王剛，巨永林

（上海交通大學制冷與低溫工程研究所，上海200240）

引 言

中國存在大量產(chǎn)氣量較小的邊際氣田，包括小儲量分布偏散的天然氣源、油田伴生天然氣 （濕氣）、煤層天然氣 （瓦斯）、城市垃圾池天然氣 （沼氣）等，開發(fā)小型撬裝式天然氣液化系統(tǒng)一直是業(yè)界關注的熱點［1］。低溫換熱器作為其中的重要設備，決定了天然氣與制冷劑之間的換熱效率，也直接關系到LNG產(chǎn)出率及經(jīng)濟性。此外，LNG冷能利用作為利國利民的綠色工程，也逐漸成為一個熱門的研究方向，如冷能發(fā)電、空氣分離、輕烴回收、低溫粉碎、海水淡化、冷凍、干冰制造等［2］。在這些綠色工程中，小型高效的低溫換熱器也將起到舉足輕重的作用。

目前國內(nèi)外LNG工廠主要采用板翅式和繞管式低溫換熱器，尤其是板翅式換熱器，生產(chǎn)制造技術已經(jīng)十分成熟，每米翅片數(shù)可以做到1000～8600片，通道水利直徑幾乎可以達到0.1mm。狹小通道可以提高換熱面積比，但易堵塞、難維護等弊端也是顯而易見。在換熱過程中，狹小的通道阻力大，工況突變等外界原因更容易引起流體速度梯度和壓力梯度的波動，造成局部溫度過低的現(xiàn)象，導致部分天然氣組分冷凝甚至凝固，堵塞通道，使換熱效率降低甚至失效。在這種情況下，若要再減小體積和質(zhì)量，使其滿足撬裝式結(jié)構緊湊的要求，已經(jīng)不具有可行性。因此，設計研發(fā)一種小型、高效，又能防止凍堵、便于維護的低溫換熱器成為撬裝式天然氣液化系統(tǒng)的重要研究課題。

本文利用重力熱管高熱導率和均溫性的特點，設計制造了組合式低溫熱管換熱器，研究了不同溫度、熱通量下?lián)Q熱器的換熱效率，并對工況突變時換熱器的非穩(wěn)態(tài)性能進行了測定，以期將其作為小型撬裝式天然氣液化流程中的主換熱器。

1 低溫熱管換熱器及測試平臺

將低溫重力熱管按照管翅式換熱器的形式進行排列組合，便可組成氣－氣式逆流低溫熱管換熱器。在兩個換熱腔體內(nèi)的熱管部分，可以很方便地實現(xiàn)翅片化，從而提高傳熱面積，強化換熱過程。對于給定熱通量的情況，由于熱管傳熱效率很高，傳熱性能優(yōu)良，從而可以減小傳熱面積，減少設備體積和重量。然而從常溫到－160℃的大溫差是單一工質(zhì)熱管無法滿足的，因此根據(jù)小型天然氣液化流程中的參數(shù)，設計了一種組合式低溫熱管換熱器。如圖1所示，換熱器內(nèi)部分為多個工作溫區(qū) （如Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ），工作在每個溫區(qū)的熱管充注不同物性的工質(zhì)，使得每根熱管性能都能在其工作溫區(qū)得到充分發(fā)揮。而且在每個溫區(qū)內(nèi)，排與排之間熱管內(nèi)部的工質(zhì)的充注量和壓力也可不同，目的在于使得在各相應溫度下，熱管的換熱效率都能達到最高，更有效地利用冷能［3］。

圖1 組合式低溫熱管換熱器結(jié)構示意圖［3］Fig.1 Sketch of a multistage cryogenic HPHE［3］

現(xiàn)有的低溫重力熱管實驗研究主要集中于液氮、液氦溫區(qū)［4－5］，而熱管換熱器的研究主要偏向于常溫空調(diào)和中高溫化工領域。對于－40℃～－165℃這一溫區(qū)，應用方向較窄，文獻較少，而這一溫區(qū)的大型換熱設備更是鮮有研究。為了設計和優(yōu)化換熱器，必須對其進行性能測試。本文對換熱器采取模塊化測試的方法，每個模塊均采用相同材料和結(jié)構，僅改變工質(zhì)的種類和充注率，具體結(jié)構如下。

