用于天然氣液化流程的組合式低溫?zé)峁軗Q熱器的實(shí)驗(yàn)測(cè)試

王剛，巨永林

（上海交通大學(xué)制冷與低溫工程研究所，上海200240）

引 言

中國(guó)存在大量產(chǎn)氣量較小的邊際氣田，包括小儲(chǔ)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(guān)注的熱點(diǎn)［1］。低溫?fù)Q熱器作為其中的重要設(shè)備，決定了天然氣與制冷劑之間的換熱效率，也直接關(guān)系到LNG產(chǎn)出率及經(jīng)濟(jì)性。此外，LNG冷能利用作為利國(guó)利民的綠色工程，也逐漸成為一個(gè)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?fù)Q熱器也將起到舉足輕重的作用。

目前國(guó)內(nèi)外LNG工廠主要采用板翅式和繞管式低溫?fù)Q熱器，尤其是板翅式換熱器，生產(chǎn)制造技術(shù)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(dá)到0.1mm。狹小通道可以提高換熱面積比，但易堵塞、難維護(hù)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(dòng)，造成局部溫度過低的現(xiàn)象，導(dǎo)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(gòu)緊湊的要求，已經(jīng)不具有可行性。因此，設(shè)計(jì)研發(fā)一種小型、高效，又能防止凍堵、便于維護(hù)的低溫?fù)Q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(dǎo)率和均溫性的特點(diǎn)，設(shè)計(jì)制造了組合式低溫?zé)峁軗Q熱器，研究了不同溫度、熱通量下?lián)Q熱器的換熱效率，并對(duì)工況突變時(shí)換熱器的非穩(wěn)態(tài)性能進(jìn)行了測(cè)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?zé)峁軗Q熱器及測(cè)試平臺(tái)

將低溫重力熱管按照管翅式換熱器的形式進(jìn)行排列組合，便可組成氣－氣式逆流低溫?zé)峁軗Q熱器。在兩個(gè)換熱腔體內(nèi)的熱管部分，可以很方便地實(shí)現(xiàn)翅片化，從而提高傳熱面積，強(qiáng)化換熱過程。對(duì)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(shè)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(shè)計(jì)了一種組合式低溫?zé)峁軗Q熱器。如圖1所示，換熱器內(nèi)部分為多個(gè)工作溫區(qū) （如Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ），工作在每個(gè)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(gè)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(yīng)溫度下，熱管的換熱效率都能達(dá)到最高，更有效地利用冷能［3］。

圖1 組合式低溫?zé)峁軗Q熱器結(jié)構(gòu)示意圖［3］Fig.1 Sketch of a multistage cryogenic HPHE［3］

現(xiàn)有的低溫重力熱管實(shí)驗(yàn)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(lǐng)域。對(duì)于－40℃～－165℃這一溫區(qū)，應(yīng)用方向較窄，文獻(xiàn)較少，而這一溫區(qū)的大型換熱設(shè)備更是鮮有研究。為了設(shè)計(jì)和優(yōu)化換熱器，必須對(duì)其進(jìn)行性能測(cè)試。本文對(duì)換熱器采取模塊化測(cè)試的方法，每個(gè)模塊均采用相同材料和結(jié)構(gòu)，僅改變工質(zhì)的種類和充注率，具體結(jié)構(gòu)如下。

1.1 熱管工質(zhì)

選擇低溫?zé)峁芄べ|(zhì)時(shí)，應(yīng)考慮以下因素［6］：

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

②工質(zhì)應(yīng)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(yīng)相容，并具有良好的熱穩(wěn)定性；

④常溫貯存時(shí)的內(nèi)壓；

⑤ 其他 （包括經(jīng)濟(jì)性、毒性、環(huán)境污染等）。

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

表1 三種低溫?zé)峁芄べ|(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(duì)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(jì)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?zé)峁軗Q熱器結(jié)構(gòu)和尺寸

1.2.1 熱管管殼材質(zhì) 低溫?zé)峁芄軞げ馁|(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(dǎo)率、沖擊強(qiáng)度以及熱收縮率。液氮溫度以上，純金屬熱導(dǎo)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(huì)減弱，尤其碳鋼在液氮溫區(qū)的沖擊強(qiáng)度會(huì)急劇降低；低溫下，金屬的熱膨脹率與熱力學(xué)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(shí)驗(yàn)中的熱管材料。綜合以上因素，實(shí)驗(yàn)中用銅作為低溫?zé)峁艿墓軞げ牧?，既能保證較高的導(dǎo)熱率，又具有良好的熱力學(xué)強(qiáng)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(xiàn) ［6］中的式（3）～式 （15）計(jì)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(jì)，再加上撬裝式設(shè)備對(duì)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(shí)驗(yàn)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(shí)，內(nèi)部壓力為0.01～2.0MPa，這也是選取熱管工質(zhì)的標(biāo)準(zhǔn)之一。因?yàn)樘偷膲毫?，氣相密度過小，不利于熱傳遞；而壓力過大則會(huì)導(dǎo)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?zé)峁芑謴?fù)常溫貯存，內(nèi)壓會(huì)升高，通過式 （3）計(jì)算可知。

