Simulation von Kondensationsströmung und Wärmeübertragung in Spiralrohr-Wärmetauschern für nicht-azeotrope Kohlenwasserstoffgemische

Zusammenfassung

In diesem Artikel wird ein Protokoll zur numerischen Simulation des Wärmeübergangs und der Strömungseigenschaften nicht-azeotroper Kohlenwasserstoffgemische in spiralförmig gewickelten Wärmetauschern vorgestellt. Diese Methode bewertet Betriebs- und Rollbedingungen, um Wärmeübergangskoeffizienten und Druckverluste vorherzusagen.

Zusammenfassung

Als zentrales Bauteil des Erdgaskondensationsprozesses spielen Spiralwärmetauscher eine entscheidende Rolle bei der LNG-Produktion. Um die Kondensationsströmung und die Wärmeübertragungseigenschaften nicht-azeotroper Kohlenwasserstoffgemische in Spiralrohren umfassend zu verstehen, folgt die hochpräzise numerische Untersuchung dieser Studie einem klar definierten Arbeitsablauf, der die Geometrieerstellung mittels eines professionellen Modellierungstools, die Netzgenerierung mit einer speziellen Vernetzungssoftware, die numerische Berechnung in einem kommerziellen Löser (unter Einbeziehung einer Echtzeit-Konvergenzüberwachung) sowie eine quantitative Nachbearbeitung umfasst. Dieser integrierte Ansatz gewährleistet die hohe Genauigkeit des resultierenden numerischen Modells. Die maximalen Abweichungen von klassischen experimentellen Daten (Neeraas’ experimentelle Daten) liegen unterhalb von 15 % für den Wärmeübergangskoeffizienten und unterhalb von 10 % für den reibungsbedingten Druckabfallgradienten. Die Simulationsergebnisse zeigen, dass die Variation von Rollperioden und -amplituden ähnliche oszillierende Trends im Wärmeübertragungsprozess hervorruft, wobei sowohl Verbesserungen als auch Verschlechterungen auftreten. Insbesondere verändert die Rollperiode die Wärmeübertragungsleistung um ±20 %, während die Rollamplitude sie um ±10 % beeinflusst.

Einleitung

Erdgas gilt als relativ sauberer fossiler Brennstoff, da es bei der Verbrennung deutlich weniger Kohlendioxid und andere Schadstoffe emittiert als Kohle und Erdöl. Bei der weltweiten Umstellung auf erneuerbare Energiesysteme wird Erdgas oft als „Brückentechnologie“ betrachtet, da es zur Stabilität und Zuverlässigkeit der Energieversorgung beiträgt¹. Durch Verflüssigung wird gasförmiges Erdgas auf eine kryogene Flüssigkeit (LNG) abgekühlt, wodurch sein Volumen um etwa den Faktor 600 reduziert wird, was Transport und Lagerung erheblich erleichtert². Der spiralförmig gewundene Wärmetauscher (SWHE) ist eine zentrale Komponente im Verflüssigungsprozess von Erdgas. Dieser Wärmetauscher besteht aus einer Reihe spiralförmiger Rohre, die in einem zylindrischen Gehäuse befestigt sind und schichtweise in entgegengesetzte Richtungen um einen zentralen Kern gewickelt werden, wobei Abstandshalter zwischen den Schichten ausreichenden Freiraum für den Wärmeaustausch sicherstellen. Aufgrund seiner spiralförmigen Anordnung bietet der SWHE eine große Wärmeübertragungsfläche bei geringem Platzbedarf³. Diese kompakte Bauweise macht ihn besonders geeignet für die Integration in große Anlagen, insbesondere in schwimmende Offshore-Produktionsplattformen, wo der verfügbare Platz streng begrenzt ist. Bei den in der LNG-Produktion üblichen Mischkältemittel-Verflüssigungsprozessen strömen nicht-azeotrope Kohlenwasserstoffe innerhalb der Rohre nach oben, während die kalte Fluidphase auf der Gehäuseseite entgegengesetzt nach unten durch die Zwischenräume des Rohrbündels strömt. Unter diesen Bedingungen ist der zentrale Prozess auf der Rohrseite die Kondensation nicht-azeotroper Kohlenwasserstoffe in den spiralförmigen Rohren, verbunden mit komplexen zweiphasigen Strömungen von Gas und Flüssigkeit^4,5.

Um die Strömungs- und Wärmeübertragungseigenschaften der Kondensation im Inneren von Rohren genau vorherzusagen, wurden umfangreiche Forschungsarbeiten durchgeführt. Für einkomponentige Alkane maßen Fries et al.⁶ die Wärmeübertragungseigenschaften der Propankondensation in horizontalen Rohren und fanden heraus, dass der Druckabfall zunahm, wenn der Rohrdurchmesser und der Sättigungsdruck abnahmen. Sie stellten außerdem fest, dass die Schwerkraft bewirkte, dass der Wärmeübergangskoeffizient an der Unterseite des Rohres niedriger war als an der Oberseite. Zhuang et al.^7,8 untersuchten die Kondensation von Methan und Ethan in horizontalen Rohren und zeigten, dass der Wärmeübergangskoeffizient und der reibungsbedingte Druckabfall mit steigender Strömungsgeschwindigkeit und Dampfqualität zunahmen. Eine frühere Studie⁹ analysierte den Kondensationsprozess von Propan in Mikrokanälen und bestätigte, dass die Trends bei Wärmeübertragung und Druckabfall denen in herkömmlichen Kanälen ähnelten. Für Gemische aus Kältemitteln untersuchten Smit et al.¹⁰ die Kondensation von Gemischen aus R22/R142b in horizontalen Rohren und fanden heraus, dass bei niedrigen Massenstromdichten eine Erhöhung des Massenanteils von R142b den Wärmeübergangskoeffizienten deutlich verringerte. Berrada et al.¹¹ untersuchten ein Gemisch aus R134a/R23 und stellten fest, dass die Temperaturgleitspanne unter verschiedenen Zusammensetzungen nur geringe Auswirkungen auf die Wärmeübertragung hatte. Neeraas führte Experimente an Ethan/Propan-Gemischen in spiralförmigen Rohren durch und bemerkte, dass der Mischeffekt die Berechnung des Kondensationswärmeübergangskoeffizienten erheblich beeinflusste¹². Bei numerischen Simulationen simulierte Li et al.¹³ den Kondensationsprozess von Ethan/Propan und zeigte, dass der Wärmeübergangskoeffizient und der reibungsbedingte Druckabfall mit steigendem Sättigungsdruck abnahmen. Qiu et al.¹⁴ berücksichtigten den Dampf-Flüssigkeits-Eintragungseffekt bei der Simulation der Propankondensation in spiralförmigen Rohren; ihre Ergebnisse zeigten, dass die Berücksichtigung dieses Effekts die Abweichung zwischen Simulationsdaten und experimentellen Ergebnissen auf weniger als 25 % reduzierte.