1.1 熱管工質(zhì)

選擇低溫熱管工質(zhì)時，應考慮以下因素［6］：

①工質(zhì)應適應熱管的工作溫度范圍，并具有適當?shù)娘柡驼魵鈮海?/p>

②工質(zhì)應具有良好的綜合熱物理性質(zhì)；

③工質(zhì)與殼體、吸液芯材料應相容，并具有良好的熱穩(wěn)定性；

④常溫貯存時的內(nèi)壓；

⑤ 其他 （包括經(jīng)濟性、毒性、環(huán)境污染等）。

用于LNG的主換熱箱，設計溫度從常溫到零下163℃左右，在這個溫區(qū)內(nèi)的常用單質(zhì)工質(zhì)并不多?？紤]到經(jīng)濟性和方便性，分別選擇丙烷、乙烷和甲烷熱管作為3個溫區(qū)的核心換熱結(jié)構，其應用范圍見表1。

表1 三種低溫熱管工質(zhì)有效范圍Table 1 Available temperature range of three working fluids for heat pipes

此外，工質(zhì)物性對熱管傳熱能力的影響還可以用傳輸能力系數(shù)Nl表示［6］

Nl值計算結(jié)果見圖2，可以看出，這3種工質(zhì)的傳輸能力系數(shù)在大部分溫區(qū)內(nèi)隨溫度升高而降低，但其數(shù)值都保持在1010W·m－2以上。

1.2 低溫熱管換熱器結(jié)構和尺寸

1.2.1 熱管管殼材質(zhì) 低溫熱管管殼材質(zhì)的選擇，除了要滿足和工質(zhì)的相容性以外，還要考慮材料本身在低溫下的熱導率、沖擊強度以及熱收縮率。液氮溫度以上，純金屬熱導率基本為定值，銅、鋁、不銹鋼均可用作管殼材料；大部分金屬在低溫環(huán)境下，抗沖擊性能都會減弱，尤其碳鋼在液氮溫區(qū)的沖擊強度會急劇降低；低溫下，金屬的熱膨脹率與熱力學溫度的3次方呈正比，鋁的熱膨脹率比較大，不適合作為本實驗中的熱管材料。綜合以上因素，實驗中用銅作為低溫熱管的管殼材料，既能保證較高的導熱率，又具有良好的熱力學強度。

圖2 熱管工質(zhì)的傳輸能力系數(shù)Fig.2 Transmitting capacity of working fluids

1.2.2 熱管管徑 熱管管徑根據(jù)文獻 ［6］中的式（3）～式 （15）計算 （管內(nèi)蒸汽 Mach數(shù)Ma≤0.2）得出

其中，Qmax可以根據(jù)具體天然氣液化流程處理量來估計，再加上撬裝式設備對尺寸有限制條件，經(jīng)過多次試算和迭代便可找到合適的dv值。本實驗中熱管管徑尺寸見表2。

1.2.3 管壁厚度 大部分熱管工質(zhì)在正常工作時，內(nèi)部壓力為0.01～2.0MPa，這也是選取熱管工質(zhì)的標準之一。因為太低的壓力，氣相密度過小，不利于熱傳遞；而壓力過大則會導致沸騰區(qū)域液相過熱度減小，同樣不利于沸騰換熱［7］。如果低溫熱管恢復常溫貯存，內(nèi)壓會升高，通過式 （3）計算可知。

甲烷熱管常溫下壓力會達到10～15MPa，這就需要較厚的壁厚來增加強度，無疑對換熱過程非常不利，而且會大大增加換熱器質(zhì)量，不能滿足撬裝式設備的要求。綜合考慮兩種因素，設計中使用薄壁熱管，將多個重力熱管連接為一排，并安裝一個安全閥。實際運行中，需先安裝好換熱器，預冷后再充注工質(zhì)，如遇到突發(fā)情況換熱器被迫升溫時，安全閥會打開，將工質(zhì)排出以防止熱管爆裂。管壁具體尺寸見表2。

