沈 愜 王國平 張 玙 陳環(huán)琴 孫大明* 何 昆 金 濤

(1浙江大學工學部 杭州 310027)

(2中國科學院高能物理研究所東莞分部 東莞 523803)

(3杭州中泰深冷技術股份有限公司 杭州 311402)

1 引言

中國散裂中子源工程(China Spallation Neutron Source，簡稱CSNS)是中國正在建設的高通量脈沖式中子源［1-2］。其初始束流設計功率為100 kW，計劃穩(wěn)定運行后通過技術升級再提升至200 kW，建成后將進入世界四大散裂中子源行列。

現(xiàn)代核物理實驗亟需安全穩(wěn)定的低溫環(huán)境。中國散裂中子源工程的低溫系統(tǒng)設計是由氦制冷系統(tǒng)冷卻氫循環(huán)系統(tǒng)，再使用超臨界氫循環(huán)在慢化器中慢化中子［3］。氫循環(huán)冷卻系統(tǒng)中，為保持安全的工作條件和穩(wěn)定的冷卻效果，將氫保持在1.5 MPa高壓下，超過臨界壓力1.29 MPa，避免發(fā)生沸騰。如此，氫在整個循環(huán)過程中既具有了液氫的熱容，保持了冷卻強度，又保證不會產(chǎn)生氣泡，避免了壓力波動及汽蝕等不安全因素。超臨界氫循環(huán)的工作溫度在20 K溫區(qū)，由氦氣通過布雷頓制冷循環(huán)進行冷卻。兩者間的良好換熱是高能中子慢化器正常工作的基礎保障。

板翅式換熱器在低溫工程應用上具有多種優(yōu)勢。它的結構緊湊，單位體積的換熱面積可達1 500 m2/m3以上，比常規(guī)列管換熱器能高出一個數(shù)量級［4］。因其流道小而多，相同承壓需求下所需的壁面材料厚度就能減少，又進一步使得換熱器自身顯得輕巧而牢固。板翅式換熱器常用材料為鋁。鋁的熱導率在常規(guī)材料中僅次于銅，而屈服強度是RRR100純銅的5倍。在板翅式換熱器中，因翅片高度較小，鋁的翅片效率已非常接近于1，在傳熱效率上相對銅的劣勢較小，而在強度上又保證了換熱器的輕巧特性。因此，板翅式換熱器大多是由輕薄鋁翅片板釬焊成型。在低溫工程的應用中，低溫部件都需要進行保溫絕熱，保溫材料的使用使得設備實際體積比核心工作區(qū)更大。板翅式換熱器緊湊的特性使得其不僅減少了換熱器自身的體積和材料用量，還在保溫結構上得到了額外的節(jié)約，而耐壓的特性又尤其符合低溫工程的需求。因此，為保證散裂中子源工程中氫氦換熱器的高效換熱，板翅式換熱器以其緊湊、耐壓特性成為優(yōu)選方案。

板翅式換熱器的翅片分為平直翅片、鋸齒翅片、多孔翅片以及波紋翅片等。根據(jù)不同的換熱需求，可挑選相應的翅片進行設計。

板翅式換熱器的傳熱計算從以下方程進行求解:

(1)傳熱方程

式中:K為總傳熱系數(shù)，W/(m2˙K);ΔT為傳熱溫差，A為傳熱面積。

(2)熱平衡方程

(3)總傳熱系數(shù)的計算

式中:K2為以流體2的換熱面積計算的總傳熱系數(shù);α1、α2分別為兩流體的對流傳熱系數(shù)，W/(m2˙K);η1、η2分別為兩流體的翅片效率，A1、A2分別為兩流體的換熱面積，m2。

板翅式換熱器內(nèi)流體的對流傳熱系數(shù)及壓降［5］，可使用以下公式計算j因子和f因子:

對于平直翅片Re=400ˉ10 000:

對于鋸齒翅片Re=300ˉ7 500:

對于多孔翅片Re=400ˉ10 000:

Vimentin（++）、DOG1（+）、NSE局灶（+）、CD34血管內(nèi)皮細胞（+）、Ki-67約20%（+），Myoglobin、Actin、Desmin、S-100、CD117、CK-P、Inhibin 均為（-）。

MUSE是化工領域廣泛使用的大型通用流程模擬軟件Aspen旗下的一個組件，專門用于板翅式換熱器的設計［6］。本文針對散裂中子源工程低溫系統(tǒng)的氫氦換熱器的運行工況，使用MUSE軟件進行了相應的板翅式換熱器工程設計，分析其中傳熱系數(shù)、溫度分布、壓降等的變化及影響規(guī)律，最終確定出了設計方案。

