—冷卻水循環(huán)機;T1～T6—PT100溫度傳感器;ΔP1、ΔP2—差壓傳感器。圖2 實驗裝置示意圖Fig.2 Schematic diagram of experimental device

數(shù)據(jù)采集采用日置(HIOKI)8423數(shù)據(jù)采集儀;冷熱流體流量采用基恩士系列夾鉗式流量傳感器FD-Q32C及FD-Q50C,重復精度均為±1.0%;冷卻水流量采用電磁流量計,精度為±0.3%。溫度采用高精度PT100熱電阻溫度傳感器進行測量,精度為0.5級;換熱器管側(cè)和殼側(cè)的進出口管道上裝有差壓傳感器,進而得出流體的流動壓力損失。管側(cè)的差壓傳感器采用單晶硅雙法蘭變送器,量程為0～200 kPa,精度為0.2級;殼側(cè)的差壓傳感器采用赫斯曼差壓變送器,量程為0～20 kPa,精度為0.5級。

冷熱流體比定壓熱容測定采用美國TA儀器DISCOVER DSC250型號差示掃描量熱儀進行測量,使樣品處于程序控制的溫度下,按照10 ℃/min的升溫速率,在10 ℃至60 ℃范圍內(nèi)測定樣品和參比物藍寶石、基線之間的熱流差隨溫度或時間的函數(shù),進而得到比定壓熱容等數(shù)據(jù),所用儀器溫度準確度為±0.05 ℃,溫度精確度為±0.008 ℃,焓值精度(銦-標準金屬)為±0.08%,基線重現(xiàn)性<20 μW。冷熱流體的黏度測定采用Ametek Brookfield DV2TLVTJ0型號黏度計進行測量,校準調(diào)零黏度計后,將LV-01(61)轉(zhuǎn)子放入樣品中,通過恒溫水浴控制樣品溫度,在25 ℃至50 ℃范圍內(nèi),每隔50 ℃進行一次實驗,得到黏度等數(shù)據(jù),所用儀器黏度精度為滿量程的±1%。所采用乙二醇防凍液規(guī)格型號為LEC-II-25,其體積分數(shù)為40%,冰點為25 ℃。將實驗所得冷熱流體黏度和比定壓熱容擬合為物性表達式。

乙二醇防凍液黏度表達式為

當25 ℃

μ=-3.25ln(T)+19.377

(1)

乙二醇防凍液比定壓熱容表達式為

當10 ℃

cp=3×10-7T3-5×10-5T2+0.008 9T+3.201 6

(2)

原油黏度表達式為

當25 ℃

μ=-5.418ln(T)+29.652

(3)

原油比定壓熱容表達式為

當35 ℃

cp=6×10-5T2-0.000 5T+3.668 6

(4)

式中:T為介質(zhì)溫度,℃;μ為介質(zhì)黏度,mPa·s;cp為介質(zhì)比定壓熱容,kJ·kg-1·℃-1。

1.3 實驗方法

循環(huán)冷卻介質(zhì)采用清水,管側(cè)冷流體分別采用水及原油,殼側(cè)熱流體分別采用水及乙二醇防凍液,進行組合實驗,同時通過循環(huán)泵變頻器、旁通閥門及主路閥門改變冷熱側(cè)流體的流速,研究不同介質(zhì)、不同流速、不同定性溫度對總傳熱系數(shù)和流阻的影響,實驗操作參數(shù)詳見表2、表3。

表2 螺旋盤管換熱器實驗的工質(zhì)對組合Table 2 Experimental study on spiral coil heat exchanger with different medium pairs

表3 螺旋盤管換熱器實驗操作參數(shù)Table 3 Experimental operating parameters of spiral coil heat exchanger

總傳熱系數(shù)借助熱量衡算方程和穩(wěn)態(tài)傳熱方程基本方程式求取,即

Φ=KAΔtm=qm,hcp,h(T1-T2)=

qm,ccp,c(T4-T3)

(5)

對數(shù)平均傳熱溫差的表達式為

(6)

式中:Φ為熱負荷,W;K為總傳熱系數(shù),W/(m2·K);A為以螺旋盤管換熱器內(nèi)表面為基準的總傳熱面積,m2;qm,c、qm,h分別為冷、熱流體的質(zhì)量流量,kg/s;cp,c、cp,h分別為冷、熱流體的比定壓熱容,J/(kg· ℃);T1、T2分別為熱流體進、出口溫度,℃;T3、T4分別為冷流體進、出口溫度,℃;Δtm為進行換熱的兩種流體的對數(shù)平均溫度差,℃;Δt1、Δt2分別為換熱器兩端較大和較小的溫度差,℃。

