用于低干度混合工質制冷的板翅式換熱器傳熱系數

曹樂，劉金平,，許雄文,，李日新（華南理工大學電力學院，廣東 廣州 50640；廣東省能源高效清潔利用重點實驗室，廣東 廣州 50640）

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用于低干度混合工質制冷的板翅式換熱器傳熱系數

曹樂1，劉金平1,2，許雄文1,2，李日新1
（1華南理工大學電力學院，廣東 廣州 510640；2廣東省能源高效清潔利用重點實驗室，廣東 廣州 510640）

摘要：對于中小型天然氣液化裝置，板翅式換熱器被廣泛應用于回熱換熱。然而，目前對低干度混合工質在板翅式換熱器中低溫換熱性能優化等問題的研究甚少。因此，搭建一套采用單級壓縮、一級回熱的Linde-Hampson制冷循環系統，并以N2-CH4-C2H4-C3H8-iC4H10作為混合制冷劑制取?160℃低溫，用以重點分析板翅式換熱器中的總傳熱系數以及影響板翅式換熱器傳熱系數的因素。實驗結果表明：低干度下板翅式換熱器中總傳熱系數在2.6～22.7 W·m?2·K?1之間，受制冷溫度和循環濃度變化的影響不明顯，而目前對低干度低流速下混合制冷劑的低溫換熱性能預測仍存在一定的偏差，其中Cavallini和Modified Granryd的計算模型經修正后可推薦使用；同時，也從制冷劑流速、壓降等方面對板翅式換熱器優化設計提出了相關建議。

關鍵詞：天然氣；液化；混合工質；板翅式換熱器；低溫制冷；傳熱；傳熱系數；壓降

2015-07-22收到初稿，2015-09-28收到修改稿。

聯系人：許雄文。第一作者：曹樂（1987—），男，博士研究生。

Received date: 2015-07-22.

Foundation item: supported by the State Key Laboratory of Subtropical Building Science (2015ZC13)，the Guangdong Province Key Laboratory of Efficient and Clean Energy Utilization (2013A061401005) and the Fundamental Research Funds for the Central Universities (2015ZM028).

引　言

隨著世界能源結構的調整以及環境問題的日益嚴峻，天然氣在能源中的地位日漸顯著。為了降低天然氣的運輸成本，天然氣液化技術得到了廣泛應用。我國的液化天然氣廠均采用中小型液化裝置，而液化流程大部分采用多級壓縮單級回熱的Linder-Hampson循環；同時，由于板翅式換熱器結構緊湊、等體積換熱面積大、能用于多股流換熱，其廣泛用作中小型天然氣液化系統的回熱裝置。近年來，國內外一些學者對板翅式換熱器的傳熱及流動特性[1-4]、導流及流道匹配[5-8]、結構優化[9-12]等問題進行了研究，取得了豐富的研究成果。然而，針對這些問題的研究一般基于理論計算或數值模擬，目前采用板翅式換熱器的進行低溫制冷實驗研究的仍然很少。中山大學的張鐠等[13-14]搭建了以板翅式換熱器為回熱器的小型混合工質循環并制得液化空氣，重點考察了系統的降溫特性以及混合工質組分對性能的影響，并分析了多股流換熱器的漏冷量與系統效率之間的關系，然而，并未對板翅式換熱器的換熱性能進行評估。而很多學者對板翅式換熱器在常溫或高溫流體的換熱進行了研究，Khoshvaght-Aliabadi等[15]以水為流動介質對7種不同翅片的板翅式換熱器進行了實驗研究，重點考察了傳熱系數及壓降的差異，其研究表面傳熱系數隨流體體積流速增大而增大，傳熱系數在220～620 W·m?2·K?1之間，而水流速在0.11～0.28 m·s?1之間。而Nagarajan等[16]利用CFD模擬應用5種新型陶瓷翅片板翅式換熱器在高溫換熱情況下的水力及熱力性能，其傳熱系數在22～260 W·m?2·K?1之間，流速為0.81 m·s?1。而用于天然氣液化低溫制冷的板翅式換熱器，由于降溫速率的限制，低干度制冷劑的流速一般處于低流速狀態（小于0.1 m·s?1），如某天然氣液化廠的板翅式換熱器冷流進口干度為0.05時，氣相表觀流速為0.13 m·s?1，而液相表觀流速僅為0.03 m·s?1；同時，統計數據[17]顯示：中國LNG裝置開工率自2014年7月以來的12個月的平均開工率為42.94%，因此制冷系統大部分時間處于低負荷運行狀態，制冷劑流量也會因此減小。那么換熱器的換熱性能是否會因為流速較低而受到削弱，需要進行實驗研究驗證。但是由于板翅式換熱器尺寸相對較大，且低溫制冷條件下保溫難度大，目前對于用于低溫換熱的板翅式換熱器中換熱性能的實驗研究仍然很少。