Trotz umfangreicher Forschung zu verschiedenen Arbeitsmedien und Kanalkonfigurationen besteht weiterhin eine beträchtliche Lücke zwischen den in der Literatur typischerweise untersuchten reinen oder binären Fluiden und den mehrkomponentigen Gemischen, die in der industriellen LNG-Produktion eingesetzt werden. Insbesondere numerische Untersuchungen zu nicht-azeotropen Kohlenwasserstoffgemischen mit drei oder mehr Komponenten in komplexen Strömungskanälen sind bemerkenswert selten¹⁵. Außerdem fehlt im Hinblick auf die besondere Anwendung in Offshore-LNG-Anlagen bislang ein umfassendes Verständnis dafür, wie durch die Meeresumgebung verursachte Bewegungen der Ausrüstung das Kondensationsverhalten und den Wärmeübergang beeinflussen. Um diese Forschungslücken zu schließen, kombiniert diese Studie Simulationen der Strömungsmechanik (CFD) mit vorhandenen experimentellen Daten, um ein detailliertes dreidimensionales Zweiphasen-Modell der Kondensationsströmung zu entwickeln. Dabei werden der simulierte Wärmeübergangskoeffizient und der reibungsbedingte Druckabfall anhand klassischer experimenteller Daten verglichen und analysiert. Auf Grundlage dieses Modells konzentriert sich die Arbeit auf die Simulation des Kondensationsvorgangs repräsentativer Erdgaszusammensetzungen in spiralförmigen Rohren, insbesondere unter Schlingerbewegungen, um die zugrundeliegenden Mechanismen der komplexen Bewegungseinflüsse auf den mehrkomponentigen Wärmeübergang bei der Kondensation zu untersuchen. Diese Studie liefert eine zuverlässige theoretische Grundlage und ingenieurtechnische Anleitung für die Auslegung und Optimierung effizienter Wärmetauscher in Offshore-Verflüssigungsprozessen von Erdgas.

Protokoll

Da diese Arbeit sich auf die lokalen Wärmeübergangs- und Druckverluste während der Kondensation im Inneren des gewundenen Rohrs konzentriert, kann ein verkleinertes Rechengebiet verwendet werden, sobald die Strömung voll ausgebildet ist, um ein genaues Abbild des lokalen Strömungs- und thermischen Verhaltens zu ermöglichen. Zur Validierung anhand experimenteller Daten wird ein Modell eines dreiteiligen gewundenen Rohrs basierend auf dem physikalischen Modell von Neeraas¹² erstellt, mit einem Rohrdurchmesser von 14 mm, einem Windungswinkel von 10° und einem Spulendurchmesser von 2 m. Das Modell besteht aus drei Bereichen: einem voll ausgebildeten Abschnitt (0,6 m), einem Prüfabschnitt (0,2 m) und einem Druckstabilisierungsabschnitt (0,2 m). Der voll ausgebildete Abschnitt stellt sicher, dass die Strömung ausreichend entwickelt ist, bevor sie in den interessierenden Bereich eintritt. Der Prüfabschnitt dient dem Vergleich mit experimentellen Daten und der detaillierten Analyse der lokalen Strömungs- und Wärmeübergangseigenschaften. Der Druckstabilisierungsabschnitt ist darauf ausgelegt, die Stabilität des Auslassdrucks aufrechtzuerhalten und Rückströmung zu verhindern, um somit Störungen der im Prüfabschnitt gewonnenen Ergebnisse zu vermeiden. Die verwendete spezifische Modellierungssoftware stammt aus der Tabelle der Materialien.

1. Physikalisches Modell und Netz

1. Offene Modellierungssoftware. Wählen Sie in der unteren Statusleiste aus Skizzenmodusund klicken Sie auf die Z–X-Ebene zur Eingabe in die Skizzenumgebung.
2. Wählen Sie in der oberen Symbolleiste die Kreis Werkzeug. Zeichnen Sie einen Kreis am Ursprung mit einem Durchmesser von 14, dann drücken Sie Eingabe. Klicken Sie Zurück zum 3D-Modus in der oberen Symbolleiste. Der Skizzenkreis wird daraufhin in eine Fläche umgewandelt.
3. Wählen Sie die erzeugte kreisförmige Fläche aus. Klicken Sie auf die Bewegen Werkzeug (Tastaturkürzel: M) in der oberen Symbolleiste. Ein Dreiachsen-Manipulator (Triadenmanipulator) erscheint auf der Oberfläche. Ziehen Sie die gelbe Kugel in der Mitte des Manipulators zum globalen Ursprung (0, 0, 0), der als Referenzpunkt für Rotation und Translation dient.
4. Ziehen Sie den roten Pfeil entlang der X-Achse, geben Sie 1000 mm ein und drücken Sie Eingeben. Drehung: Klicken Sie auf die Rotationsring um die X-Achse (blauer oder grüner Bogen), geben Sie ein 10°und drücken Eingeben.
5. Klicken Sie auf die Zugwerkzeug (Verknüpfung: P) in der oberen Symbolleiste und wählen Sie die kreisförmige Fläche. Wählen Sie im linken Bereich die Drehen Option. Wählen Sie dann die Z-Achse des globalen Koordinatensystems als Drehachse aus. Aktivieren Sie die Helix Option im linken Bereich. Erstellen Band 1: Geben Sie in das Eingabefeld oder im linken Bereich eine Höhe von ein 138,87 mm und einem Winkel von 45.16°, dann drücken Sie EingebenDie erste Fluid-Domäne wird erzeugt.
6. Erstellen Band 2: Wählen Sie die neue Stirnfläche von Volumen 1 aus. Wiederholen Sie den helikalen Zugvorgang, wobei erneut die Z-Achse als Rotationsachse verwendet wird. Geben Sie eine Höhe von 69,44 und einen Winkel von ein 22.58°.
7. Erstellen Band 3: Wählen Sie die neue Stirnfläche aus Band 2Erstellen Sie Volumen 3 mit denselben Parametern wie Volumen 2, indem Sie dieselbe Methode verwenden.
8. Klicken Sie auf die Arbeitsplatz Registerkarte in der oberen Menüleiste. Klicken Sie auf die Teilen Schaltfläche. Die Software hebt automatisch die beiden Flächen hervor, die sich unter den drei Volumina schneiden. Klicken Sie auf die Vollständig (Schaltfläche mit Häkchen) rechts
9. Klicken Sie auf die Gruppen Register im linken Bereich. Wählen Sie die anfängliche kreisförmige Fläche des ersten Volumens aus und klicken Sie dann Benannte Auswahl erstellen und definieren Sie es als das Einlass (in).
10. Wählen Sie die letzte kreisförmige Fläche des dritten Volumens aus, drücken Sie Strg + G, um eine Gruppe zu erstellen, und definieren Sie diese als Auslass (out).
11. Wählen Sie die äußeren zylindrischen Flächen der drei Volumen aus und definieren Sie sie als Wandgrenzen: wall1, wall2 und wall3.
12. Im Strukturbaum auf der linken Seite halten Sie die Strg-Taste gedrückt und wählen die drei Festkörper aus. Drücken Sie Strg + G, um eine Gruppe zu erstellen, und benennen Sie diese in Fluid um.
13. Verbinden Sie die generierte Geometrie mit der Masche Modul und doppelklicken Sie, um die Vernetzungssoftware zu öffnen. Klicken Sie im linken Baum auf Masche. Erweitern Sie im Bereich „Details“ unten links Größenbestimmung und einstellen Elementgröße bis 3
14. Rechtsklick Masche im Baum, Einfügen, Größe. Wählen Sie die Einlassfläche (in) als Geometrie aus und klicken Sie Anwenden. Stellen Sie den Elementgröße auf 0,6.
15. Rechtsklick Masche, Einfügen, Aufblasen. Geometrie: Wählen Sie alle drei Fluidbereiche aus und klicken Sie auf Anwenden. Grenze: Wählen Sie die als Wand definierten Außenwandflächen aus und klicken Sie dann auf Anwenden. Ändern Sie die Option zu Dicke der ersten Schicht. Erste Schichthöhe: 0,01 mm. Maximale Schichten: 15. Wachstumsrate: 1.25.
16. Rechtsklick Masche, Einfügen, Methode. Wählen Sie die drei Fluidbereiche aus und klicken Sie Anwenden. Wählen Sie im Dropdown-Menü „Methode“ aus Abtasten. Unter diesem Selektion, auswählen Manuelle Quelle. Wählen Sie die Einlassfläche (in) als Quellfläche aus und klicken Sie Anwenden.
17. Rechtsklick Masche im Baum und auswählen Mesh generieren. In dieser Studie wurde die Netzqualität streng kontrolliert. Das Minimum Orthogonale Qualität des generierten Netzes liegt über 0,90.

