張 鐠 鹿來運 郭開華

(中山大學工學院 廣州 510006)

低溫混合工質循環(huán)多股流換熱器性能分析

張 鐠 鹿來運 郭開華

(中山大學工學院 廣州 510006)

基于混合工質低溫氣體液化裝置的一個穩(wěn)定生產液化空氣的實驗工況，得到多股流換熱器縱向溫度分布及分段熱負荷分布，并分析其出現的原因;核算了板翅式多股流換熱器的漏冷量，得到因軸向導熱產生的漏冷量為258.1 W，因熱輻射、對流傳熱等漏向大氣環(huán)境的冷量約386.6 W，多股流換熱器存在著嚴重漏冷現象，大大的影響了系統效率;在對實驗系統中各主要換熱部件的熱負荷核算的基礎上，分析了增大預冷負荷將對多股流換熱器工作性能及系統熱力效率的影響。

多股流換熱器 混合工質 低溫漏冷 熱負荷匹配

1 引言

板翅式多股流換熱器具有結構緊湊、傳熱效率高、適應性強等特點，目前已在空氣分離、天然氣液化及航空工業(yè)等需要深冷的系統中得到了廣泛應用［1-2］。多股流換熱器是氣體液化系統中的核心裝置，混合工質與喂料氣體的整個換熱過程都是在其內部發(fā)生，并逐步實現氣體的降溫、液化的。因此，板翅式多股流換熱器內部的換熱性能將直接影響到整個液化系統的工作性能［3-5］。一直以來，低溫漏冷都是小型低溫系統面臨著的一個嚴峻的問題，如何有效的減少系統漏冷量，進而提高系統的熱力學效率，是低溫領域一直關注的研究課題;目前，眾多先進的混合工質低溫氣體液化流程在工質進入核心換熱器前，都采用了單級甚至多級預冷，如何合理的選擇預冷負荷，從而提升系統效率也是當前氣體液化流程研究的熱點之一［6］。

中山大學—BP液化天然氣教育培訓與研究中心在自行搭建的混合工質氣體液化實驗臺上，成功的進行了低溫氣體液化實驗，穩(wěn)態(tài)液化空氣產率約為5.0 kg/h。在系統穩(wěn)定工況下，依據板翅式多股流換熱器內側壁不同位置的溫度分布情況，對該換熱器的性能進行了分析;并通過對實驗系統中主要換熱部件的熱負荷分布的校核，分析了預冷負荷變化對多股流換熱器的工作性能及系統熱力效率產生的影響。

2 實驗系統及裝置

2.1 系統流程簡介

圖1為實驗系統流程簡圖。來自多股流換熱器低壓側的混合工質經由壓縮機增壓，先后進入水冷板式換熱器，R404a預冷板式換熱器降溫冷凝，然后進入汽液分離器，實現汽液分離，含壓縮機機油的液相工質經節(jié)流閥V1節(jié)流降溫，進入內置的翅片換熱器冷卻上升的氣相工質后，與多股流換熱器出口低壓混合工質匯合，進入壓縮機，形成循環(huán);汽液分離器出口的氣相工質進入多股流換熱器，通過節(jié)流閥V2降壓、降溫，逆流的低壓冷流體不斷的冷卻高壓側的熱流體，歷經一定降溫時段后，系統最低溫度降至液氮溫區(qū)。壓縮空氣經過一系列的凈化處理后，接入多股流換熱器，被低壓側混合工質吸熱而冷卻降溫，最終以液態(tài)形式被引入儲液罐。

圖1 小型低溫氣體液化裝置流程簡圖Fig.1 Sketch of small gas liquefaction system

2.2 多股流換熱器介紹

多股流換熱器由本中心獨立設計，外委四川空分集團加工制造。換熱器芯體為鋁制鋸齒型翅片換熱器，內部共19個流體通道，低壓冷流體通道10個，高壓熱流體通道8個，液化氣體通道1個，各通道總傳熱面積分別為 43.66 m2，38.77 m2，4.83 m2。換熱器芯體與不銹鋼外殼之間設計有真空層，其中填充有大量珠光砂粉末，在實驗過程中，隔熱空間外接真空泵，以保證系統的絕熱效果。