甲烷熱管常溫下壓力會(huì)達(dá)到10～15MPa，這就需要較厚的壁厚來增加強(qiáng)度，無疑對(duì)換熱過程非常不利，而且會(huì)大大增加換熱器質(zhì)量，不能滿足撬裝式設(shè)備的要求。綜合考慮兩種因素，設(shè)計(jì)中使用薄壁熱管，將多個(gè)重力熱管連接為一排，并安裝一個(gè)安全閥。實(shí)際運(yùn)行中，需先安裝好換熱器，預(yù)冷后再充注工質(zhì)，如遇到突發(fā)情況換熱器被迫升溫時(shí)，安全閥會(huì)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(yīng)加裝翅片或肋片以增大換熱面積，強(qiáng)化換熱。但實(shí)驗(yàn)證實(shí)，翅片并不是越高越有利。實(shí)驗(yàn)中翅片尺寸見表2。

1.2.5 管排數(shù)、列數(shù) 對(duì)LNG流程中的換熱器可以根據(jù)對(duì)數(shù)溫差 （LMTD）法進(jìn)行初步設(shè)計(jì)，對(duì)流換熱系數(shù)的經(jīng)驗(yàn)公式根據(jù)文獻(xiàn)選取計(jì)算，結(jié)果見表2。

表2 LMTD法設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)

對(duì)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?yàn)榧词故峭桓鶡峁埽錈嶙枰矔?huì)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(shè)計(jì)要求穩(wěn)定高效運(yùn)行便成為了本研究的關(guān)鍵問題。

在換熱器的設(shè)計(jì)中，多采用離散的方法來計(jì)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(jìn)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(jìn)行LNG流程設(shè)計(jì)時(shí)，根據(jù)制冷劑、設(shè)備、工藝等條件的不同可以生成不同的溫度曲線。這就為設(shè)計(jì)LNG流程中的熱管換熱器提供了方便，因?yàn)闊峁艿臏囟仍趽Q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(diǎn)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(yīng)的傳熱功率，那么換熱器內(nèi)熱管排布結(jié)構(gòu)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(cè)試平臺(tái)

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

圖5為測(cè)試平臺(tái)結(jié)構(gòu)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(cè)試平臺(tái)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(gè)部分。實(shí)際的天然氣液化流程中，為了降低能耗，通常存在若干個(gè)高壓循環(huán)和低壓循環(huán)。實(shí)驗(yàn)中用進(jìn)口溫度可調(diào)的冷氮?dú)庾鳛長(zhǎng)NG流程中的制冷劑，其進(jìn)口壓力穩(wěn)定于0.4MPa，用于模擬實(shí)際流程中的低壓制冷劑。實(shí)際流程中天然氣進(jìn)口壓力可達(dá)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(shí)驗(yàn)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(shè)計(jì)階段，而并非產(chǎn)品測(cè)試階段，用電加熱法更容易模擬流體的進(jìn)出口焓差，能夠?yàn)闊峁芙Y(jié)構(gòu)的具體設(shè)計(jì)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(dú)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?；谝陨显?，實(shí)驗(yàn)中并未直接使用天然氣進(jìn)行測(cè)試，因此這種方法也存在弊端，即沒有實(shí)際的熱流體，無法直接計(jì)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(cè)試結(jié)果以及熱力學(xué)的經(jīng)驗(yàn)公式預(yù)測(cè)這些值的變化。圖6為熱管換熱器組裝及測(cè)試過程照片。

圖5 低溫?zé)峁軗Q熱器測(cè)試平臺(tái)示意圖Fig.5 Sketch drawing of a testing apparatus for a cryogenic heat pipe heat exchanger

圖6 低溫?zé)峁軗Q熱器組裝及測(cè)試Fig.6 Assembling and testing process for a cryogenic heat pipe heat exchanger

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與討論

實(shí)驗(yàn)中制冷側(cè)氮?dú)庥扇莘e1m3的液氮槽車提供，考慮實(shí)驗(yàn)過程需要大量穩(wěn)定的氣體流量予以維持，再加上實(shí)驗(yàn)設(shè)備本身的限制，冷凝側(cè)氮?dú)獾膲毫υO(shè)定在0.4MPa。

2.1 充注率對(duì)低溫?zé)峁苄阅艿挠绊?/h3>

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(duì)低溫?zé)峁苁欠襁m用，并無相關(guān)實(shí)驗(yàn)印證。對(duì)充注率5%、10%、15%、20%、25%的5種單排乙烷熱管進(jìn)行測(cè)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?yàn)榇斯r下，管內(nèi)工質(zhì)較少，以液膜的形式分布在整個(gè)蒸發(fā)段，膜態(tài)沸騰換熱劇烈。當(dāng)工質(zhì)增加到一定程度時(shí)，蒸發(fā)段底部會(huì)積聚形成液池，這一部分進(jìn)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(huì)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(dá)到一個(gè)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(duì)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。基于穩(wěn)健性設(shè)計(jì)原則，不采用5%、10%、15%充注率的熱管。