2. Bedienung der Simulationssoftware

1. Öffnen Sie die Auswertungssoftware. Gehen Sie zu der Datei Registerkarte und darunter Lesenauswählen Masche. Dann gehen Sie zu Gitter skalieren und einstellen Mesh wurde in mm erstellt.
2. In dem Einstellungen des Lösers, wählen Sie die Druckbasierte Lösungsmethode, wählen Sie Absolut für Geschwindigkeitsformulierungund ermöglichen die Vorübergehende Option für die Zeit.
   HINWEIS: Durch die Überlagerung der Schwingungsgleichung mit einem stationären Referenzfall und deren Implementierung über eine benutzerdefinierte Funktion kann das bewegte Koordinatensystem den schwingenden Zustand darstellen.
3. Klicken Sie Benutzerdefiniert, dann auswählen Funktionen. Laden Sie im Abschnitt „Interpretierte UDFs“ die kompilierte Oszillationsdatei.
   HINWEIS: Die resultierende Bewegung wird wie in Gleichung (1) dargestellt ausgedrückt. Es wurde eine statische Netzmethodik mithilfe eines bewegten Koordinatenrahmens übernommen und implementiert. Die grundlegenden physikalischen Vorgänge des Schwingens beruhen auf der Relativbewegung der Flüssigkeit gegenüber der Behälterbegrenzung. Die Anregung des Schwingens wird in den Impulsgleichungen als äquivalente dynamische Beschleunigungsquellterme dargestellt, wodurch eine vollständige Reproduktion der dynamischen Fluidkräfte auf einem stationären Netz ermöglicht wird.
         (1)
   In der Gleichung, Tc steht für die Schwingungsdauer, und X bezeichnet die durch Schaukeln erzeugte Verschiebung.
4. Setzen Sie Gravitationsbeschleunigung in der Y-Richtung zu −9,81 m/s². Unter Modelle, ermöglichen Energie und einschalten Energiegleichung.
5. Unter Modelle, ermöglichen Viskos und wählen Sie die Reynolds-Spannungsmodell (7 Gleichungen). In der Einstellungen des Reynolds-Spannungsmodellswählen Linearer Druck-Dehnungs-Zusammenhang. Für Behandlung nahe der Wand, auswählen Skalierbare Wandfunktionen.
6. In Phasen, einstellen Phase-1 (Primäre Phase) als Gas und Phase-2 (Sekundärphase) als flüssig. Unter Globale Optionen, ermöglichen Modellierung der Oberflächenspannungskraftund wählen Sie die Modell der kontinuierlichen Oberflächenkraft.
   HINWEIS: Es wurde ein äquivalenter Pseudo-Fluid-Ansatz verwendet, der auf temperatur- und druckabhängigen thermophysikalischen Eigenschaften basiert und in CFD-Untersuchungen von Mehrkomponentengemischen weit verbreitet ist. Bei fester anfänglicher Mischungszusammensetzung wurden die vom Zustand abhängigen thermophysikalischen Eigenschaften – einschließlich Dichte, dynamische Viskosität, Wärmeleitfähigkeit, spezifische Wärmekapazität und Sättigungscharakteristika – mithilfe der NIST-REFPROP-Datenbank über den gesamten Bereich der Betriebstemperaturen und -drücke berechnet und generiert. In der vorliegenden Studie behält das Gemisch während der gesamten Simulation eine homogene makroskopische Zusammensetzung bei. Die Verwendung von aus NIST-Daten abgeleiteten variablen Eigenschaften erfasst die nichtlinearen thermophysikalischen Charakteristika des Mehrkomponentenfluids genau und vermeidet gleichzeitig unnötigen Rechenaufwand.
7. Am Beispiel eines Ethan–Propan-Gemischs werden bei einer Dampfqualität von 0,56 und einem Druck von 3,2 MPa die Eigenschaften der flüssigen Phase definiert in Materialien wie folgt:
   1. Dichte: 393,06 kg/m³³
   2. Spezifische Wärmekapazität (Cp): 3866,4 J/(kg·K)
   3. Wärmeleitfähigkeit: 0,078798 W/(m·K)
   4. Viskosität: 5,4796 × 10⁻⁵ Pa·s
   5. Molekulargewicht: 37,115 kg/kmol
   6. Standardzustandsenthalpie: 0
   7. Referenztemperatur: 321 K
8. Unter Materialien definieren Sie die Eigenschaften der Gasphase wie folgt:
   1. Dichte: 67,49 kg/m³
   2. Spezifische Wärmekapazität (Cp): 3488,7 J/(kg·K)
   3. Wärmeleitfähigkeit: 0,03035 W/(m·K)
   4. Viskosität: 1,129 × 10⁻⁵ Pa·s
   5. Molekulargewicht: 34,756 kg/kmol
   6. Standardzustandsenthalpie: 0
   7. Referenztemperatur: 321 K
9. Setzen Sie Einlassrandbedingung wie Massenstrom-Einlass(Massenfluss 300 kg/(m²·s)), die Auslass wie Druckauslass(0 MPa) und das Wandrandbedingung wie Wärmestromdichte(-10340 W/m²).
10. Unter Methoden, wählen Sie die PISO-Algorithmus für Lösungsmethoden. Für Volumenanteilwählen Sie Geo-Rekonstruktion.
    HINWEIS: Obwohl die Volume-of-Fluid-Methode (VOF) weithin akzeptiert ist, um die makroskalige topologische Entwicklung freier Oberflächen bei Schwing- und thermischen Phasenwechselprozessen zu verfolgen, bestehen weiterhin inhärente Einschränkungen hinsichtlich der Genauigkeit bei der Erfassung der Phasengrenzfläche sowie bei der Auflösung mikroskaliger interfacialer Fluktuationen. Die VOF-Formulierung beruht grundlegend auf diskreten Zell-Phasenvolumenanteilen. Das hier verwendete Geo-Reconstruct-Verfahren reduziert numerische Diffusion erheblich; dennoch bleibt die Auflösung von untergitterbasierten Mikrotropfen, Sprühbildung oder mikroskaligen Grenzflächenstrukturen strikt durch die lokale Gitterverfeinerung begrenzt. Für die in dieser Untersuchung im Vordergrund stehenden makroskaligen Schwingdynamiken, die großskalige thermische Konvektion sowie die Gesetzmäßigkeiten des Stoffübergangs bei Phasenwechseln erreicht das vorliegende VOF-Modell mit etwa 1,42 Millionen Gitterelementen ein optimales Gleichgewicht zwischen topologischer Genauigkeit und Rechenkosten.
11. In Überwachungsgeräte, Einrichtung der Überwachung für:
    1. Druck am Einlass und Auslass des Prüfabschnitts.
    2. Temperatur am Einlass und Auslass.
    3. Wandtemperatur.
    4. Volumenanteil am Einlass und Auslass.
       HINWEIS: Das Konvergenzkriterium für das Energiereziprok ist auf 1 × 10⁻⁸, während die für die übrigen Parameter auf 1 × 10⁻ gesetzt sind⁴Wichtige globale Variablen, einschließlich der flächengewichteten mittleren Temperatur und des gesamten Druckabfalls über den Prüfabschnitt, wurden dynamisch überwacht. Die Berechnung wurde fortgesetzt, bis diese Variablen keine weiteren Schwankungen mehr zeigten, um sicherzustellen, dass das Strömungsfeld einen vollständig ausgebildeten und stabilen Zustand erreicht hatte.
12. Methode zur Standardinitialisierung auswählen, Berechnung aus allen Zonen durchführen. Nach der Initialisierung, in der Berechnung ausführen Panel, Set: Zeitschrittgröße: 1 × 10⁻⁴ s und Anzahl der Zeitschritte: 1 × 10⁶.