圖2為多股流換熱器內部溫度測控布點示意圖。在多股流換熱器軸向高度上分布有7層，共20個溫度布點，其中7、8兩點分別位于節(jié)流閥前后，其它溫度布點布置在換熱器芯體側壁，用于考察換熱器軸向溫度的分布情況。

圖2 多股流換熱器溫度布點示意圖Fig.2 Thermal resistances distribution on multi-stream heat exchanger

2.3 測試儀器

(1)系統壓力采用GE Druck PTX-7517壓力傳感器測量，其量程為0—4 MPa，精度為±0.1%FS。

(2)多股流換熱器內溫度測點采用PT-1000鉑電阻溫度計，測溫范圍為 -200—200℃，精度為±0.1℃。

3 實驗數據及分析

系統穩(wěn)態(tài)時，液化空氣產量約為5.0 kg/h，經色譜分析，系統運轉工質組分摩爾百分比為:N2:32.94%;CH4:37.34%;C2H6:11.91%;C3H8:15.77%;iC4H10:1.32%;iC5H12:0.72%，系統運行高壓為16.4×105Pa，低壓為3.4×105Pa，根據實驗狀態(tài)點參數計算，得系統制冷量約1 679.3 W。如下將依照系統穩(wěn)態(tài)實驗數據，對換熱器熱性能等進行相應的熱力學分析。

3.1 多股流換熱器溫度及熱負荷分布

圖3所示為穩(wěn)定工況下多股流換熱器的軸向溫度分布情況。由圖可知，溫度梯度在整個換熱器縱向空間的分布情況是先較小(1—3層)、后陡增(3—4層)，再漸小(4—7層)，最后再略增(7—8層)的。這樣的溫度分布狀況，不同于單相工質在換熱器內部的溫度分布，也不同于有相變的單一工質在換熱器空間上的溫度分布特點，非共沸多元混合工質本身獨特的熱物理特性決定了多股流換熱器縱向溫度的分布特點。

圖3 多股流換熱器縱向溫度分布Fig.3 Vertical temperature profile of multi-stream heat exchanger

圖4所示為多股流換熱器分段熱負荷分布，在換熱器起始段(1，2段)，混合工質處于氣相區(qū)，單位換熱器長度上換熱量小，換熱器換熱狀況較差;隨后的換熱器空間上，混合工質處于兩相區(qū)，且不間斷的發(fā)生相變。在第3換熱器段，混合工質開始相變，相變組分多為相變熱較大的高沸點組分，劇烈的相變增大了傳熱系數，使得多股流換熱器換熱量陡增;在第4、5換熱器段空間，多股流換熱器段換熱量漸小，主要是由于混合工質中相變熱較大的高沸點組分大多在第3段完成相變，而該換熱段溫區(qū)的相變工質(C2H6)在混合工質中含量又較少;在第6、7段換熱器空間段上，混合工質中低沸點組分(CH4、N2)發(fā)生相變，使得換熱器段換熱量有所增加，其中CH4多在第6段發(fā)生相變，N2多在第7段相變。換熱器內的溫度分布和各個換熱器段的換熱量分布情況，是混合工質組分配比，系統穩(wěn)定運行高低壓等熱力學因素以及多股流換熱器和混合工質的傳熱特性綜合作用的結果。

圖4 多股流換熱器分段熱負荷分布Fig.4 Vertical heat load profile of multi-stream heat exchanger

3.2 多股流換熱器漏冷分析

小型低溫實驗系統的漏冷，一直都是影響系統效率的重要因素。實驗所采用的多股流板翅式換熱器，芯體高度為3.15 m，縱向溫度分布在常溫至-190℃的溫度范圍，其因其縱向導熱而損失的冷量不可忽略;在實驗穩(wěn)定運行的工況下，該換熱器芯體平均溫度約為-110℃，大氣環(huán)境溫度為25℃，亦存在大量的漏冷。表1為漏冷計算所需的多股流換熱器鋁芯相關參數，圖5為多股流換熱器漏冷示意圖。