1.2.4 外側(cè)翅片 天然氣液化流程中的氣－氣換熱器，氣體和固體表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)小，熱管外壁側(cè)應加裝翅片或肋片以增大換熱面積，強化換熱。但實驗證實，翅片并不是越高越有利。實驗中翅片尺寸見表2。

1.2.5 管排數(shù)、列數(shù) 對LNG流程中的換熱器可以根據(jù)對數(shù)溫差 （LMTD）法進行初步設計，對流換熱系數(shù)的經(jīng)驗公式根據(jù)文獻選取計算，結(jié)果見表2。

表2 LMTD法設計熱管換熱器結(jié)果Table 2 Design results for a HPHE using LMTD method

1.3 熱管排布設計

對于跨溫區(qū)的換熱器，熱管的排布是影響組合式熱管換熱器整體性能的重要因素。因為即使是同一根熱管，其熱阻也會隨溫區(qū)或熱通量而變化。在幾何排列方式 （正三角叉排）已經(jīng)確定的情況下，不同的熱管能否按照設計要求穩(wěn)定高效運行便成為了本研究的關鍵問題。

在換熱器的設計中，多采用離散的方法來計算內(nèi)部的溫度變化，如圖3所示，將換熱器沿流體方向離散為n部分，假定每部分的換熱量均相等，在已知進出口參數(shù)和流量的情況下，利用迭代的方法便可得出換熱器中冷熱流體的溫度變化曲線 （圖4）。HYSYS等軟件也集成了這一功能，在進行LNG流程設計時，根據(jù)制冷劑、設備、工藝等條件的不同可以生成不同的溫度曲線。這就為設計LNG流程中的熱管換熱器提供了方便，因為熱管的溫度在換熱器中也是以離散的形式出現(xiàn)的，因此只要找到與溫度曲線上的點相匹配的熱管，保證在此溫度下的熱管在冷熱流體之間具有相應的傳熱功率，那么換熱器內(nèi)熱管排布結(jié)構也就初步確定了。

圖3 換熱器離散模型［8］Fig.3 Model of a heat exchanger divided into n parts［8］

圖4 換熱器中的冷熱流體溫度分布［8］Fig.4 Temperature distributions in typical heat exchanger［8］

1.4 測試平臺

由于熱管內(nèi)部發(fā)生沸騰換熱，文獻中低溫工質(zhì)的一些特征參數(shù)沒有準確的數(shù)值 （如接觸角等），CFD數(shù)值模擬軟件也很難給出準確的模擬結(jié)果，需要測定不同熱管的性能參數(shù)，再應用實驗數(shù)據(jù)設計熱管換熱器結(jié)構。因此，平臺主要有兩個方面的功能：①測定單排熱管工作溫度、傳熱功率以及熱阻，用以設計熱管的排布；②測定熱管換熱器模塊熱力學性能，包括溫度場分布和總傳熱系數(shù)，用以優(yōu)化和校核。

圖5為測試平臺結(jié)構示意圖，單排或多排置于真空室內(nèi)，盡可能減小環(huán)境漏熱。除真空室和熱管外，測試平臺還包括充注系統(tǒng)、制冷劑及管路、電加熱模塊和數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)4個部分。實際的天然氣液化流程中，為了降低能耗，通常存在若干個高壓循環(huán)和低壓循環(huán)。實驗中用進口溫度可調(diào)的冷氮氣作為LNG流程中的制冷劑，其進口壓力穩(wěn)定于0.4MPa，用于模擬實際流程中的低壓制冷劑。實際流程中天然氣進口壓力可達2～4MPa，考慮到高壓低溫氣體難以獲取且具有易燃易爆的特性，實驗中用電加熱的方法來模擬天然氣傳遞的熱量。其次，由于目前換熱器處于設計階段，而并非產(chǎn)品測試階段，用電加熱法更容易模擬流體的進出口焓差，能夠為熱管結(jié)構的具體設計提供重要參考。另外，將聚酰亞胺加熱膜貼于熱管加熱段，使得每根熱管的加熱量可以獨立控制，因而可以精確調(diào)節(jié)蒸發(fā)側(cè)局部熱通量的變化，用以模擬凍堵問題產(chǎn)生的必要條件。基于以上原因，實驗中并未直接使用天然氣進行測試，因此這種方法也存在弊端，即沒有實際的熱流體，無法直接計算蒸發(fā)側(cè)的能效ε和總傳熱系數(shù)，但是可以根據(jù)冷凝側(cè)的測試結(jié)果以及熱力學的經(jīng)驗公式預測這些值的變化。圖6為熱管換熱器組裝及測試過程照片。