2 氫氦換熱器設計

2.1 氫氦換熱器設計工況及換熱器初選

該氫氦換熱器的設計工況如表1所示。根據(jù)工況可初步判斷，換熱器兩側流體均為單相流體，換熱過程不發(fā)生相變。根據(jù)流體所處物性狀態(tài)點判斷，換熱形式將屬于液-氣換熱的換熱形式。這種換熱形式一般會由于氣體側的傳熱系數(shù)較小而受到制約。鋸齒形翅片對氣側換熱的強化尤為顯著，因此優(yōu)先選用。選取的翅片參數(shù)見表2。

表1 氫氦板翅式換熱器的設計工況Table 1 Design conditions of He-H 2 plate-fin heat exchanger

表2 板翅式換熱器翅片的選擇Table 2 Selected fin geometry for plate-fin heat exchanger

2.2 氫氦換熱器設計計算及方案對比

MUSE可調用Aspen的物性數(shù)據(jù)庫，對換熱過程進行精確的求解。將上節(jié)所述的計算條件輸入MUSE軟件，其中物性方程選用Peng-Robinson方程，并嘗試3種壓降限制方案以對比其結果，方案設置見表3。

表3 三種求解方案的允許壓降設置Table 3 Pressure drop restrictions for three schemes

對于MUSE根據(jù)3種方案的設計計算結果，主要選用以下參數(shù)進行對比分析:(1)結構尺寸參數(shù)，即換熱器的長、寬、高，以及有效長度、有效寬度等。(2)壓降分布數(shù)據(jù)，即換熱器沿程相對入口壓力的壓力損失情況。(3)溫度分布數(shù)據(jù)，即換熱器沿程溫度分布規(guī)律。(4)傳熱系數(shù)分布數(shù)據(jù)，即換熱器沿程的傳熱系數(shù)分布規(guī)律。

2.2.1 結構尺寸參數(shù)

MUSE軟件依據(jù)表3的3種壓降限制方案，分別計算得到了3個計算結果。它們的結構尺寸參數(shù)對比列于表4。對比可見，方案2與方案3基本一致，說明氫流道允許壓降的提升對計算影響較小。方案1與后兩者的主要區(qū)別在于換熱器長度更長，寬度更窄，高度更低。由于氦氣側的允許壓降更高，方案1使用了更少的層數(shù)和更小的換熱面積達到了相同的換熱量。3種方案換熱器的大小對比示意圖見圖1。

表4 三種方案的結構尺寸參數(shù)Table 4 Geometric parameters for three schemes

圖1 三種方案的換熱器大小對比示意Fig.1 Heat exchanger dimension comparison among three schemes

2.2.2 壓降分布數(shù)據(jù)

圖2 三種方案的壓降分布Fig.2 Pressure drop distributions for three schemes

MUSE計算得到的各方案的流道沿程累計壓降分布見圖2，橫坐標為該位置相對氦氣入口端為起點的距離。壓降數(shù)據(jù)列于表5。由壓降分布曲線對比可知，方案1相比于后兩者，兩種流體均承受了更高的壓降。這源于方案1的窄長型結構，截面積的減小使得流速增大，進而增大了流動阻力。與此同時，增大的流速也使得方案1的換熱更為充分，從而使得方案1較后兩者需要更小的換熱面積。另一方面，方案2與方案3的氦側壓降曲線重合，并且都對設置的允許壓降10 kPa略有超出，說明10.52 kPa已經(jīng)是氦氣側達到換熱要求的最小壓降。而液氫側壓降較小，距離所設壓降限制較遠，因而在氦氣側允許壓降被限定到極限時，改變液氫側允許壓降的值對方案的參數(shù)計算影響較小。以上對比可以看出，氦氣側的壓降限制主導了換熱器結構尺寸參數(shù)的計算。

表5 三種方案的壓降Table 5 Pressure drop for three schemes

2.2.3 溫度分布數(shù)據(jù)

由于設計目標鎖定了流體的進出口溫度，且逆流換熱的流體的溫度分布呈對數(shù)函數(shù)形式，因此3種方案下的溫度分布曲線會基本一致。圖3展示了3種方案下壁面、氫、氦三者的溫度隨相對位置的分布。相對位置的定義為該點相對氦氣入口端的距離與換熱器全長之比。如前文所述，方案1在氦側的壓降略高，相應會有傳熱系數(shù)的提升，因而在圖線中體現(xiàn)為溫度分布曲線較其它方案略為凸起，即在同一相對位置上，氫氦之間的溫差比其它方案略小。方案2與方案3因結構參數(shù)的相近，壁面溫度、超臨界氫溫度、氦氣溫度3條曲線在圖中相互重合。