3. Nachbearbeitung und Konfiguration des Datenexports

1. Klicken Sie im Bereich Calculation Activities auf Autosave (Every Flow Time), um das Fenster Autosave zu öffnen. Legen Sie in den Autosave-Einstellungen unter Save Data File Every [s] den Wert 0,01 fest und wählen Sie Flow Time als Speicherintervalltyp. Wählen Sie für Save Associated Case Files Type die Option Only if Modified und klicken Sie anschließend auf OK.
2. Öffnen Sie das Fenster Contours über den Bereich Results. Aktivieren Sie in den Contours-Einstellungen die Optionen Filled, Node Values, Boundary Values, Global Range und Auto Range.
3. Wählen Sie Phases als contour-Typ und Volume Fraction als variable aus und legen Sie phase-1 als Zielphase fest. Klicken Sie abschließend auf Save/Display, um die Konturverteilung darzustellen.
   HINWEIS: Der Wärmeübergangskoeffizient wird berechnet als Wärmestromdichte an der Wand dividiert durch die treibende Temperaturdifferenz, ermittelt aus der Temperaturdifferenz zwischen Einlass und Auslass des Prüfabschnitts. Unter Schwappebedingungen wird der zeitlich gemittelte Wärmeübergangskoeffizient verwendet. Der Druckabfall wird durch Überwachung der Differenz zwischen Einlass- und Auslassdruck bestimmt, und der Gradient des reibungsbedingten Druckabfalls wird anschließend als Verhältnis dieses Druckabfalls zur Länge des Rohrsegments berechnet.
4. Importieren Sie die erhaltenen Daten, beispielsweise die Einlass- und Auslasstemperatur sowie Druckwerte, in Excel.
5. Ermitteln Sie die Temperaturdifferenz und Druckdifferenz zwischen Einlass und Auslass gemäß der Berechnungsmethode aus Abschnitt 3.3.

Ergebnisse

Mithilfe des validierten numerischen Modells wurde der eigentliche Verflüssigungsprozess simuliert, um systematisch die Variationen des Wärmeübergangskoeffizienten und des reibungsbedingten Druckabfalls bei unterschiedlichen Betriebsparametern zu untersuchen und dadurch eine theoretische Grundlage für die Auslegung und Optimierung von Wärmetauschern zu schaffen. Die wichtigsten Schlussfolgerungen lassen sich wie folgt zusammenfassen: Bei der Kondensation einer reinen Flüssigkeit ist der Wärmeübergang hauptsächlich auf den Flüssigkeitsfilm angrenzend an die Rohrwand beschränkt, wobei die Temperatur an der Gas-Flüssig-Grenzfläche der Kerndampftemperatur entspricht; beide entsprechen der Sättigungstemperatur. Im Gegensatz dazu ist die Kondensation eines Gemischs ein Nichtgleichgewichtsprozess, der durch gleichzeitigen Wärmeübergang sowohl im Flüssigkeitsfilm als auch im Dampfkern gekennzeichnet ist. Folglich weicht die Temperatur an der Gas-Flüssig-Grenzfläche von der volumetrischen Sättigungstemperatur ab, begleitet von einer Änderung der Grenzflächenkonzentration gegenüber dem im Gleichgewicht befindlichen gesättigten Zustand. Während dieses Prozesses kondensiert die weniger flüchtige Komponente bevorzugt, wodurch sich die flüchtigere Komponente an der Phasengrenzfläche anreichert. Diese Anreicherung erhöht die lokale Konzentration der flüchtigeren Komponente und erzeugt einen Konzentrationsgradienten zwischen der Grenzfläche und dem Dampf im Kernbereich. Dieser Gradient verursacht einen erheblichen Stoffübergangswiderstand, der die Kondensation der weniger flüchtigen Komponente behindert und somit den Kondensations-Wärmeübergangskoeffizienten verschlechtert.

Gleichung für den Volumenanteil:

      (2)

      (3)

Die Volumenanteile der Gas- und Flüssigphase erfüllen die folgende Bedingung:

    (4)

Energiegleichung:

    (5)

Phasenübergangs-Lee-Modell:

      (6)

      (7)

wobei S_(αl) die stoffübergangsbedingte Phasenwechselrate pro Volumeneinheit und Zeiteinheit darstellt; α_l den Volumenanteil der flüssigen Phase repräsentiert; α_g den Volumenanteil der gasförmigen Phase repräsentiert; u⃗ die gemeinsame Geschwindigkeit der beiden Phasen in m/s darstellt; ρ die durch volumenanteilgewichtete Mittelung ermittelte Mischungsdichte in kg/m³ ist; µ die dynamische Viskosität der Mischung in Pa·s bezeichnet; h die mittlere Enthalpie der gasförmigen und flüssigen Phase in J/kg ist; λ_eff die effektive Wärmeleitfähigkeit zwischen der gasförmigen und flüssigen Phase in W/(m·K) darstellt; r der Zeitrelaxationsfaktor in 1/s ist, der in diesem Artikel auf 10⁴ festgelegt ist; Ts die Sättigungstemperatur. Das Verhalten einer Mischung von Arbeitsfluiden während der Kondensation unterscheidet sich von dem reiner Arbeitsfluide, hauptsächlich aufgrund der unterschiedlichen Flüchtigkeit der Komponenten.