圖5 低溫熱管換熱器測試平臺示意圖Fig.5 Sketch drawing of a testing apparatus for a cryogenic heat pipe heat exchanger

圖6 低溫熱管換熱器組裝及測試Fig.6 Assembling and testing process for a cryogenic heat pipe heat exchanger

2 實驗結(jié)果與討論

實驗中制冷側(cè)氮氣由容積1m3的液氮槽車提供，考慮實驗過程需要大量穩(wěn)定的氣體流量予以維持，再加上實驗設備本身的限制，冷凝側(cè)氮氣的壓力設定在0.4MPa。

2.1 充注率對低溫熱管性能的影響

以往研究表明，常溫重力熱管的體積充注率一般以10%～20%為佳，但對低溫熱管是否適用，并無相關實驗印證。對充注率5%、10%、15%、20%、25%的5種單排乙烷熱管進行測試，如圖7所示，在180、320、900W·m－23種加熱工況下，熱管均能正常工作，但是熱管冷熱兩端傳熱溫差ΔT卻存在較大差異。如圖7所示，加熱段在較小熱通量180W·m－2下，5組乙烷熱管兩端溫差均在2K以內(nèi)，其中25%的熱管兩端溫差最大，約為1.6K，而5%的熱管兩端溫差最小，僅為0.35K，這是因為此工況下，管內(nèi)工質(zhì)較少，以液膜的形式分布在整個蒸發(fā)段，膜態(tài)沸騰換熱劇烈。當工質(zhì)增加到一定程度時，蒸發(fā)段底部會積聚形成液池，這一部分進行池內(nèi)沸騰換熱，整體熱阻增大；隨著加熱段熱通量的提升，管內(nèi)工質(zhì)循環(huán)速度加快，25%熱管內(nèi)液池高度降低，而充注率少的熱管會逐漸出現(xiàn)沸騰極限，如圖7所示，在900 W·m－2熱通量下，5%、10%、15%3種傳熱溫差持續(xù)緩慢升高，不能達到一個穩(wěn)定溫度，說明蒸發(fā)段工質(zhì)已接近燒干狀態(tài)。而且，從圖7可以看出，低充注率的熱管在熱通量突變的過程中，傳熱溫差的變化也較劇烈，這種情況對緊湊型換熱器的穩(wěn)定性極為不利，不能有效防止凍堵問題?；诜€(wěn)健性設計原則，不采用5%、10%、15%充注率的熱管。

對于25%熱管，其性能和20%熱管接近，但比較兩者曲線可知，25%熱管管壁溫度波動較大，其原因可能是工質(zhì)充注量過多，引起熱管內(nèi)壁面回流液膜沖刷速度過快造成的。此外，從經(jīng)濟性和安全性考慮，也不易采用充注率高的熱管。綜合文獻和以上實驗結(jié)果，后續(xù)測試中的低溫熱管均采用20%的體積充注率。

圖7 充注率對乙烷熱管傳熱溫差的影響Fig.7 Effect of charging ratio on temperature difference of ethane heat pipes