對于應用于天然氣液化流程的板翅式換熱器而言，其冷熱流均承擔著多達190 K的溫度滑移，在換熱器的高溫端，冷流的制冷劑已經處于過熱狀態，其體積流速相對于換熱器冷端的低干度冷劑大得多。在換熱器的設計中，為了不讓冷流側的壓降過大而影響系統性能，會首先滿足冷流高溫段的流速在合理范圍，而由于換熱器中同一流股的流通面積不變，因此會使得低溫段的制冷劑流速偏低，這也是板翅式換熱器中低溫段傳熱系數較低的主要原因。同時，混合工質低溫沸騰及冷凝的傳熱系數的研究仍不夠成熟，目前對多元混合工質低溫沸騰及冷凝傳熱系數的預測多為經驗公式計算，與實驗結果偏差較大，而板翅式換熱器在混合工質低溫制冷條件下的換熱研究仍然相對匱乏。因此，本文搭建了一套采用板翅式換熱器為回熱器的單級壓縮低溫制冷系統，以氮氣、甲烷、乙烯、丙烷和異丁烷為混合制冷劑，使系統降溫至?160℃，并對低干度混合制冷劑在板翅式換熱器中的換熱性能進行研究。

1　實驗系統及方法

1.1實驗循環

為了研究低干度混合制冷劑在板翅式換熱器中低溫換熱性能，本實驗系統設計了一套基于Linder-Hampson系統的低溫制冷循環，系統主要部件包括：壓縮機、油分離器、冷卻器、回熱器（由2個套管換熱器和1個板翅式換熱器串聯）、節流閥、儲液器、緩沖罐等，系統循環流程如圖1所示。混合制冷劑經由壓縮機壓縮后進入油分離器中將夾帶的潤滑油分離，隨后進入水冷器進行預冷，兩相的冷劑進入回熱器中進行回熱式熱交換，熱流降溫后經節流閥降溫制冷，所得的冷流回流至回熱器與熱流換熱，冷流升溫后流經儲液罐，最終回到壓縮機完成整個制冷循環。由于在實驗條件下的低溫工況下難以做到完全絕熱，冷箱存在一定的冷量損失，為了保證系統降溫需求，系統未設計蒸發器。同時，采用5臺壓縮機并聯，在降低成本的同時亦能保證系統開機的可靠性和輸入功率可調。

圖1　實驗流程循環Fig.1　Flow chart of experimental processA—compressor; B—oil separator; C—pre-cooler; D—double-tube HE; E—plate-fin HE; F—throttle valve; G—liquid storage tank; H—buffer tank measure points: T—temperature; p—pressure; W—power; Gw—flow rate of cool water

1.2板翅式換熱器

本實驗臺中的板翅式換熱器為承擔低干度下混合制冷劑換熱而設計，由杭州中泰過程設備有限公司承制。圖2所示為板翅式換熱器的單元結構，其相關物理參數見表1，其中，板翅式換熱器采用多孔型翅片，開孔率為5.75%。而回熱器中兩種換熱器的流程參數見表2。

圖2　板翅式換熱器通道Fig.2　Flow channels of PFHE A—cold flow; B—hot flow

表1　板翅式換熱器冷熱通道結構參數Table 1　Structure parameters of PFHE channels

表2　回熱器中各物理尺寸及流程參數對比Table 2　Physics and flow parameters of RHE

表3　3組實驗在運行至各制冷溫度的系統循環組分Table 3　Circulated composition at different sample refrigeration temperature in 3 experiments

1.3混合制冷劑

本實驗系統采用類似于天然氣液化流程所用的混合制冷劑，即為氮氣（N2）、甲烷（CH4）、乙烯（C2H4）、丙烷（C3H8）及異丁烷（iC4H10）（天然氣液化中一般采用異戊烷，由于常溫下為液態，精確充灌較困難）。同時，隨著制冷溫度降溫至-110℃，每降溫10℃對系統的混合制冷劑循環組分進行采樣測量，抽取3組實驗的各循環組分（表3），而3組實驗各個工況的板翅式換熱器冷熱流進出口參數見表4，同時，根據換熱器進出口的溫度、壓力以及混合制冷劑的組分，可通過制冷劑物性數據庫對各個工況的制冷劑物性進行計算，表5列出了混合制冷劑的密度、氣液相的比熱容、動力黏度以及熱導率。