表1 多股流換熱器鋁芯參數Table 1 Parameters of multi-stream heat exchanger’s aluminum core

圖5 多股流換熱器漏冷示意圖Fig.5 Cold leak diagram of the multi-stream heat exchanger

3.2.1 多股流換熱器縱向漏冷量Q1

多股流換熱器芯體橫截面積可用如下關系式大致確定:

3.2.2 多股流換熱器向大氣環(huán)境的漏冷Q2

系統向大氣環(huán)境的漏冷，是對流、導熱及輻射傳熱方式綜合的復雜傳熱過程，難以通過精確的數學方法計算求得。此處的核算是在系統停機升溫的狀況下，取一時間段Δτ，根據對應換熱器芯體平均溫度的變化量ΔTC，以及時間段內換熱器芯體與環(huán)境的平均對數換熱溫差T-lm，求得漏冷系數 UA，進而求得系統穩(wěn)定運行時的漏冷量的。漏冷系數UA的求解公式如下:

系統穩(wěn)定運行工況時，換熱器芯體頂層平均溫度TC1=-16.0℃，換熱器芯體底層平均溫度TC2=-176.9℃。由此可得多股流換熱器因縱向導熱的漏冷量為:

式中:UA為漏冷系數;Δτ為升溫時間，℃;ΔTc/Δτ為換熱器芯體平均溫度變化率;T0為環(huán)境溫度，℃，—Δτ為時間內換熱器芯體頂、底層平均溫度，℃。

根據升溫數據，較核得到UA的值為3.83 W/K，穩(wěn)定運行時，換熱器芯體頂層平均溫度TC1=-16℃，底層平均溫度TC2=-176.9℃，大氣環(huán)境溫度T0=25℃。對數平均溫差

故可得該部分漏冷量

根據實際液化空氣產量，得到的有效冷量為711.34 W，通過以上過程，較核得到的換熱器芯體漏冷量約為644.64 W，由此得到的系統冷量約為1 355.98 W，與計算值存在著19.2%的偏差，這主要是由于另有部分系統制得的冷量損失在了液化空氣引流真空管及儲液罐等設備上。由此可見，整個系統漏冷量占了系統冷量的50%以上。

漏冷對系統的影響跟實際系統的規(guī)模密切相關，對于規(guī)模化生產的大型低溫氣體液化系統，漏冷給系統效率帶來的影響不大;而對于該小型低溫氣體液化裝置，多股流換熱器熱容大，漏冷嚴重，系統實際輸入功率較小(額定功率11 kW)，漏冷損失了系統50%以上的冷量，極大的限制了系統效率的提升。

3.3 增大預冷熱負荷對多股流換熱器性能及系統效率的影響

系統中合理的熱負荷分布，會改善系統各部件的運行狀況，提升系統的整體效率。表2所示為系統運行工況下各換熱設備進出口狀態(tài)及熱負荷狀況?？梢钥闯?，混合工質在多股流換熱器中完成了跨度170℃溫度區(qū)間，接近20 kW的熱量交換，多股流換熱器良好的換熱特性是系統能成功穩(wěn)定生產液化空氣的重要保障。

表2 各換熱設備進出口狀態(tài)及熱負荷表Table 2 Inlet-outlet state and heat load of heat exchange devices

具體到各個換熱器，水冷換熱器帶走了系統大部分熱量;預冷板換將高壓混合工質冷卻到了-15.5℃;多股流換熱器出口的低壓混合工質溫度略高于入口的高壓混合工質，在多股流換熱器進出口換熱段，高、低壓工質間未能進行良好的換熱。