2.2 熱通量對單排低溫熱管性能的影響

對丙烷、乙烷和甲烷3種熱管分別測試，調(diào)整加熱段熱通量，每隔10K作為一個工況點，記錄此時的加熱量，以及熱管的軸向溫度分布，計算出等效熱阻。

2.2.1 低溫熱管穩(wěn)態(tài)溫度分布 圖8為110～260 K部分工況下，熱管的軸向溫度分布。從圖中可見，在這幾種熱通量下，熱管均能正常工作，冷熱兩端溫差為1～10K，其中乙烷和甲烷熱管的傳熱溫差較小，低于2K，而丙烷的傳熱溫差較大，為5～10K。在230～240K溫區(qū)，乙烷熱管和丙烷熱管的溫度曲線相差較大，雖然此處丙烷的液體傳輸能力系數(shù)Nl比乙烷大 （見圖2），但二者所加載熱通量不同，即液體沸騰劇烈程度不同，從而造成等效熱阻相差較大；而在145～155K溫區(qū)，甲烷和乙烷溫度曲線較為接近，這也是特定溫度下的Nl值和熱通量共同作用的結(jié)果。

圖8 不同溫度工況下熱管軸向溫度分布Fig.8 Axial temperature distribution of HPs under various temperature condition

2.2.2 低溫熱管穩(wěn)態(tài)傳熱熱阻 根據(jù)以上熱管的溫度分布和加熱功率，便可以計算出每個工況下，熱管對應的傳熱熱阻R。如圖9所示，熱管的熱阻受工質(zhì)物性和熱通量兩方面的影響，會在0.04～0.36K·W－1內(nèi)發(fā)生變化。從圖中可見，在測試溫區(qū)內(nèi)，每種熱管的傳熱熱阻均隨著熱通量的增加而減小至一穩(wěn)定值，其中丙烷熱管的傳熱熱阻較大，為0.16～0.36K·W－1，甲烷和乙烷熱管的傳熱熱阻較小，為0.04～0.14K·W－1。

圖9 不同工況下熱管的熱阻Fig.9 Thermal resistance of different HPs under various heating rate

2.3 低溫熱管換熱器模塊性能測試

為了減小邊界效應對測試結(jié)果的影響，應取較多的熱管組成換熱器測試模塊。本實驗中低溫熱管換熱器測試模塊由6排×5列熱管組成，內(nèi)部充注20%的對應溫區(qū)工質(zhì)，外部具體尺寸見表2。

2.3.1 穩(wěn)定熱通量下?lián)Q熱器制冷側(cè)性能 加熱功率258W （對應真實天然氣液化負荷額定熱通量860W·m－2）下，達到穩(wěn)定工況15min后，記錄冷凝端進出口溫度。

從表3可以看出，3種換熱器模塊在不同溫區(qū)工作時，進出口溫差略有不同，但都在44～50K之間。造成這種大溫差的原因是由于，測試中冷氮氣流量受實驗設備限制，僅為250L·min－1。根據(jù)進出口溫度可查表得到制冷劑側(cè)的進出口焓差Δh，即可計算出制冷劑側(cè)實際換熱量，其值與加熱功率之差即為系統(tǒng)的漏熱量，見表3。其中η為漏熱率，包括加熱膜對環(huán)境放熱，以及冷端從環(huán)境（包括換熱器圍護結(jié)構等）吸收熱量的總和。根據(jù)文獻中對于熱管的ε－NTU計算方法［9－12］，應用式（4）和式 （5）

表3 258W加熱功率下熱管換熱器制冷劑側(cè)性能Table 3 Heat transfer properties of cold side at 258W

計算出熱管換熱器制冷劑側(cè)的NTU值以及ε值，結(jié)果見表3。假設：①熱管兩端換熱氣體熱容相同，即Cc＝Ch；②冷熱兩端換熱效能相等，即εc＝εh，則每排熱管的換熱效能

若取εc＝86.55% （實驗結(jié)果的平均值），則每排熱管的換熱效能εp＝43.28%。當Cc＝Ch，εc＝εh時，根據(jù)文獻 ［12］中的式 （7）可以計算出換熱器設計 （見表2）中414排熱管的總體能效［12］ε414＝99.68%。