Die Massenstromdichte, der Dampfgehalt und der Sättigungsdruck haben erhebliche Auswirkungen auf den Wärmeübergangskoeffizienten bei Kondensation und den reibungsbedingten Druckverlust. Mit steigender Massenstromdichte erhöht sich die Strömungsgeschwindigkeit, wodurch die Störung des Dampffilms verstärkt und somit der Wärmeübergang innerhalb des Films verbessert wird, was zu einer allgemeinen Zunahme des Wärmeübergangskoeffizienten führt. Gleichzeitig wird die Schubspannung, die die Dampfphase auf den Flüssigkeitsfilm ausübt, stärker, was zu einem höheren reibungsbedingten Druckverlust führt. Mit zunehmendem Dampfgehalt steigen sowohl das Gleitverhältnis zwischen den Phasen als auch die Mischgeschwindigkeit an, wodurch die Scherwechselwirkung zwischen Flüssigkeitsfilm und Wand sowie die interfaciale Scherspannung zwischen Dampf- und Flüssigphase verstärkt wird. Dies verbessert die Wärmeübertragungsleistung. Unter diesen Bedingungen werden Schereffekte dominierend, und die Abnahme der Mischdichte trägt zusätzlich zu einer Erhöhung des reibungsbedingten Druckverlusts bei. Auch der Sättigungsdruck spielt eine entscheidende Rolle bei der Bestimmung der Strömungs- und Wärmeübertragungseigenschaften. Bei niedrigen Sättigungsdrücken nimmt die Dampfdichte ab, während die Strömungsgeschwindigkeit zunimmt, was zu einem dünneren Flüssigkeitsfilm und geringerem thermischem Widerstand führt und somit den Wärmeübergang verbessert. Im Gegensatz dazu steigt bei höheren Sättigungsdrücken die Fluidtemperatur an, und die Dichte sowie Viskosität der Flüssigkeit nehmen ab, wodurch die Scherwechselwirkung zwischen Flüssigkeitsfilm und Wand geschwächt wird, was zu einer Verringerung des reibungsbedingten Druckverlusts führt. Bei einem Dampfgehalt von 0,5 steigt der Wärmeübergangskoeffizient, wenn die Massenstromdichte von 450 auf 550 kg/(m²·s) ansteigt, von 5118 auf 5637 W/(m²·K), was einer Zunahme um 10 % entspricht. Gleichzeitig erhöht sich der reibungsbedingte Druckverlust von 2523 auf 3442 Pa/m, was einem deutlichen Anstieg um 36 % entspricht.

Die Auswirkungen von Rollperiode und Rollamplitude auf den Wärmeübergangsprozess zeigen ähnliche Trends, wobei jeweils eine Koexistenz von Wärmeübergangsverbesserung und -verschlechterung auftritt. Die Rollbewegung verändert die Turbulenzintensität im Flüssigkeitsfilm und beeinflusst folglich die turbulente kinetische Energie des Films. Wenn die über einen Zyklus gemittelte turbulente kinetische Energie ansteigt, wird der turbulenzverstärkte Transport dominant, was zu einer verbesserten Wärmeübertragung führt. Im Gegensatz dazu unterdrückt die Abschwächung der Turbulenz die Wärmeübergangsleistung, wenn die über einen Zyklus gemittelte turbulente kinetische Energie abnimmt. Gleichzeitig verstärkt die Rollbewegung die Schwankungen im Flüssigkeitsfilm und verändert dessen Dicke. Eine Verringerung der Flüssigkeitsfilmdicke verringert den thermischen Widerstand und verbessert somit den Wärmeübergang, während eine Zunahme der Filmdicke den thermischen Widerstand erhöht und die Wärmeübergangsleistung abschwächt. Diese beiden Mechanismen – nämlich die Variation der turbulenten kinetischen Energie und die Änderung der Flüssigkeitsfilmdicke – wirken zusammen und bestimmen gemeinsam das Gesamtverhalten des Wärmeübergangs über einen Rollzyklus hinweg. Im untersuchten Bereich liegt der Einfluss der Rollperiode auf die Wärmeübergangsleistung bei etwa ±20 %, während der Einfluss der Rollamplitude bei ±10 % liegt.

Abbildung 1: Schematisches Diagramm des simulierten physikalischen Modells. Aufgrund der hohen Rechenkosten für die Simulation von helikalen Rohren in Originalgröße wird ein vereinfachtes Modell mit reduziertem Berechnungsgebiet verwendet, wie in Abbildung 1 dargestellt. Zur Validierung anhand experimenteller Daten von Neeraas¹² wird ein dreiteiliges Modell konstruiert (Rohrdurchmesser: 14 mm, Helixwinkel: 10°, Spulendurchmesser: 2 m). Es besteht aus einem voll ausgebildeten Abschnitt (0,6 m) zur Strömungsentwicklung, einem Prüfabschnitt (0,2 m) für den lokalen Datensvergleich und einem Druckstabilisierungsabschnitt (0,2 m) zur Verhinderung von Rückströmung und Aufrechterhaltung der Druckstabilität am Auslass. Es umfasst drei Teile, wobei der erste aus einem schematischen Diagramm eines zuvor von Cai¹ veröffentlichten Buches abgeleitet ist. Bitte klicken Sie hier, um eine vergrößerte Version dieser Abbildung anzusehen.

Abbildung 2: Ergebnisse der Gitterunabhängigkeit. Abbildung 2 zeigt die Überprüfungsergebnisse der Gitterunabhängigkeit für den Wärmeübergangskoeffizienten und den reibungsbedingten Druckabfall in Abhängigkeit von der Gitteranzahl. Wie in der Abbildung dargestellt, nehmen sowohl der Wärmeübergangskoeffizient als auch der reibungsbedingte Druckabfall deutlich ab, wenn die Gesamtanzahl der Zellen von 0,60 Millionen auf 1,33 Millionen ansteigt. Jenseits von 1,33 Millionen Zellen verlaufen die Änderungen beider überwachter Größen annähernd konstant; eine weitere Verfeinerung des Netzes bis zu 1,85 Millionen Zellen führt zu einer relativen Abweichung von weniger als 0,5 %, was darauf hinweist, dass die Gitterunabhängigkeit erreicht ist. Unter Abwägung von Rechengenauigkeit und Ressourcenverbrauch wurde für alle nachfolgenden Simulationen eine Netzauflösung mit etwa 1,42 Millionen Zellen gewählt. Zudem wurde bestätigt, dass diese Gitterauflösung sowohl für stationäre als auch für schwankende Bedingungen geeignet ist. Bitte klicken Sie hier, um eine größere Version dieser Abbildung anzusehen.

Abbildung 3: Verifizierungsergebnisse der numerischen Simulation des Wärmeübergangskoeffizienten im Vergleich mit den experimentellen Daten von Neeraas. Die vorhergesagten Wärmeübergangskoeffizienten stimmen gut mit den experimentellen Daten im Bereich der Dampfqualität von 0,2–0,8 überein. Insbesondere liegen die Simulationsresultate bei Dampfqualitäten von 0,2–0,4 leicht über den experimentellen Werten, während die experimentellen Werte bei Dampfqualitäten von 0,5–0,8 geringfügig über den numerischen Vorhersagen liegen. Basierend auf der quantitativen Bewertung beträgt die maximale Abweichung 15 %. Bitte klicken Sie hier, um eine vergrößerte Version dieser Abbildung anzusehen.

Abbildung 4: Verifizierungsergebnisse der numerischen Simulation des reibungsbedingten Druckabfalls im Vergleich mit den experimentellen Daten von Neeraas. Der vorhergesagte reibungsbedingte Druckabfall liegt insgesamt leicht über den experimentellen Ergebnissen, wobei die maximale Abweichung 10 % nicht überschreitet. Bitte klicken Sie hier, um eine vergrößerte Version dieser Abbildung anzusehen.