2 傳熱實驗結(jié)果分析

本文開展實驗研究的最直接目的是獲得鈦合金螺旋盤管原油換熱器在工程實際運行條件和運行參數(shù)下的準確傳熱系數(shù),用于工程設(shè)計和選型,同時也指導換熱器的改進。按照表2、表3所示的實驗參數(shù)與工質(zhì)對組合,根據(jù)實驗結(jié)果整理的換熱器總傳熱系數(shù)隨管內(nèi)流速、管外流速的變化關(guān)系如圖3～圖5所示。工程實際中,工質(zhì)對組合1(水-水)是不存在的,本項目開展其實驗主要是作為基礎(chǔ)對比依據(jù)。

圖3 工質(zhì)對1(水-水)實驗結(jié)果Fig.3 Experimental results of working medium pair 1 (water-water)

由圖4、圖5可知,殼程流速不變時,管程流速增加會改善流體流動狀態(tài),使換熱器總傳熱系數(shù)提高較快。本實驗對象設(shè)計的管程流量為25 m3/d(流速為0.62 m/s),以殼側(cè)流量5 m3/h(流速為0.32 m/s)為例:水原油的總傳熱系數(shù)約為400 W/(m2·K),防凍液原油的總傳熱系數(shù)約為350 W/(m2·K),總體比較低;如果將管程流速提高一倍,達到1.2 m/s以上,則相應總傳熱系數(shù)分別提高到700 W/(m2·K)和550 W/(m2·K)左右,相當于分別提高了75%和57%左右,傳熱特性改善非常明顯,如果管內(nèi)流速還允許再增加,則總傳熱系數(shù)還有很明顯的上升空間。因此,在管內(nèi)流阻能接受的情況下,提高管內(nèi)原油流速可獲得較高的總傳熱系數(shù)。

圖4 工質(zhì)對2(水-原油)實驗結(jié)果Fig.4 Experimental results of working medium pair 2 (water-crude oil)

圖5 工質(zhì)對3(防凍液-原油)實驗結(jié)果Fig.5 Experimental results of working medium pair 3 (antifreeze-crude oil)

如圖3所示,與上述相同的管內(nèi)外流速條件下,水-水的傳熱系數(shù)達到850～960 W/(m2·K),要比水原油、防凍液原油高很多,可見防凍液和原油的導熱性能都比較差。圖6為3種工質(zhì)對組合在相同運行參數(shù)下的傳熱系數(shù)對比,在給定的殼程流量5 m3/h(流速為0.32 m/s)下,管程流量1 m3/h(流速為0.62 m/s)時,水-水傳熱系數(shù)分別是水油、防凍液油的2.1倍和2.4倍;管程流量2 m3/h(流速為1.24 m/s)時,水-水傳熱系數(shù)分別是水油、防凍液油的1.4倍和1.8倍。隨管內(nèi)流速增加,不同工質(zhì)對組合的總傳熱系數(shù)之間的差別減小。

圖6 不同工質(zhì)對組合的總傳熱系數(shù)對比Fig.6 Comparison of total heat transfer coefficient of different

由圖3～圖6可知,殼側(cè)流量(流速)對總傳熱系數(shù)的影響也很大。對比表4的數(shù)據(jù),表中管程流速為1.24 m/s。以殼程2 m3/h流量(流速0.13 m/s)為基準,殼程流速增加一倍傳熱系數(shù)提高30%～70%,殼程流速增加兩倍傳熱系數(shù)提高60%～120%,提高殼程流速會有效改善流體流動狀態(tài),可以顯著改善總傳熱系數(shù)。根據(jù)圖4、圖5、表4數(shù)據(jù)對比分析,為了獲得較高的傳熱系數(shù),在管程流速0.62～1.24 m/s區(qū)間,殼程流速最好控制在0.26 m/s以上(流量為4 m3/h);如果殼程流阻能接受,建議進一步提高殼程流速。

表4 不同殼程流速的總傳熱系數(shù)K對比Table 4 Comparison of total heat transfer coefficient K of different shell side flow rates

3 流阻特性實驗結(jié)果分析

如上所述,提高換熱器的管內(nèi)外流速,會顯著增加換熱器的總傳熱系數(shù),但提高流速會造成流阻增加。對殼程而言,流阻增加會導致循環(huán)泵的功耗增加,降低換熱器的運行經(jīng)濟性,因此載熱介質(zhì)側(cè)的壓損一般希望不要超過0.15 MPa。對管程而言,流阻增加會造成井口回壓(套壓)增大,因此油側(cè)壓損希望不超過井口回壓的10%～15%。