圖3 三種方案的溫度分布Fig.3 Temperature distributions for three schemes

2.2.4 傳熱系數(shù)分布數(shù)據(jù)

圖4所示為3種方案下的兩側流體的對流傳熱系數(shù)分布曲線。同由壓降數(shù)據(jù)做出的推論一致，方案1中兩種流體的對流傳熱系數(shù)較方案2、3更高。此外，氫側的對流傳熱系數(shù)數(shù)據(jù)在2 000ˉ3 000(W/m2˙K)，而氦側的對流傳熱系數(shù)僅在800ˉ1 000(W/m2˙K)，直接說明了氦側傳熱系數(shù)是制約換熱器性能的主要因素。經(jīng)分析，氦側傳熱系數(shù)較低的主要原因有兩個方面:(1)物性限制:氦氣相對超臨界氫具有較低的密度、較低的導熱系數(shù)、較低的比熱容;(2)壓降限制:在物性的限制下，如果要使得氦氣的對流傳熱系數(shù)達到和超臨界氫相似，則應當通過減小流道、增大流速的方式進行補償，然而氦氣一方面質量流率更高，密度反而小，本身流速已經(jīng)很大，而允許壓降又限制了通過提升流速增強換熱的途徑。因此氦氣的對流換熱成為了該板翅式換熱器性能設計的瓶頸。

圖4 三種方案的傳熱系數(shù)分布Fig.4 Heat transfer coefficient distributions for three schemes

3 板翅式換熱器的制造和檢漏

由于本換熱器的測試需要用到超臨界氫循環(huán)，所以需要將冷箱系統(tǒng)安裝完成后再開展實驗測試。目前，換熱器已經(jīng)完成制造，換熱器的實物照片如圖5所示。氫氦工質易于發(fā)生泄漏，因此必須經(jīng)過嚴格的換熱器耐壓、低溫以及密封性能測試，相關測試步驟如下:

(1)液壓試驗。以無油潔凈水進行液壓檢測試驗，加壓至2.5 MPa并保壓30 min。要求檢測過程中無滲漏，無可見變形，無異常聲響。

(2)氣壓、氣密檢測。以無油干燥潔凈空氣進行氣壓檢測，加壓至2.4 MPa并保壓30 min。要求肥皂水檢查無漏氣，無可見變形，無異常聲響。再以1.92 MPa氣密壓力進行氣密性試驗，保壓120 min，要求肥皂水檢查無漏氣，無可見變形，無異常聲響。

(3)氦質譜儀檢漏。正壓試驗結束之后，將換熱器抽真空，進行第一輪氦質譜儀檢漏。再將換熱器浸于液氮槽內(nèi)浸泡2 h，取出之后于水中復溫，吹干后重復正壓試驗。之后重新抽真空，進行氦質譜儀的第二輪檢漏。

圖5 氫氦換熱器實物照片F(xiàn)ig.5 Photo of H 2-He heat exchanger

氦質譜儀檢漏過程中，需要分別檢查兩側流道對外的漏率及內(nèi)部互漏的漏率。其中，內(nèi)部互漏測試中，選擇B側(氦氣流道)充氦氣，并從A側(超臨界氫流道)檢漏。檢漏過程中的漏率及真空度的變化見圖6與圖7。由圖中液氮冷激前后的兩輪檢漏數(shù)據(jù)對比，可認為換熱器A、B兩側分別在液氮冷激前后He檢漏過程中漏率無顯著變化。從檢漏結果看，A側的外漏率在10－10Pa˙m3/s量級，B側的外漏率在10－8Pa˙m3/s量級，A側較優(yōu)。內(nèi)部互漏的漏率與A側的外漏率在同一量級。

圖6 換熱器的漏率變化情況(氦質譜儀檢漏)Fig.6 Heat exchanger leak rate variation with time(detected by helium mass spectrometer)

4 結論

圖7 檢漏期間真空度變化情況Fig.7 Vacuum variation during leak detection

根據(jù)CSNS中子慢化器低溫系統(tǒng)設計工況，選擇板翅式換熱器作為低溫氫氦介質之間的傳熱部件。利用板翅式換熱器商用軟件MUSE進行了設計，計算了3種壓降限制方案，并對計算所得的結構尺寸參數(shù)、壓降分布數(shù)據(jù)、溫度分布數(shù)據(jù)、傳熱系數(shù)分布數(shù)據(jù)進行對比。結果顯示，在設計工況下，氦氣側的允許壓降主導了換熱器結構尺寸的設計。氦氣側的換熱受到物性限制和壓降限制，是換熱器性能提升的瓶頸。所設計的板翅式換熱器現(xiàn)已通過檢漏測試。

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