豎直微肋管內LNG流動沸騰傳熱特性的分析

徐彬，石玉美

（上海交通大學制冷與低溫工程研究所，上海200240）

引 言

作為一種清潔、高效、經濟的能源，天然氣（NG）被越來越廣泛地應用在工業生產、運輸業以及民用等各領域。為方便儲運，天然氣通常經過除雜、液化，以液化天然氣 （LNG）的形式進行儲存和輸運［1］。最終使用時，液化天然氣需經過氣化轉化為常溫氣體。在天然氣液化以及LNG氣化過程中，換熱器的設計以及傳熱特性的研究顯得尤為重要。

雖然早在20世紀60年代就已開始了兩相流動沸騰的研究［2］，然而，在公開發表的文獻中很難找到針對LNG的兩相流動沸騰的研究報告。目前，針對強化管內兩相流動沸騰研究的流動介質多為制冷劑［3］。胡 海 濤 等［4］對 R410A－油 混 合物在7mm強化管內流動沸騰的傳熱特性進行了研究。Kravchenko等［5］研究了甲烷在豎直管內的池沸騰傳熱特性。Kim等［6］研究了R22在7mm和9.52mm光管和微肋管內流動沸騰傳熱特性，得出在7mm和9.52mm微肋管內傳熱系數分別是光管內傳熱系數的1.2～1.8倍、2.2～3.3倍的結論。Colombo等［7］對R134A在微肋管內冷凝、蒸發的傳熱及壓降特性進行了實驗研究，并且可視化分析了微肋對流型的影響。Wellsandt等［8］基于R134A的實驗數據，開發了微肋管內換熱關聯式，關聯式平均誤差為1.5%，標準差為21%。然而，目前已有的關于強化管內兩相流動的研究大部分是以常溫下的制冷劑作為流動工質的［9］。

本文針對豎直內螺紋管內LNG的流動沸騰，實驗研究LNG在流動沸騰過程中的傳熱特性，分析熱通量、質量流量以及入口壓力對LNG兩相流動傳熱特性的影響。針對實驗工況分別采用Kim、Koyama以及兩種不同Ftp系數的Wellsandt關聯式對傳熱系數進行預測，并將實驗結果與預測結果進行比較。

1 實驗裝置

實驗系統如圖1所示，主要由LNG流動管路、真空杜瓦、信號采集系統3部分組成。通過調節高壓儲罐自增壓閥和減壓閥得到所需的測試管段入口壓力。調節液氮生物容器中液氮的液位高度，對管路中的LNG進行預冷。測試段出口處LNG進入汽化器實現完全汽化，并通過質量流量計測量流量后排入空氣。各待測點的溫度、壓力以及加熱直流電源的電壓和電流信號均通過數據采集儀采集，質量流量信號直接通過質量流量計采集并儲存在計算機中。

實驗管段為豎直內螺紋圓管，紫銅材質，測試管有效加熱長度為1000mm，外直徑為12.7mm，翅根壁厚為0.457mm，翅高為0.254mm，翅頂角度為40°，翅片數為60，螺旋角為18°。內螺紋管外觀圖、剖面圖以及結構示意圖分別如圖2（a）、（b），圖3所示。測試段結構如圖4、圖5所示，6個測溫截面在測試段上均勻布置，每個截面對稱布有2個鉑電阻。此外，在測試段出口位置布置1個鉑電阻對出口截面的管外壁面溫度進行測量，在測試段入口處設計了測溫沉孔，用于測量入口LNG流體溫度。如圖3所示，測試管段外部均勻纏繞加電熱絲，并均勻涂抹導熱硅酯以使得加熱均勻，有效加熱長度為1m。電加熱絲外部依次包裹有羊毛氈、鋁箔，且整個測試段置于真空杜瓦中以減少漏熱。

2 實驗研究

2.1 數據測量及不確定性分析

主要測量參數為：測試管段進口壓力、進出口壓差、LNG流量、流動方向上7個不同截面處的管外壁面溫度以及入口處流體溫度，電加熱絲兩端的電壓及電加熱絲上流過的電流。

圖1 實驗裝置系統Fig.1 System diagram of experimental apparatus

圖2 內螺紋微肋管實物圖Fig.2 Photography of helix micro－fin tube

圖3 內螺紋微肋管結構示意圖Fig.3 Schematic diagram of helix micro－fin tube’s structure

圖4 測試段結構示意圖Fig.4 Schematic diagram of test section

圖5 測試段截面示意圖Fig.5 Schematic diagram of test tube cross－section

實驗管段內徑、有效加熱長度、溫度的測量不確定度分別為±0.001mm、±0.5mm、±0.1K，壓力傳感器的測量不確定度均為±0.3kPa，壓差傳感器的測量不確定度均為±0.175kPa，質量流量計標定精度為讀數的±0.8%。