1.4數據采集

實驗過程中對系統的溫度、壓力、壓縮機功率、冷卻水流量、混合工質的組分等參數進行了監測，采用LabVIEW編制數據采集程序，并將Agilent 34970A與計算機通信，使傳感器收集的電信號通過惠普數據采集板卡34901A傳輸至計算機存儲，數據采集間隔為14 s。表6所示為各數據采集所用儀器的精度及量程范圍。

表4　板翅式換熱器冷熱流進出口參數Table 4　Parameters of refrigerant at inlet and outlet of hot and cold flows in PFHE

2　結果分析與討論

本文從多次重復性實驗中抽取3組進行分析，圖3所示為各組實驗節流后溫度隨時間的變化曲線，重點對制冷溫度從-110℃降至-160℃過程中換熱器的換熱性能進行了考察。由于冷熱流體在換熱過程中伴隨著溫度滑移，因此采用分段求和的方法計算對數溫差。

圖3　3組實驗的節流后溫度降溫曲線Fig.3　Cooldown process at outlet of throttle valve in 3 experiments

2.1板翅式換熱器的總傳熱系數及理論預測模型

由于板翅式換熱器中冷、熱流通道的總傳熱面積不同，且本文中的板翅式換熱器由于密封及保溫無法測得冷熱通道之間的隔板溫度，因此本文討論分別對應于冷熱通道的總傳熱系數Kc和Kh，可由式(1)、式(2)計算得出

對數平均溫差Δt可由式(3)計算

而制冷劑流量qm可通過混合制冷劑在水冷器中的換熱求得，如式(4)所示

表6　各參數測量儀器精度及范圍Table 6　Accuracy and range of each measuring equipment

表7　混合制冷劑冷凝及沸騰傳熱系數計算關聯式Table 7　Condensation and flow boiling heat transfer correlations of mixed refrigerant

上述方程中的制冷劑的比焓可以通過美國NIST的制冷劑物性數據庫RefProp 9.0計算得出。

由于目前針對混合工質在板翅式換熱器中低溫換熱的關聯式仍然欠缺，且由于換熱器中沸騰傳熱系數低于冷凝傳熱系數，總傳熱系數主要由沸騰側傳熱系數決定，故本文采用文獻[18]推薦的Cavallini提出的冷凝換熱關聯式以及文獻[19]中推薦的3組關聯式進行總傳熱系數的理論預測，其基本表達見表7，具體變量及意義詳見文獻[18-19]。那么，分別以冷流側和熱流側換熱面積為基準的總傳熱系數可由式(5)、式(6)求出[20]

其中，表面效率ηc、ηh的計算如下

而翅片效率ηfc、ηfh計算如下[21]

圖4為回熱器中板翅式換熱器的分別以冷熱流換熱面積為基準的總傳熱系數隨制冷溫度的變化趨勢，由于板翅式中冷通道的換熱面積比熱通道大，因此Kc

圖4　回熱器中板翅式換熱器的傳熱系數Fig.4　Overall heat transfer coefficient of the PFHE

圖5　總傳熱系數Kh的實驗值和理論預測值對比Fig.5　Comparison between experiment data and theoretical prediction of Kh

表8　總傳熱系數理論預測值的絕對平均偏差Table 8　Deviation in predicted values of overall heat transfer coefficients

圖6　總傳熱系數Kc的實驗值和理論預測值對比Fig.6　Comparison between experiment data and theoretical prediction of Kc

圖7　關聯式修正前后預測值和實驗值的對比Fig.7　Comparison between experiment data and theoretical prediction by correlations before and after modified

而圖5、圖6為總傳熱系數Kh、Kc的實驗值與3組理論預測對比，其中，絕對平均偏差（average absolute deviation，AAD）由式(13)計算，結果見表8。不難看出，3組關聯式中Modified Gungor-Winterton和Silver-Bell Ghaly的計算總傳熱系數隨制冷溫度的降低而減小，并且實驗值的預測明顯偏大，偏差均超過200%，且后者的偏差大于前者；而Modified Granryd的預測趨勢和實驗結果吻合度較高，且結果偏差在26.65%～50.34%之間，考慮到實驗值偏小，這個偏差范圍仍然可以接受。結合本文的實驗數據，以AAD為目標函數，Kc