Abbildung 5: Gasphasen-Volumenanteil bei unterschiedlichem Massenstrom (Durchmesser = 10 mm, Dampfqualität = 0,5). Abbildung 5 zeigt die Verteilung des Dampf-Volumenanteils im Ausgangsquerschnitt bei verschiedenen Massenströmen bei gleicher Dampfqualität. Wie in der Abbildung dargestellt, beträgt der minimale Dampf-Volumenanteil 0, was darauf hinweist, dass die Wand vollständig durch den Flüssigkeitsfilm benetzt bleibt. Bei niedrigen Massenströmen wird das Strömungsmuster hauptsächlich durch die Schwerkraft bestimmt und weist eine typische geschichtete Strömungsstruktur auf. Mit zunehmendem Massenstrom wird die Scherspannung, die die Dampfphase auf den Flüssigkeitsfilm ausübt, zunehmend stärker und dominiert schließlich das Strömungsverhalten, wodurch sich das Strömungsmuster allmählich von einer Schichtenströmung zu einer Ringströmung entwickelt. Zusätzlich hat auch die Dampfqualität einen wesentlichen Einfluss auf die Entwicklung des Strömungsmusters und bestimmt gemeinsam mit dem Massenstrom die Veränderung der Zweiphasen-Strömungsstruktur. Bitte klicken Sie hier, um eine vergrößerte Version dieser Abbildung anzusehen.

Abbildung 6: Wärmeübergangskoeffizient bei unterschiedlichen Massenstromdichten. Die Variation des Wärmeübergangskoeffizienten in Abhängigkeit von verschiedenen Massenstromdichten ist in Abbildung 6 dargestellt. Bei konstanter Dampfqualität steigt der Wärmeübergangskoeffizient mit zunehmender Massenstromdichte. Während des Kondensationsprozesses bildet sich ein Dampffilm entlang der inneren Wand des Rohres. Mit steigender Massenstromdichte erhöht sich die Strömungsgeschwindigkeit, wodurch die Störung des Dampffilms verstärkt und die Wärmeübertragung innerhalb des Films verbessert wird, wodurch der thermische Widerstand verringert wird. Folglich wird der Wärmeübergangskoeffizient bei höheren Massenstromdichten größer. Gleichzeitig steigt mit der zunehmenden Massenstromdichte auch die Reynolds-Zahl, die dem Flüssigkeitsfilm entspricht. Insgesamt hat die Massenstromdichte einen erheblichen Einfluss auf den Wärmeübergangskoeffizienten. Bitte klicken Sie hier, um eine vergrößerte Version dieser Abbildung anzusehen.

Abbildung 7: Reibungsbedingter Druckabfall unter verschiedenen Massenstromdichten. Abbildung 7 zeigt die Änderung des reibungsbedingten Druckabfalls unter verschiedenen Bedingungen der Massenstromdichte. Die Ergebnisse zeigen, dass der reibungsbedingte Druckabfall bei gleicher Dampfqualität deutlich mit steigender Massenstromdichte zunimmt. Dies liegt hauptsächlich daran, dass eine höhere Massenstromdichte zu einer höheren Strömungsgeschwindigkeit führt, wodurch die Scherwirkung der Dampfphase auf den Flüssigkeitsfilm sowie die Wandschubspannung verstärkt werden, was somit zu einem größeren reibungsbedingten Druckabfall führt. Insgesamt hat die Massenstromdichte einen deutlichen Einfluss auf den reibungsbedingten Druckabfall. Bitte klicken Sie hier, um eine vergrößerte Version dieser Abbildung anzusehen.

Abbildung 8: Gasphasen-Volumenanteil bei unterschiedlicher Dampfqualität (Durchmesser = 10 mm). Abbildung 8 zeigt die Verteilungen des Dampf-Volumenanteils am Auslass für vier Dampfqualitäten. Der Volumenanteil steigt bei niedriger Dampfqualität stark an, erreicht bei hoher Dampfqualität jedoch einen Wert nahe 1. Es wurden vier unterschiedliche Strömungsmuster identifiziert: geschichtet, halb-ringförmig, ringförmig und Nebelströmung. Bei niedriger Dampfqualität dominiert die Schwerkraft, was zu einer geschichteten Strömung mit Dampf oben und Flüssigkeit unten führt. Mit zunehmender Dampfqualität ersetzt die Grenzflächenschubspannung die Schwerkraft als dominierenden Mechanismus und treibt die Strömung über halb-ringförmige und ringförmige Bereiche hin zur Nebelströmung. Bitte klicken Sie hier, um eine vergrößerte Version dieser Abbildung anzusehen.

Abbildung 9: Gasphasen-Volumenanteil unter verschiedenen Sättigungsdrücken. Wenn der Sättigungsdruck ansteigt, nimmt die Flüssigkeitsdichte ab, während die Dampfdichte zunimmt, was zu einer Änderung der Dichtedifferenz zwischen den beiden Phasen und einer insgesamt höheren Mischungsdichte führt. Gleichzeitig verändern sich die Gleiteigenschaften zwischen Gas und Flüssigkeit, und die Grenzflächenschubspannung zwischen den beiden Phasen nimmt ab, was zu einer Verringerung des Dampf-Volumenanteils führt. Diese Veränderungen spiegeln sich direkt in den Trends des Wärmeübergangskoeffizienten und des reibungsbedingten Druckabfalls wider. Bitte klicken Sie hier, um eine größere Version dieser Abbildung anzusehen.

Abbildung 10: Wärmeübergangskoeffizient bei unterschiedlichen Sättigungsdrücken. Abbildung 10 zeigt die Wärmeübergangskoeffizienten über verschiedene Dampfqualitäten und Sättigungsdrücke hinweg. Bei konstanter Dampfqualität führt ein niedrigerer Sättigungsdruck zu einem höheren Wärmeübergangskoeffizienten. Mechanistisch gesehen erhöht ein höherer Druck die Dampfdichte, wodurch die Strömungsgeschwindigkeit und die Grenzflächenscherspannung verringert werden. Dadurch verdickt sich der Flüssigkeitsfilm, was den thermischen Widerstand erhöht und den Wärmeübergang verschlechtert. Außerdem wird der Einfluss des Sättigungsdrucks bei höheren Dampfqualitäten stärker ausgeprägt, da dort die Dampfgeschwindigkeit dominiert und druckbedingte Dichteänderungen größere Schwankungen der Grenzflächenscherspannung verursachen. Bitte klicken Sie hier, um eine vergrößerte Version dieser Abbildung anzusehen.

Abbildung 11: Reibungsbedingter Druckabfall bei unterschiedlichen Sättigungsdrücken. Abbildung 11 zeigt die Änderung des reibungsbedingten Druckabfalls bei verschiedenen Sättigungsdrücken. Die Ergebnisse zeigen, dass der reibungsbedingte Druckabfall bei gleichem Dampfgehalt mit steigendem Sättigungsdruck abnimmt. In Kombination mit der Geschwindigkeitsverteilung, dem Unterkühlungstemperaturfeld und der Dampfanteilsverteilung bei unterschiedlichen Sättigungsdrücken deuten diese Ergebnisse darauf hin, dass ein höherer Sättigungsdruck einer höheren Fluidtemperatur entspricht, begleitet von einer Abnahme sowohl der Flüssigkeitsdichte als auch der Viskosität. Dadurch wird die Scherwechselwirkung zwischen dem Flüssigkeitsfilm und der Wand geschwächt, was zu einer Verringerung des reibungsbedingten Druckabfalls führt. Bitte klicken Sie hier, um eine vergrößerte Version dieser Abbildung anzusehen.