對(duì)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(dòng)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(jì)性和安全性考慮，也不易采用充注率高的熱管。綜合文獻(xiàn)和以上實(shí)驗(yàn)結(jié)果，后續(xù)測(cè)試中的低溫?zé)峁芫捎?0%的體積充注率。

圖7 充注率對(duì)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(duì)單排低溫?zé)峁苄阅艿挠绊?/h3>

對(duì)丙烷、乙烷和甲烷3種熱管分別測(cè)試，調(diào)整加熱段熱通量，每隔10K作為一個(gè)工況點(diǎn)，記錄此時(shí)的加熱量，以及熱管的軸向溫度分布，計(jì)算出等效熱阻。

2.2.1 低溫?zé)峁芊€(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?zé)峁芊€(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(jì)算出每個(gè)工況下，熱管對(duì)應(yīng)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?jī)煞矫娴挠绊懀瑫?huì)在0.04～0.36K·W－1內(nèi)發(fā)生變化。從圖中可見，在測(cè)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?zé)峁軗Q熱器模塊性能測(cè)試

為了減小邊界效應(yīng)對(duì)測(cè)試結(jié)果的影響，應(yīng)取較多的熱管組成換熱器測(cè)試模塊。本實(shí)驗(yàn)中低溫?zé)峁軗Q熱器測(cè)試模塊由6排×5列熱管組成，內(nèi)部充注20%的對(duì)應(yīng)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(duì)應(yīng)真實(shí)天然氣液化負(fù)荷額定熱通量860W·m－2）下，達(dá)到穩(wěn)定工況15min后，記錄冷凝端進(jìn)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(shí)，進(jìn)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(cè)試中冷氮?dú)饬髁渴軐?shí)驗(yàn)設(shè)備限制，僅為250L·min－1。根據(jù)進(jìn)出口溫度可查表得到制冷劑側(cè)的進(jìn)出口焓差Δh，即可計(jì)算出制冷劑側(cè)實(shí)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(duì)環(huán)境放熱，以及冷端從環(huán)境（包括換熱器圍護(hù)結(jié)構(gòu)等）吸收熱量的總和。根據(jù)文獻(xiàn)中對(duì)于熱管的ε－NTU計(jì)算方法［9－12］，應(yīng)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(jì)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(shè)：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(shí)驗(yàn)結(jié)果的平均值），則每排熱管的換熱效能εp＝43.28%。當(dāng)Cc＝Ch，εc＝εh時(shí)，根據(jù)文獻(xiàn) ［12］中的式 （7）可以計(jì)算出換熱器設(shè)計(jì) （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(chǎng)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。可以看出在熱管排與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(cè)試熱管換熱器模塊在出現(xiàn)局部冷點(diǎn)時(shí)的溫度場(chǎng)變化，采取以下方法。假設(shè)冷點(diǎn)出現(xiàn)在第三排第三根熱管處，則立即停止對(duì)這根熱管加熱，記測(cè)試時(shí)間t＝0。當(dāng)t＝10s時(shí)，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(biāo)位置出現(xiàn)冷點(diǎn)，雖然每排熱管工質(zhì)互通，但熱量的傳遞仍需要時(shí)間，因此臨近熱管溫度并沒有發(fā)生變化；當(dāng)t＝30s時(shí)，如圖10（c）所示，第三排熱管的溫度已經(jīng)接近一致；當(dāng)t＝300s時(shí)，制冷側(cè)溫度分布已經(jīng)進(jìn)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(gè)溫度場(chǎng)梯度也仍然保持較平滑的狀態(tài)。

相對(duì)于板翅式換熱器，如果出現(xiàn)冷點(diǎn)，且低于氣體中某種組分的沸點(diǎn)，則很可能在此處凝結(jié)甚至凝固，這樣就會(huì)使表面對(duì)流傳熱系數(shù)降低，進(jìn)一步阻止熱量的傳遞，導(dǎo)致更多低沸點(diǎn)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(shí)驗(yàn)和分析可以說明，熱管換熱器對(duì)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(shí)間變化Fig.10 Temperature distributions changes in cold side of a six－row heat exchanger

3 結(jié) 論

（2）實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，在加熱端熱通量達(dá)到860 W·m－2，即相當(dāng)于50000m3·d－1處理量的天然氣液化流程換熱負(fù)荷時(shí)，20%充注率的甲烷、乙烷和丙烷熱管均能在其設(shè)計(jì)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?zé)峁茉谙嗤訜峁β氏?，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(dòng)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(hào) 說 明

dv——熱管氣相段設(shè)計(jì)直徑，m

hfg——工質(zhì)液相汽化潛熱，J·kg－1

Δh——?dú)怏w焓差

Ma——Mach數(shù)

周博士：因?yàn)檠芯磕芰?qiáng)的教師可以更好地反思教學(xué)，這種思考對(duì)教學(xué)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——?dú)庀鄽怏w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(jìn)、出口溫度，K

Tc6——第6排熱管冷凝端溫度，K

Tv——?dú)庀鄿囟龋琄

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——?dú)庀啾葻崛荼?/p>

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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