實驗的不確定度采用NIST［10］建議的方法進行計算。主要的實驗不確定度在表1中列出。

表1 不確定性分析Table 1 Summary of uncertainty analysis

2.2 漏熱分析

系統的漏熱量主要包含兩部分：加熱管段輻射漏熱和兩端的軸向導熱漏熱。根據文獻 ［11］，加熱管段兩端的軸向導熱漏熱量所占比例很小，因此只考慮輻射漏熱。

D′為包扎后直徑，且D′＝80mm，Tw1、Tw2分別為杜瓦壁面溫度和包扎層溫度，按溫差最大情況取值，Tw1＝293.0K，Tw2＝110K，ε1、ε2分別為杜瓦不銹鋼壁面和實驗管段外層鋁箔片的發射率，均取為0.1。計算得到dQ＝5.42W，按照最小加熱功率Q＝200W，得到dQ／Q＝2.71%。

2.3 實驗工況

實驗測量了入口壓力Pin＝0.3～0.9MPa，質量流量G＝24.91～99.62kg·m－2·s－1，熱通量q＝5.05～25.18kW·m－2范圍內的96組工況。表2列出了具體的實驗工況點。

2.4 數據處理

熱通量由加熱絲兩端的電壓和電流值確定

管內壁面溫度可由測得的管外壁面溫度，利用熱傳導方程進行計算得到

局部傳熱系數為

式中，Tf，z為z處管內主流流體溫度。

各測試截面的管內LNG物性參數如Tf，z、干度、黏度、氣液組分比等，綜合考慮混合物相平衡以及熱平衡計算得到。本文選用的相平衡方程為Peng－Robinson方程。各測試截面的壓力由測得的入口壓力以及實驗段壓差，采用線性差分計算得到。實驗所用LNG的組分表由上海天然氣管網有限公司提供，如表3所示。

3 實驗結果與分析

3.1 熱通量對傳熱系數的影響

如圖6所示，分別比較了不同熱通量對傳熱系數的影響。圖6（a）～（d）分別給出了入口壓力Pin＝0.3～0.9MPa，質量流量G＝24.91～99.62 kg·m－2·s－112組不同的工況中，當熱通量不同時，各測試截面的局部傳熱系數隨截面干度變化的曲線。可以看出，在干度較低的區域，隨著熱通量的增加，各測試截面的局部傳熱系數呈明顯增大的趨勢。從傳熱機理的角度進行分析，根據Chen［12］的經典傳熱理論，流動沸騰是由核態沸騰和強制對流兩部分組成，在干度較小的區域內，核態沸騰占據主導地位，而核態沸騰與熱通量關系密切，隨著熱通量的增加而增加，核態沸騰換熱增強，因此局部傳熱系數增加。

此外，沿著液化天然氣的流動方向，局部傳熱系數都呈現先上升而后下降的趨勢。這是由于在靠近入口的加熱起始階段，管內天然氣的截面干度較低，兩相流動沸騰中核態沸騰占主導地位，對總的換熱效果影響較大。隨著加熱的進行，管內天然氣不斷被氣化，截面干度逐漸增加，流動逐漸由核態沸騰主導區域向強制對流換熱主導區域進行轉變，換熱效果增強，總的傳熱系數增加。而當加熱繼續，管內天然氣干度達到較高的值，此時管段內天然氣氣體比例較高，液相組分很容易脫離加熱管段內壁面，傳熱出現惡化，局部傳熱系數明顯下降。

表2 實驗工況點Table 2 Experimental conditions list

表3 LNG組分Table 3 Composition of LNG／% （mol）

圖6 熱通量對傳熱系數的影響Fig.6 Effect of heat flux on heat transfer coefficient

3.2 質量流量對傳熱系數的影響

圖7（a）～（f）分別給出了當入口壓力Pin＝0.3、0.6、0.9MPa，而熱通量q＝15.04W·m－2和q＝25.18W·m－2時，不同質量流量下的局部傳熱系數隨截面干度的變化曲線。結果表明，局部傳熱系數隨質量流量的變化很明顯，隨著質量流量的增加，傳熱系數明顯增大。原因分析：根據經典傳熱理論，在干度較大的區域，強制對流傳熱在整個流動沸騰傳熱中占主導地位，而強制對流傳熱系數是被加熱工質流動速度的正相關函數，隨著質量流量的增加，流速增加，強制對流傳熱效果增強，總的傳熱系數增加。較高的質量流量能夠增強管內流動的湍流效應，這將有助于增加管內流體的不均勻性，使得氣液兩相之間的相互作用增強，從而最終也將使得流動沸騰的換熱效果增強，傳熱系數增大。