Abbildung 12: Gasförmiger Volumenanteil bei unterschiedlichen Rollperioden (Dampfqualität = 0,5, Massenstromdichte = 550 kg/(m²·s), A = 3 m). Bei fester Rollamplitude führt eine kürzere Rollperiode zu einem stärkeren zusätzlichen Trägheitseffekt, der durch die oszillatorische Bewegung hervorgerufen wird, und verursacht intensivere Geschwindigkeitsschwankungen im Strömungsfeld. Diese Schwankungen zeigen ebenfalls ein ausgeprägtes periodisches Verhalten mit abwechselnden Phasen der Strömungsbeschleunigung und -verzögerung. Gleichzeitig verändert die Rollbewegung die räumliche Verteilung des Flüssigkeitsfilms und beeinflusst das Strömungsmuster, wodurch der Wärmeübergang beeinträchtigt wird. Wenn die mittlere Dicke des Flüssigkeitsfilms zunimmt, steigt der thermische Widerstand des Films und die Wärmeübertragungsleistung nimmt ab. Im Gegensatz dazu verringert sich bei abnehmender mittlerer Dicke des Flüssigkeitsfilms der thermische Widerstand des Films, wodurch der Wärmeübergang verbessert wird. Die Klassifizierung der Strömungsregime basiert auf den in Referenz⁴ vorgeschlagenen Kriterien für den Übergang zwischen Strömungsmustern. Bitte klicken Sie hier, um eine vergrößerte Version dieser Abbildung anzusehen.

Abbildung 13: Wärmeübergangskoeffizient bei unterschiedlichen Rollperioden. Abbildung 13 vergleicht zeitlich gemittelte Wärmeübergangskoeffizienten (HTCs) unter Rollbewegung mit dem stationären Grundzustand. Die Rollbewegung verändert den HTC um ±20 %, wobei sowohl eine Verbesserung als auch eine Verschlechterung auftritt. Bei niedrigen HTCs (geringere Dampfqualität) verbessert die Rollbewegung den Wärmeübergang – umso stärker, je kürzer die Rollperiode ist –, indem sie die Turbulenz im Flüssigkeitsfilm und die Grenzflächenfluktuationen verstärkt. Umgekehrt verschlechtert die Rollbewegung bei hohen HTCs (höhere Dampfqualität) den Wärmeübergang, indem sie den Dampfkern komprimiert und die Dicke des Flüssigkeitsfilms erhöht (durch mittlere Verdickung und zentrifugale Effekte in der Ringströmung), wodurch der thermische Widerstand ansteigt. Folglich wird für Offshore-Anwendungen eine geeignete Konstruktionsreserve empfohlen. Jeder Datenpunkt in der Abbildung entspricht einem unabhängigen und deterministischen numerischen Simulationsfall. Die CFD-Lösung der Grundgleichungen berücksichtigt kein Messrauschen und lässt daher die statistische Varianz wiederholter experimenteller Versuche außer Acht; deshalb sind Fehlerbalken auf Basis statistischer Verteilungen weder anwendbar noch erforderlich. Bitte klicken Sie hier, um eine vergrößerte Version dieser Abbildung anzusehen.

Abbildung 14: Wärmeübergangskoeffizient bei unterschiedlichen Schwingungsamplituden. Abbildung 14 vergleicht zeitlich gemittelte Wärmeübergangskoeffizienten (HTCs) bei verschiedenen Schwingungsamplituden mit dem stationären Referenzzustand. Die Schwingungsamplitude verändert den HTC um ±10 %, wobei sowohl eine Verbesserung als auch eine Verschlechterung beobachtet wird. Bei niedrigen HTCs (geringere Dampfqualität) verbessert die Schwingung den Wärmeübergang – stärker ausgeprägt bei größeren Amplituden – durch eine Intensivierung der Flüssigkeitsfilmturbulenz und der Grenzflächenfluktuationen. Umgekehrt verschlechtert die Schwingung bei hohen HTCs (höhere Dampfqualität) den Wärmeübergang, indem sie den Dampfkern komprimiert und den Flüssigkeitsfilm verdickt (durch mittlere Verdickung und zentrifugale Effekte in der Ringströmung), wodurch der thermische Widerstand erhöht wird. Folglich wird für Offshore-Anwendungen eine angemessene Konstruktionsreserve empfohlen. Bitte klicken Sie hier, um eine größere Version dieser Abbildung anzusehen.

Massenstrom	Dampf	Druck	Rohrdurchmesser (mm)	Umwicklungswinkel	Wickeldurchmesser (m)	Rollperiode (s)	Rollamplitude (m)
kg/(m2·s)	Qualität	MPa		°
350–550	0.1–0.9	3–5	10	4	2	2–5	2–3

Tabelle 1: Simulierte Arbeitsbedingungen. Tabelle 1 fasst die Simulationsbedingungen für das leichte Kohlenwasserstoffgemisch im Verflüssigungsabschnitt eines realen industriellen Prozesses¹⁵ zusammen. Das Arbeitsfluid besteht aus Methan, Propan, Isopentan, Ethylen und Stickstoff in einem molaren Verhältnis von 55,314:1,407:0,04:23,709:19,53. Eigenschaften aus NIST REFPROP wurden verwendet, um das nichtlineare Verhalten des homogenen Gemischs unter allen Betriebsbedingungen genau abzubilden und gleichzeitig den Rechenaufwand zu minimieren.

Diskussion

Die dreigliedrige Konfiguration ist entscheidend für die Gewährleistung der Zuverlässigkeit der Simulation, da sie voll ausgebildete Strömungsbedingungen stromaufwärts des Prüfabschnitts erzeugt und Rückströmung am Auslass unterdrückt, wodurch die Genauigkeit der vorhergesagten Ergebnisse optimiert wird. Diese Sichtweise spiegelte sich ebenfalls in früheren Studien zu horizontalen Rohren¹ wider. Während des Gittererzeugungsprozesses in dieser Studie sind die Höhe der ersten Maschenschicht, die Anzahl der Grenzschichtschichten und die Mindestanforderung an die orthogonale Qualität gleichermaßen kritisch, da sie die Genauigkeit der Simulationsergebnisse direkt beeinflussen. Massenstromdichte, Dampfqualität und Sättigungsdruck beeinflussen die Wärmeübertragung bei Kondensation und den Druckverlust erheblich. Eine Erhöhung der Massenstromdichte verstärkt die Dampfgeschwindigkeit und die Grenzflächenschubspannung und führt somit zu einer Zunahme sowohl des Wärmeübergangskoeffizienten als auch des reibungsbedingten Druckabfalls. Eine Erhöhung der Dampfqualität verstärkt ebenfalls die Grenzflächenschubspannung und fördert den Übergang von geschichteter Strömung hin zu Ring- und Nebelströmung. Im Gegensatz dazu verringert eine Erhöhung des Sättigungsdrucks sowohl den Wärmeübergangskoeffizienten als auch den reibungsbedingten Druckabfall. Diese Trends stimmen im Allgemeinen mit früheren experimentellen und numerischen Studien zur Kondensation von Kohlenwasserstoffen^6,7,8,9,13 überein. Bei nicht-azeotropen Gemischen sollte zusätzlich der durch die Umverteilung der Komponenten nahe der Dampf-Flüssig-Grenzfläche verursachte zusätzliche Stoffübergangswiderstand berücksichtigt werden^10,11,12.