2.2板翅式換熱器低傳熱系數原因分析及建議

本文中的板翅式換熱器總傳熱系數相對較低，主要原因是由于混合制冷劑在板翅式換熱器中的流速較低。雖然，在應用于低溫制冷的板翅式換熱器降溫過程中，適當提高制冷劑的流速可以增大換熱器的總傳熱系數，對縮短降溫時間有利；然而對于冷物流而言，進出口干度變化范圍大（0.28～1.0），隨著干度的增加，制冷劑的流速增加明顯，圖8為3組實驗制冷溫度為-160℃時冷流制冷劑的密度和流速隨干度的變化，可以看出，隨著干度的增大，制冷劑的流速增大十分明顯，這是由于制冷劑密度隨干度的增大急劇減小，兩相流中的氣相部分占據大部分流通體積，使得制冷劑的表觀流速迅速增大。

圖8　冷流制冷劑密度和流速隨干度的變化Fig.8　Mixed refrigerant density and flow velocity of cold flow under different quality composition: N2/CH4/C2H4/C3H8/iC4H10□　34.48/17.31/17.11/25.77/4.57，p=2.6366×105Pa，G=0.0284 kg·s-1;○　30.52/16.89/10.32/28.05/4.89，p=2.5181×105Pa，G=0.0430 kg·s-1;△　33.14/15.56/20.67/26.16/4.16，p=3.5392×105Pa，G=0.0269 kg·s-1

在應用于低溫制冷的板翅式換熱器中，為了避免材料超過極限冷卻速率而出現屈服或脆性破壞，降溫過程必須控制速率，一般不得超過2 K·min-1，而在給定的換熱器中，制冷劑流速的控制可以直接影響降溫速率。圖9所示為板翅式換熱器冷流進出口的制冷劑流速，其中出口流速大于進口流速，而上半部分的流速是以制冷劑在回熱器出口狀態計算的結果。可以看出在低溫區域，板翅式換熱器中的冷流處于低流速狀態，而當制冷溫度降溫至?160℃時，冷熱流體的流速不超過0.1 m·s-1，那么，一次傳熱表面的對流換熱由于翅片對流體的擾動十分微弱而可以忽略，而二次傳熱表面的導熱過程占據主導。同時，Little[22]指出根據氣液相的質量流率判斷流體的流型，根據參考其文中的流型分布圖可知，本文中板翅式換熱器氣液相質量流率分別低于10 和100 kg·m-2·s-1，因此板翅式換熱器中的制冷劑流型為層流（stratified）；這是導致板翅式換熱器中傳熱系數較小的主要原因。另外，混合工質較純工質而言，由于氣液相泡露點存在較大的滑移，因此其有效換熱溫差和沸騰相界面較小，且汽化核心數也低于相應的純工質[23]，以上這些因素的綜合影響最終使得板翅式換熱器中的總傳熱系數非常低。

圖9　板翅式換熱器中冷流進出口制冷劑的流速Fig.9　Refrigerant flow velocity at inlet and outlet of cold flow in PFHE

但并不能通過簡單地提高制冷劑流速增大傳熱系數，其中，Baek等[24]、Bell等[25]對換熱器壓降進行了研究，得出壓降隨制冷劑的流速增大而增大的結論，而在低溫制冷循環系統中，低壓側的壓降過大將直接引起系統的性能下降。若假設回熱器整體為板翅式換熱器，以回熱器冷流出口狀態計算板翅式的出口流速，從圖中可以看出，進出口流速比在5.3～11.9之間，且均在系統降溫至-160℃時比值達到最大，因此可以預測冷流的壓降將集中在高溫段。而3組實驗中板翅式換熱器冷流側溫升在8.3～18.7 K之間，而壓降在8.0～21.8 kPa之間，占節流后壓力的2.3%～8.6%；而回熱器中的套管換熱器承擔了中高溫段的換熱，由于其冷流出口流速達到32.0～83.7 m·s-1，其冷流側的壓降達到89.3～150.4 kPa，可見流速對壓降影響顯著。因此在板翅式換熱器的設計計算中，應重點考慮冷熱通道截面積與制冷劑流速的合理匹配，在保證換熱面積的同時，可以將換熱器進行分段設計，低溫換熱段可以適當減小流通面積以提高制冷劑流速，而高溫換熱段則可以適當增加流通面積以減小壓降，同時，由于板翅式換熱器在低溫段傳熱系數較低，應在換熱面積的設計計算中考慮一定的余量。

3　結　論

本文建立了以板翅式換熱器和套管換熱器組合作為回熱器的低溫制冷循環，采用N2-CH4-C2H4-C3H8-iC4H105種工質為混合低溫制冷劑，并制取了-160℃低溫，考察了板翅式換熱器在降溫區間在-110～-160℃之間總傳熱系數的變化，并得到了以下結論。