如圖6所示，多股流換熱器穩(wěn)定運行時進出口狀態(tài)位于粗實線矩形邊框內，由T-h圖可得，多股流換熱器可得到的最大冷量約為1 300 J/mol。若適當增大預冷板換熱負荷，如圖中細實線邊框內，使多股流換熱器高壓流體入口溫度降至-30℃左右，低壓流體出口溫度維持在-35℃左右，T-H圖上的最大冷量可達2 000 J/mol。雖此時預冷熱負荷將會有所增大，但同時具有的優(yōu)勢有:(1)降低多股流換熱器進出口工質溫度，改善該換熱段換熱狀況，提升換熱器熱性能;(2)使得多股流換熱器縱向溫度梯度減小，進而減少了多股流換熱器因縱向導熱的漏冷量;(3)多股流換熱器內部可以得到更低的平均溫度，能為待液化空氣提供更多的低溫區(qū)冷量，利于保證空氣液化率，提高液化空氣產量，進而提升整體系統的效率。所以，對于整個系統而言，增大預冷負荷將會改善多股流換熱器工作性能，提升系統效率。

圖6 混合工質高低壓流體溫焓圖Fig.6 Temperature-enthalpy diagram of high and low pressure mixed-refrigerant

4 結論

基于混合工質循環(huán)低溫氣體液化裝置實驗數據，對多股流換熱器熱特性進行了研究分析，得出了以下結論:

(1)多股流換熱器縱向溫度分布和熱負荷分布具有其獨特性，這是由換熱器中多元混合工質組分及系統運行高低壓等熱力學因素、多股流換熱器本身換熱性能以及混合工質沿程不均勻的相變傳熱特性共同決定的。

(2)多股流換熱器高、低壓側換熱量近20 kW，多股流換熱器良好的換熱性能保證了系統實驗的順利進行，但同時多股流換熱器嚴重的漏冷，損失了系統50%以上的冷量，極大的影響了該小型氣體液化系統的工作效率。

(3)結合實驗數據，通過對系統各換熱部件的熱負荷分布的分析，提出增大預冷負荷，改善多股流換熱器工作性能，提升系統效率的建議，以期為下步實驗的改進提供參考。

1 陳長青，沈裕浩.低溫換熱器［M］.北京:機械工業(yè)出版社，1993:42-48.

2 張麗娜，楊春信，王安良.應用遺傳算法優(yōu)化設計板翅式換熱器［J］.航空動力學報，2004(4):530-535.

3 Gong M Q，Luo E C，Wu J F，et al.On the temperature distribution in the counter flow heat exchanger with multicomponent non-azeotropic mixtures［J］.Cryogenics，2002，42(12):795-804.

4 Neeraas B O，Fredheim A O，Aunan B.Experimental shell-side heat transfer and pressure drop in gas flow for spiral-wound LNG heat exchanger［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer，2004，47(2):353-361.

5 Nunez M P，Polley G T，Flores M M.Thermal design of multi-stream heat exchangers［J］.Applied Thermal Engineering，2002，22(14):1643-1660.

6 Alexeev A Ch，Haberstroh H Quack.Mixed Gas J-T Cryocooler with Precooling Stage［M］.Cryocoolers 10.Springer US，2002:475.

Performance analysis of multi-stream heat exchanger in low temperature mixed-refrigerant-cycle

Zhang Pu Lu Laiyun Guo Kaihua

(School of Engineering，Sun Yat-Sen University，Guangzhou 510006，China)

The performance of multi-stream heat exchanger was studied in low temperature，based on the steady-state experiment of liquefied air production using the mixed-refrigerant gas liquefier.The vertical temperature and heat load profile of the multi-stream heat exchanger were obtained and discussed.Severe cold leak phenomenon happens on the multi-stream plate fin heat exchanger.Axial cold leak caused by heat conduction in the heat exchanger is 258.1W，and the cold leak due to heat radiation and convection in the atmosphere is about 386.6 W，by which system efficiency is decreased a lot.At last，on the basis of analysis of the heat load of each component device of the experimental system，the performance of the multistream heat exchanger and thermodynamic efficiency of the system were discussed when the pre-cool heat load was increased.

multi-stream heat exchanger;mixed-refrigerant;low temperature cold leak;matching heat loads

TB651

A

1000-6516(2012)05-0046-05

2012-04-17;

2012-09-27

中山大學-BP液化天然氣中心資助項目(編號:99103-9390001)，廣東省教育廳液化天然氣與低溫技術重點實驗室資助項目(編號:39000-3211101)。

張 鐠，男，26歲，博士研究生。