Eine wichtige Erkenntnis ist, dass eine Rollbewegung den Wärmeübergang bei der Kondensation entweder verbessern oder verschlechtern kann. Im untersuchten Bereich verändert die Rollperiode die Wärmeübertragungsleistung um etwa ±20 %, während die Rollamplitude Schwankungen von etwa ±10 % verursacht. Dieses Verhalten resultiert hauptsächlich aus der Kombination von Flüssigkeitsfilmschwankungen und Variationen der Filmdicke. Eine erhöhte Turbulenz oder ein dünnerer Flüssigkeitsfilm verbessern den Wärmeübergang, während eine verringerte Turbulenz oder eine Verdickung des Films zu einer Verschlechterung führt. Daher hängt die Gesamtwirkung auf den Wärmeübergang von der Wechselwirkung zwischen diesen beiden Mechanismen ab. Bei der Anwendung dieser Methode sind mehrere numerische Aspekte zu berücksichtigen. Da die vorhergesagten Wärmeübertragung und der Druckverlust empfindlich gegenüber der Dicke des Flüssigkeitsfilms und dem Grenzflächenverhalten sind, sind eine ausreichende Auflösung des Wandnäheren Gitters sowie eine geeignete Zeitschrittweite erforderlich. Außerdem sollte die Konvergenz nicht allein anhand der Restgrößen beurteilt werden. Wichtige physikalische Größen wie Temperatur, Druck, Dampfvolumenanteil und Druckverlust sollten ebenfalls überwacht werden, um numerische Oszillationen von tatsächlichen, durch die Rollbewegung verursachten Schwankungen unterscheiden zu können.

Es wurden jedoch nur eine begrenzte Anzahl von Rollbedingungen in dieser Studie berücksichtigt, und umfassendere parameterbezogene Untersuchungen sind weiterhin erforderlich, um ein vollständigeres Verständnis des Einflusses dynamischer Betriebsbedingungen auf die Kondensationsleistung zu erlangen. Bei praktischen Offshore-LNG-Anwendungen können Wärmetauscher komplexe Bewegungen mit sechs Freiheitsgraden aufgrund der Schiffsbewegung erfahren, einschließlich kombinierter Roll-, Nick- und Gierbewegungen. Diese dynamischen Effekte können das Gravitationsfeld, die sekundären Strömungsstrukturen und die Verteilung des Flüssigkeitsfilms im gewundenen Rohr kontinuierlich verändern und dadurch die örtlichen Wärmeübergangs- und Druckverlusteigenschaften beeinflussen. Zukünftige Studien sollten daher die gekoppelten Effekte unterschiedlicher Rollamplituden, Frequenzen und Bewegungsrichtungen untersuchen, um einen vollständigeren Rahmen für die Leistungsbeurteilung von gewundenen Rohrwärmetauschern unter maritimen Bedingungen zu etablieren.

Darüber hinaus ist eine weitere Validierung anhand praktischer Betriebsdaten erforderlich, insbesondere vor dem Hintergrund der Unterschiede zwischen dem in dieser Studie verwendeten Arbeitsfluid und den nicht-azeotropen Kohlenwasserstoffgemischen, die in tatsächlichen industriellen LNG-Prozessen eingesetzt werden. In realen LNG-Systemen weisen gemischte Kältemittel typischerweise eine erhebliche Temperaturgleitung sowie komplexes Phasengleichgewichtsverhalten auf, bedingt durch Wechselwirkungen zwischen mehreren Komponenten. Diese Eigenschaften können den Kondensationsmechanismus, den Stoffübergang an der Grenzfläche sowie die lokalen thermophysikalischen Eigenschaften beeinflussen. Obwohl das vorliegende Modell die allgemeinen Strömungs- und Wärmeübergangsverläufe erfolgreich vorhersagt, sind experimentelle Untersuchungen unter Verwendung praktischer fünfkompontiger gemischter Kältemittel, wie Gemische aus Stickstoff/Methan/Ethylen/Propan/Isopentan, notwendig, um die Zuverlässigkeit des Modells weiter zu überprüfen und seine Anwendbarkeit unter industriellen Bedingungen zu verbessern.

Darüber hinaus bedarf die Anwendbarkeit des ausgewählten Turbulenzmodells unter Bedingungen von strömendem Dampf mit hohem Dampfgehalt noch weiterer Untersuchung. In diesem Strömungsregime können starke Grenzflächenverformungen, Tröpfchenabscheidung und intensive Turbulenzwechselwirkungen auftreten, was zu komplexen Mechanismen des Impuls- und Energieaustauschs zwischen dem dampfförmigen Kern und der flüssigen Phase führt. Herkömmliche Turbulenzmodelle können Unsicherheiten bei der Vorhersage dieser stark anisotropen Zweiphasenströmungseigenschaften verursachen. Zukünftige Forschungsarbeiten könnten daher erweiterte Turbulenzmodelle, verbesserte Korrelationen für Grenzflächenkräfte oder numerische Methoden zur Auflösung der Grenzfläche berücksichtigen, um die Vorhersagegenauigkeit unter extremen Betriebsbedingungen zu erhöhen. Die Zuverlässigkeit der numerischen Ergebnisse bei Betriebsdrücken, die den in dieser Studie untersuchten Bereich (3–5 MPa) deutlich überschreiten, erfordert ebenfalls eine weitere Überprüfung anhand zusätzlicher experimenteller Daten. Druckschwankungen können die thermophysikalischen Eigenschaften des Kältemittels, die Phasengleichgewichtseigenschaften und das Kondensationsverhalten stark beeinflussen und führen somit zu Abweichungen zwischen den numerischen Vorhersagen und der tatsächlichen Leistung. Ebenso untersuchte die vorliegende Studie Massenstromdichten im Bereich von 350–550 kg/(m²·s), während LNG-Wärmetauscher bei höheren Massenstromdichten betrieben werden können. Ob das vorgeschlagene numerische Modell bei höheren Massenstromdichten ausreichende Genauigkeit und allgemeine Anwendbarkeit beibehält, muss durch weitere experimentelle und numerische Untersuchungen bestätigt werden.

Trotz dieser Einschränkungen liefert die vorliegende Studie bedeutende theoretische Erkenntnisse und quantitative Hinweise für die Auslegung und Optimierung von Spiralrohr-Wärmetauschern für LNG-Anwendungen. Innerhalb des untersuchten Betriebsbereichs kann eine Erhöhung der Auslegungsmarge um etwa 20 % die durch Rollbedingungen verursachte Leistungsminderung wirksam ausgleichen und bietet damit einen praktischen ingenieurtechnischen Ansatz, um einen zuverlässigen Betrieb in dynamischen Offshore-Umgebungen sicherzustellen. Die Ergebnisse tragen nicht nur zu einem tieferen Verständnis der Kondensationscharakteristika in Spiralrohr-Wärmetauschern unter Bewegungsbedingungen bei, sondern liefern auch wertvolle Referenzen für die Entwicklung effizienterer und robusterer Wärmeübertragungssysteme für LNG.

Materialien

Liste der in diesem Artikel verwendeten Materialien

Name	Unternehmen	Katalognummer	Kommentare
Fließend	ANSYS	2020r1	Simulationssoftware
SpaceClaim	ANSYS	2020r1	Modellierungssoftware