3.1 殼程(防凍液)流阻實驗

北方油田多使用防凍液作為載熱介質(zhì),圖7為不同流速和溫度下的防凍液殼程流動壓力損失實驗數(shù)據(jù)。由圖7可知,以40 ℃定性溫度為例,殼程流速從0.13 m/s(流量為2 m3/h)增加到0.39 m/s(流量為6 m3/h),殼程流阻大約從1.5 kPa增加到6.5 kPa,總體而言較小。因此,從提升換熱器總傳熱系數(shù)的角度考慮,殼程流速可選用較高的流速,例如增加流量,建議以載熱介質(zhì)流經(jīng)換熱器一次溫降控制在5～8 ℃作為殼程流量選擇依據(jù);流量受限時可調(diào)整換熱器結(jié)構(gòu)參數(shù),即減小盤管與內(nèi)外筒的間距。另外,鑒于載熱介質(zhì)的工作范圍多在30～60 ℃,溫度變化導致的黏性變化對防凍液在殼程流動阻力的影響不大,可不予考慮。

圖7 殼側(cè)壓力損失隨殼側(cè)防凍液流速變化Fig.7 The pressure loss at the shell side varies with the flow rate of antifreeze at the shell side

3.2 管程(原油)流阻實驗

原油在管側(cè)流動時(油的體積含量為15%),其流動阻力實驗數(shù)據(jù)如圖8所示。設(shè)計管程流速為0.62 m/s(流量約為1 m3/h)時,以30 ℃定性溫度為例,對應的管程流阻約為20 kPa;將流速提高一倍至1.24 m/s(流量約為2 m3/h),則流阻增加到約65 kPa。長慶油田采油井場冬季的井口回壓一般在1～2 MPa,個別也有高達3 MPa的。設(shè)計的換熱器在管程額定流量為1 m3/h下的流阻約為井口回壓(取1.5 MPa平均值)的1.3%;管程流速提高一倍,流阻約為井口回壓的4.3%,均遠低于10%～15%的壓損限制。上節(jié)分析得到,提升管側(cè)流速能有效提高換熱器總傳熱系數(shù),因此建議工程設(shè)計時,可取管側(cè)流速為1.0～1.3 m/s之間,既能提高傳熱系數(shù),又能將流阻控制在允許的范圍內(nèi),對抽油機的工作不會產(chǎn)生實質(zhì)性的影響。

圖8 管側(cè)壓力損失隨管側(cè)原油流速變化Fig.8 The pressure loss at the pipe side varies with the crude oil flow rate at the pipe side

4 傳熱計算方法修正

上文實驗給出了原油加熱用鈦合金螺旋盤管換熱器總傳熱系數(shù)的變化規(guī)律,但還需要獲得它的傳熱計算公式,可為鈦合金螺旋盤管換熱器的工程設(shè)計及應用提供理論指導。

4.1 傳熱系數(shù)計算

4.1.1 管側(cè)傳熱計算

螺旋盤管換熱器目前多采用Schmidt管側(cè)傳熱系數(shù)的計算關(guān)聯(lián)式計算管側(cè)傳熱系數(shù),提出流動狀態(tài)由層流到紊流的臨界雷諾數(shù)Rec

Rec=2 300(1+8.6(di/dc)0.45)

(7)

管側(cè)對流換熱系數(shù)計算公式

當100

αi=[3.65+0.08(1+0.8(di/dc)0.9)·

Rei0.5+0.290 3(di/dc)0.194Pri1/3](λ/di)

(8)

當Rec

αi=0.023(1+14.8(1+di/dc)(di/dc)1/3)·

(9)

當22 000

αi=0.023(1+3.6(1-di/dc)(di/dc)0.8)·

Rei0.8Pri1/3(λ/di)

(10)

式中:Rei為管側(cè)雷諾數(shù);Pri為管側(cè)普朗特數(shù)。

4.1.2 殼側(cè)傳熱計算

殼側(cè)對流換熱系數(shù)則廣泛采用計算流體橫掠圓管直管段管束常用的茹卡烏斯卡斯公式,即

(11)

式中:Reo為殼側(cè)雷諾數(shù),其中特征尺寸取殼側(cè)環(huán)形流通區(qū)域當量直徑,流速取有效流通截面積下的平均流速;Pro為殼側(cè)介質(zhì)普朗特數(shù);εm為不垂直修正系數(shù);(Pro/Prw)1/4可取為1;當10

4.1.3 總傳熱系數(shù)