（1）板翅式換熱器在低干度低溫區換熱，總傳熱系數較小，其中，Kc為2.6～6.8 W·m-2·K-1，而Kh為12.8～22.7 W·m-2·K-1，并且總傳熱系數隨制冷溫度和組分的變化并不明顯。

（2）本文選取的3組混合工質換熱計算關聯式對總傳熱系數的預測均存在一定的偏差，其中Modified Granryd的平均偏差值在26.65%～50.34%之間，相對預測較準確；并對此組冷凝和沸騰關聯式進行了修正，可以推薦為低干度低流速下混合工質傳熱系數的計算關聯式。

（3）在板翅式換熱器的設計計算中，應綜合考慮制冷劑流速的匹配和冷流側壓降之間的綜合關系，可通過對換熱器進行分段設計，低溫段減小流通面積以提高制冷劑流速，可以提高低溫段傳熱效率，而高溫段可增大流通面積以減小壓降對系統性能的影響。同時，在換熱面積的設計計算時考慮一定的余量。

符號說明

Ac,Ah——分別為冷熱流體通道的總傳熱面積，m2

A2c,A0c——分別為冷通道的二次傳熱面積和總傳熱面積，m2

cp——比熱容，J·kg-1·K-1

cpal——當地顯熱比熱容，J·kg-1·K-1

E ——沸騰換熱強化系數

H ——比焓，J·kg-1

hcd——冷凝傳熱系數，W·m-2·K-1

hfb——沸騰傳熱系數，W·m-2·K-1

K ——總傳熱系數，W·m-2·K-1

lc,lh——分別為冷熱通道長度，m

Pr ——Prandtl數

Q ——換熱量，W

qm——混合制冷劑質量流量，kg·s-1

Re ——Reynolds數

Δt ——換熱溫差，K

Xtt——馬蒂內利數

x——干度

δ——翅片厚度，m

ηc,ηh——分別為冷熱通道的表面效率

ηfc,ηfh——分別為冷通道和熱通道的翅片效率

l ——熱導率，W·m-1·K-1

m ——動力黏度，Pa·s

r ——密度，kg·m-3

下角標

c——冷流

cd——冷凝換熱

exp——實驗值

fb——沸騰換熱

h——熱流

i——進口

i——第i離散段

l——液相

o——出口

predicted——理論預測值

v——氣相

w——冷卻水

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Overall heat transfer coefficient of plate-fin heat exchanger during a mixed refrigerant cryogenic process in low quality

CAO Le1，LIU Jinping1,2，XU Xiongwen1,2，LI Rixin1
(1School of Electric Power，South China University of Technology，Guangzhou 510640，Guangdong，China;
2Guangdong Province Key Laboratory of Efficient and Clean Energy Utilization，Guangzhou 510640，Guangdong，China)

Abstract:Plate-fin heat exchangers (PFHEs) are mostly employed in medium- and small-sized LNG plants. However，works about the heat transfer characteristic optimization of mixed refrigerant in PFHE under low quality have been barely carried out nowadays. Thus，a Linde-Hampson cycle using single stage compressors and recuperative heat exchanger was established and mixed refrigerant (N2-CH4-C2H4-C3H8-iC4H10) was used to obtain the refrigeration temperature of ?160℃. Meanwhile，the overall heat transfer coefficient and the correlational influence factor were mainly analysed. The experimental results showed that the overall heat transfer coefficient of the PFHE was about 2.6—22.7 W·m?2·K?1while the refrigeration temperature and the circulated composition had week influence on the overall heat transfer coefficient. Meanwhile，the existing correlations cannot accurately predict the heat transfer coefficient of the mixed refrigerant under low quality and low flow velocity. However，the correlation of Cavallini and modified Granryd can used to predict the HTC of mixed refrigerant under low quality and low flow velocity after modification in this work. Additionally，some suggestion have been proposed in the design and optimization of PFHEs considering the refrigerate flowrate and pressure drop.

Key words:natural gas; liquefaction; mixed refrigerant; plate-fin heat exchanger; cryogenic; heat transfer; heat transfer coefficient; pressure drop

DOI：10.11949/j.issn.0438-1157.20151177

中圖分類號：TB 61+1

文獻標志碼：A

文章編號：0438—1157（2016）04—1277—10

基金項目：華南理工大學亞熱帶建筑科學國家重點實驗室基金項目（2015ZC13）；廣東省能源高效清潔利用重點實驗室（華南理工大學）項目（2013A061401005）；中央高校基本科研業務費專項資金資助項目（2015ZM028）。

Corresponding author:XU Xiongwen，epxwxu@scut.edu.cn