3.3 入口壓力對傳熱系數的影響

圖8比較了不同入口壓力時，流動沸騰傳熱系數沿著截面干度的變化情況。可以看出，在相同的干度范圍內，隨著入口壓力的增加，傳熱系數呈現下降的趨勢。出現這一現象的原因可能是過高的入口壓力抑制了LNG在流動沸騰過程氣泡的生成，從而減弱了沸騰的強度，導致換熱性能降低，傳熱系數下降。相應地，當入口壓力較低時，氣泡更容易形成和生長，從而有效地強化了沸騰換熱效果，使得局部傳熱系數增加。

4 與已有關聯式的比較

4.1 微肋管管內流動沸騰換熱關聯式

以往研究中，強化管內流動沸騰的流動工質多為制冷劑等常規工質。表4為本文所采用關聯式的具體形式。

Kim關聯式中的系數C1～C9如表5所示。

圖7 質量流量對沸騰傳熱系數的影響Fig.7 Effect of mass flow rate on heat transfer coefficient

圖8 入口壓力對沸騰傳熱系數的影響Fig.8 Effect of inlet pressure on heat transfer coefficient

表4 流動沸騰傳熱系數關聯式Table 4 Flow boiling heat transfer correlation used in this paper

Continued

表5 Kim關聯式中C1～C9系數Table 5 C1—C9in Kim’s correlation

4.2 換熱關聯式預測結果與實驗數據的比較

如圖9所示，將質量流量為24.9～112.1kg·m－2·s－1，熱通量為5.1～25.1kW·m－2和入口壓力為0.37～1.02MPa的224個實驗數據點分別與上述3種關聯式的預測值進行了比較。

表6列出了實驗工況范圍內4個不同關聯式的預測值與實驗值之間的偏差情況，其中包括平均絕對誤差和標準誤差。比較發現，在整個實驗工況范圍內，Koyama關聯式的準確性最好，平均絕對誤差和標準誤差均最小，分別為38.7%和25.6%。

表6 各關聯式預測結果與實驗值之間的偏差Table 6 Deviation between predicted HTC and experimental data

5 結 論

（1）分析熱通量、質量流量以及入口壓力對液氮兩相流動傳熱特性的影響。實驗結果表明，在干度較小的區域，隨著熱通量的增加，傳熱系數增大，換熱效果明顯增強；沿著液化天然氣的流動方向，局部傳熱系數都呈現先上升而后下降的趨勢。局部傳熱系數隨質量流量的變化很明顯，隨著質量流量的增加，傳熱系數明顯增大。隨著入口壓力的增加，傳熱系數減小，分析認為此時入口壓力的增加抑制了氣泡的生成，從而使換熱效果減弱。

（2）采用4種微翅管內流動沸騰換熱關聯式，即Kim、Koyama以及兩種不同Ftp系數的Wellsandt關聯式分別對實驗工況下的傳熱系數進行預測，并與實驗結果比較。結果表明，在實驗工況范圍內，Koyama關聯式準確性最好。

符 號 說 明

Ac，As——分別為流道截面積、流道有效受熱面積，m2

Di，Do——分別為實驗管段內徑、外徑，m

G——質量流量，kg·s－1

h——局部傳熱系數

hi，ho——分別為入口焓、出口焓，J·kg－1

hlv——汽化潛熱，J·kg－1

I——電流，A

l，lsc——分別為實驗段長度、過冷段長度，m

M——分子量

圖9 實驗數據與4種常用關聯式的比較Fig.9 Experimental data compared with 4commonly used correlations

P——壓力，Pa

Pr——Prandtl數

Q——加熱量，W

q——熱通量，W·m－2

Re——Reynolds數

T——熱力學溫度，K

U——電壓，V

Xtt——Martinelli參數

x——干度

z——坐標

λ——熱導率，W·m－1·K－1

μ——動力黏度，Pa·s－1

ρ——密度，kg·m－3

下角標

f——管內流體

in——實驗段入口

out——實驗段出口

sat——飽和狀態

TP——兩相

w——壁面

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