總傳熱系數(shù)計算方法為

K=1/[1/αo+ro+(1/αi+ri)(do/di)+

(δ/k)(do/dm)]

(12)

式中:ro為殼側(cè)污垢熱阻,m2·K/W;ri為流體污垢熱阻,m2·K/W;k為管壁材料的導熱系數(shù),W/(m·K);dm為管壁的平均直徑,m。

4.2 理論計算與實驗數(shù)據(jù)對比

4.2.1 水-水工質(zhì)對

對應殼側(cè)流速為0.39 m/s時總傳熱系數(shù)隨管側(cè)雷諾數(shù)變化如圖9所示,對應管側(cè)流速為1.84 m/s時總傳熱系數(shù)隨殼側(cè)雷諾數(shù)變化如圖10所示。從圖9、圖10可知,當殼側(cè)雷諾數(shù)一定時,水-水工質(zhì)對的總傳熱系數(shù)計算值與實驗值吻合較好,最大偏差僅為2.4%,此時對應的管側(cè)雷諾數(shù)Rei范圍為26 000～53 000,可認為式(10)是適用的。當管側(cè)雷諾數(shù)一定時,總傳熱系數(shù)隨殼側(cè)雷諾數(shù)變化時,計算值與實驗值存在較大偏差,偏差范圍為1.39%～70.5%,且偏差隨雷諾數(shù)的減小逐漸擴大,該組實驗殼側(cè)的雷諾數(shù)Reo范圍為2 800～9 000。這是因為計算殼側(cè)傳熱系數(shù)時,簡化為使用流體橫掠管束計算,忽略了螺旋盤管彎曲及管間距的影響。從圖10可以看出,總傳熱系數(shù)計算值隨殼側(cè)雷諾數(shù)變化的斜率小于實驗值,而變化斜率主要與計算式中雷諾數(shù)的指數(shù)n有關(guān),對式(11)中雷諾數(shù)指數(shù)n以及相應的系數(shù)C進行修正,使得偏差最大點的計算值與實驗數(shù)據(jù)吻合,修正后的公式為

圖9 水-水,對應殼側(cè)流速為0.39 m/s時總傳熱系數(shù)隨管側(cè)雷諾數(shù)變化Fig.9 Variation of total heat transfer coefficient with Reynolds number at tube side,water-water,the flow velocity at the corresponding shell side is 0.39 m/s

(13)

從圖9、圖10可知,修正后的計算結(jié)果與多組工況點下的實驗數(shù)據(jù)相比,當殼側(cè)雷諾數(shù)一定時,修正后的偏差在±1%范圍內(nèi),當管側(cè)流速一定時,偏差范圍在-0.31%～11.16%之間,符合工程計算要求,吻合程度很好,具有普適性,可以使用此修正公式進行螺旋盤管換熱器設(shè)計計算。

圖10 水-水,對應管側(cè)流速為1.84 m/s時總傳熱系數(shù)隨殼側(cè)雷諾數(shù)變化Fig.10 Variation of total heat transfer coefficient with Reynolds number at shell side,water-water,the flow velocity at the corresponding pipe side is 1.84 m/s

4.2.2 水-油工質(zhì)對

由于殼側(cè)的流動介質(zhì)及狀態(tài)與上一組一致,故使用修正后的殼側(cè)公式進行理論計算,對應管側(cè)流速為1.84 m/s時總傳熱系數(shù)隨殼側(cè)雷諾數(shù)變化如圖11所示,對應殼側(cè)流速為0.39 m/s時總傳熱系數(shù)隨管側(cè)雷諾數(shù)變化如圖12所示。從圖11、圖12可知,當管側(cè)雷諾數(shù)一定,總傳熱系數(shù)計算值與實驗值吻合較好,最大偏差為13%,此時對應的殼側(cè)雷諾數(shù)Reo范圍為1 400～9 000;當殼側(cè)雷諾數(shù)一定,總傳熱系數(shù)在管側(cè)雷諾數(shù)為2 200(對應流速為1.2 m/s)時附近吻合較好,與實驗值偏差僅為0.5%,但計算值隨管側(cè)雷諾數(shù)變化的斜率小于實驗值,計算值與實驗值偏差范圍為-9.3%～15.1%,該組實驗管側(cè)的雷諾數(shù)Rei范圍為580～3 500。分析是因為原油黏度較大、密度較少,流體流動處于層流狀態(tài),式(8)沒有充分考慮物性變化對傳熱系數(shù)的影響。采用與上述相同的方法對管側(cè)雷諾數(shù)進行相應修正,對式(8)進行修正,修正后的公式為