2.3.2 換熱器內(nèi)部溫度場分布 以乙烷換熱器模塊為例，在200～220K溫區(qū)內(nèi)，45W加熱功率下，換熱器制冷側(cè)熱管管壁溫度分布如圖10（a）所示?？梢钥闯鲈跓峁芘排c排之間的溫差很接近，冷凝段內(nèi)的溫度梯度比較平滑。

為了測試熱管換熱器模塊在出現(xiàn)局部冷點時的溫度場變化，采取以下方法。假設冷點出現(xiàn)在第三排第三根熱管處，則立即停止對這根熱管加熱，記測試時間t＝0。當t＝10s時，制冷側(cè)溫度分布如圖10（b）所示，可以看出，溫度分布發(fā)生變化，且在目標位置出現(xiàn)冷點，雖然每排熱管工質(zhì)互通，但熱量的傳遞仍需要時間，因此臨近熱管溫度并沒有發(fā)生變化；當t＝30s時，如圖10（c）所示，第三排熱管的溫度已經(jīng)接近一致；當t＝300s時，制冷側(cè)溫度分布已經(jīng)進入穩(wěn)定工況，比較圖10（d）和圖10（a）可以看出，制冷側(cè)出口溫度降低了0.2K左右，并且第三排熱管處溫度并沒有出現(xiàn)較大變化，整個溫度場梯度也仍然保持較平滑的狀態(tài)。

相對于板翅式換熱器，如果出現(xiàn)冷點，且低于氣體中某種組分的沸點，則很可能在此處凝結(jié)甚至凝固，這樣就會使表面對流傳熱系數(shù)降低，進一步阻止熱量的傳遞，導致更多低沸點組分凝結(jié)聚集，最終凍堵通道，影響換熱器性能。通過上述實驗和分析可以說明，熱管換熱器對凍堵現(xiàn)象的產(chǎn)生具有抑制作用。

圖10 換熱器制冷劑側(cè)6排熱管溫度分布隨時間變化Fig.10 Temperature distributions changes in cold side of a six－row heat exchanger

3 結(jié) 論

（2）實驗結(jié)果表明，在加熱端熱通量達到860 W·m－2，即相當于50000m3·d－1處理量的天然氣液化流程換熱負荷時，20%充注率的甲烷、乙烷和丙烷熱管均能在其設計溫區(qū)內(nèi)穩(wěn)定工作。

（3）由于工質(zhì)的物性不同，3種低溫熱管在相同加熱功率下，傳熱熱阻有明顯區(qū)別，丙烷最大，乙烷和甲烷接近。

（4）熱管換熱器在出現(xiàn)局部熱通量突變的情況下，可以被動地將冷量快速轉(zhuǎn)移至同一截面的其余熱管，起到防止凍堵出現(xiàn)的作用。

符 號 說 明

dv——熱管氣相段設計直徑，m

hfg——工質(zhì)液相汽化潛熱，J·kg－1

Δh——氣體焓差

Ma——Mach數(shù)

周博士：因為研究能力強的教師可以更好地反思教學，這種思考對教學大有裨益。難道您在日常工作中從來都不思考嗎？

Nl——熱管工質(zhì)液相傳輸能力系數(shù)，W·m－2

NTUc——熱管換熱器制冷劑側(cè)傳熱單元數(shù)

NTU1－6——6排熱管制冷劑側(cè)傳熱單元數(shù)

Qmax——熱管軸向最大傳熱功率，W

ΔQc——制冷劑側(cè)換熱量，W

Rv——氣相氣體常數(shù)，J·kg－1·K－1

Sc——熱管換熱器制冷劑側(cè)傳熱面積，m－2

Tci，Tco——分別為制冷劑側(cè)進、出口溫度，K

Tc6——第6排熱管冷凝端溫度，K

Tv——氣相溫度，K

Uc——熱管換熱器制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)，W·m－2·K－1

z——壓縮因子

γv——氣相比熱容比

εc——熱管換熱器制冷劑側(cè)換熱效率，%

η——系統(tǒng)漏熱率，%

μl——液體黏度，Pa·s

ρl，ρv——分別為工質(zhì)液相、氣相密度，kg·m－3

σ——熱管工質(zhì)液相表面張力，N·m－1

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