圖11 水-原油,對應管側(cè)流速為1.84 m/s時總傳熱系數(shù)隨殼側(cè)雷諾數(shù)變化Fig.11 Variation of total heat transfer coefficient with Reynolds number at shell side,water-crude oil,the flow velocity at the corresponding pipe side is 1.84 m/s

圖12 水-原油,對應殼側(cè)流速為0.39 m/s時總傳熱系數(shù)隨管側(cè)雷諾數(shù)變化Fig.12 Variation of total heat transfer coefficient with Reynolds number at tube side,water-crude oil,the flow velocity at the corresponding shell side is 0.39 m/s

αi=0.025[3.65+0.08(1+0.8(di/dc)0.9·

Rei0.5+1.16(di/dc)0.194Pri1/3)](λ/di)

(14)

從圖11、圖12可知,當殼側(cè)流速一定時,計算值與實驗值偏差范圍為-2.8%～6.1%,修正后的計算結(jié)果可以很好的與多組工況點下的實驗數(shù)據(jù)匹配,可以使用此修正后的公式進行螺旋盤管換熱器設(shè)計計算。

4.2.3 防凍液油工質(zhì)對

使用修正后的管側(cè)公式進行工質(zhì)對3(防凍液原油)的理論計算,對應殼側(cè)流速為0.39 m/s時總傳熱系數(shù)隨管側(cè)雷諾數(shù)變化如圖13所示,對應管側(cè)流速為1.84 m/s時總傳熱系數(shù)隨殼側(cè)雷諾數(shù)變化如圖14所示。從圖13、圖14可知,總傳熱系數(shù)隨管側(cè)雷諾數(shù)變化時,偏差范圍為2.6%～6.7%,隨殼側(cè)雷諾數(shù)變化時,偏差范圍為-5.26%～14.72%,可以接受。

圖13 防凍液-原油對應殼側(cè)流速為0.39 m/s時總傳熱系數(shù)隨管側(cè)雷諾數(shù)變化Fig.13 Variation of total heat transfer coefficient with Reynolds number at tube side,antifreeze-crude oil,the flow velocity at the corresponding shell side is 0.39 m/s

圖14 防凍液-原油,對應管側(cè)流速為1.84 m/s時總傳熱系數(shù)隨殼側(cè)雷諾數(shù)變化Fig.14 Variation of total heat transfer coefficient with Reynolds number at shell side,antifreeze-crude oil the flow velocity at the corresponding pipe side is 1.84 m/s

5 結(jié) 論

(1)載熱介質(zhì)(殼程為水或防凍液)與原油(管程)換熱的螺旋盤管原油換熱器,殼程雷諾數(shù)應達到7 000(對應流速為0.32 m/s)以上,才能獲得相對較大的總傳熱系數(shù);管程雷諾數(shù)建議取2 000～2 500(對應流速為1.0～1.3 m/s),這樣既能獲得較大的傳熱系數(shù),流阻又不致太大。

(2)在殼程流速0.39 m/s以下時,載熱介質(zhì)的流阻基本可忽略,因此循環(huán)泵應選擇大流量低揚程泵,有利于提升螺旋盤管換熱器總傳熱系數(shù)并控制泵功耗;在換熱器結(jié)構(gòu)設(shè)計上,應減小盤管與心筒和外殼徑向間隙,提高殼程流速,以增大傳熱系數(shù)。

(3)管程流速在1.0～1.3 m/s范圍內(nèi),已獲得了較高的總傳熱系數(shù);對應的原油流阻約為50～75 kPa,相當于一般井口回壓的3.3%～5.0%,對抽油機的工作基本不會產(chǎn)生影響。

(4)使用Schmidt公式計算螺旋盤管管側(cè)湍流狀態(tài)下的傳熱系數(shù)較為準確,而對于高黏度介質(zhì)在低于臨界雷諾數(shù)的狀態(tài)下運行時,需考慮介質(zhì)物性的影響。使用茹卡烏斯卡斯公式計算螺旋盤管殼側(cè)傳熱系數(shù)時,需進行修正。

(5)針對原油加熱用鈦合金螺旋盤管換熱器,把實驗數(shù)據(jù)與傳統(tǒng)關(guān)聯(lián)式得到的理論計算結(jié)果進行對比與分析,針對偏差,考慮盤管與物性差異分別對湍流狀態(tài)下的殼側(cè)載熱介質(zhì)傳熱系數(shù)計算公式和低于臨界雷諾數(shù)狀態(tài)下運行的管側(cè)原油傳熱系數(shù)計算公式進行修正,計算結(jié)果與實驗吻合較好。