低溫混合工質(zhì)循環(huán)多股流換熱器性能分析

張 鐠 鹿來運(yùn) 郭開華

(中山大學(xué)工學(xué)院 廣州 510006)

低溫混合工質(zhì)循環(huán)多股流換熱器性能分析

張 鐠 鹿來運(yùn) 郭開華

(中山大學(xué)工學(xué)院 廣州 510006)

基于混合工質(zhì)低溫氣體液化裝置的一個(gè)穩(wěn)定生產(chǎn)液化空氣的實(shí)驗(yàn)工況，得到多股流換熱器縱向溫度分布及分段熱負(fù)荷分布，并分析其出現(xiàn)的原因;核算了板翅式多股流換熱器的漏冷量，得到因軸向?qū)岙a(chǎn)生的漏冷量為258.1 W，因熱輻射、對(duì)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(yán)重漏冷現(xiàn)象，大大的影響了系統(tǒng)效率;在對(duì)實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)中各主要換熱部件的熱負(fù)荷核算的基礎(chǔ)上，分析了增大預(yù)冷負(fù)荷將對(duì)多股流換熱器工作性能及系統(tǒng)熱力效率的影響。

多股流換熱器 混合工質(zhì) 低溫漏冷 熱負(fù)荷匹配

1 引言

板翅式多股流換熱器具有結(jié)構(gòu)緊湊、傳熱效率高、適應(yīng)性強(qiáng)等特點(diǎn)，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(tǒng)中得到了廣泛應(yīng)用［1-2］。多股流換熱器是氣體液化系統(tǒng)中的核心裝置，混合工質(zhì)與喂料氣體的整個(gè)換熱過程都是在其內(nèi)部發(fā)生，并逐步實(shí)現(xiàn)氣體的降溫、液化的。因此，板翅式多股流換熱器內(nèi)部的換熱性能將直接影響到整個(gè)液化系統(tǒng)的工作性能［3-5］。一直以來，低溫漏冷都是小型低溫系統(tǒng)面臨著的一個(gè)嚴(yán)峻的問題，如何有效的減少系統(tǒng)漏冷量，進(jìn)而提高系統(tǒng)的熱力學(xué)效率，是低溫領(lǐng)域一直關(guān)注的研究課題;目前，眾多先進(jìn)的混合工質(zhì)低溫氣體液化流程在工質(zhì)進(jìn)入核心換熱器前，都采用了單級(jí)甚至多級(jí)預(yù)冷，如何合理的選擇預(yù)冷負(fù)荷，從而提升系統(tǒng)效率也是當(dāng)前氣體液化流程研究的熱點(diǎn)之一［6］。

中山大學(xué)—BP液化天然氣教育培訓(xùn)與研究中心在自行搭建的混合工質(zhì)氣體液化實(shí)驗(yàn)臺(tái)上，成功的進(jìn)行了低溫氣體液化實(shí)驗(yàn)，穩(wěn)態(tài)液化空氣產(chǎn)率約為5.0 kg/h。在系統(tǒng)穩(wěn)定工況下，依據(jù)板翅式多股流換熱器內(nèi)側(cè)壁不同位置的溫度分布情況，對(duì)該換熱器的性能進(jìn)行了分析;并通過對(duì)實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)中主要換熱部件的熱負(fù)荷分布的校核，分析了預(yù)冷負(fù)荷變化對(duì)多股流換熱器的工作性能及系統(tǒng)熱力效率產(chǎn)生的影響。

2 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)及裝置

2.1 系統(tǒng)流程簡(jiǎn)介

圖1為實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)流程簡(jiǎn)圖。來自多股流換熱器低壓側(cè)的混合工質(zhì)經(jīng)由壓縮機(jī)增壓，先后進(jìn)入水冷板式換熱器，R404a預(yù)冷板式換熱器降溫冷凝，然后進(jìn)入汽液分離器，實(shí)現(xiàn)汽液分離，含壓縮機(jī)機(jī)油的液相工質(zhì)經(jīng)節(jié)流閥V1節(jié)流降溫，進(jìn)入內(nèi)置的翅片換熱器冷卻上升的氣相工質(zhì)后，與多股流換熱器出口低壓混合工質(zhì)匯合，進(jìn)入壓縮機(jī)，形成循環(huán);汽液分離器出口的氣相工質(zhì)進(jìn)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(cè)的熱流體，歷經(jīng)一定降溫時(shí)段后，系統(tǒng)最低溫度降至液氮溫區(qū)。壓縮空氣經(jīng)過一系列的凈化處理后，接入多股流換熱器，被低壓側(cè)混合工質(zhì)吸熱而冷卻降溫，最終以液態(tài)形式被引入儲(chǔ)液罐。

圖1 小型低溫氣體液化裝置流程簡(jiǎn)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(dú)立設(shè)計(jì)，外委四川空分集團(tuán)加工制造。換熱器芯體為鋁制鋸齒型翅片換熱器，內(nèi)部共19個(gè)流體通道，低壓冷流體通道10個(gè)，高壓熱流體通道8個(gè)，液化氣體通道1個(gè)，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(shè)計(jì)有真空層，其中填充有大量珠光砂粉末，在實(shí)驗(yàn)過程中，隔熱空間外接真空泵，以保證系統(tǒng)的絕熱效果。

圖2為多股流換熱器內(nèi)部溫度測(cè)控布點(diǎn)示意圖。在多股流換熱器軸向高度上分布有7層，共20個(gè)溫度布點(diǎn)，其中7、8兩點(diǎn)分別位于節(jié)流閥前后，其它溫度布點(diǎn)布置在換熱器芯體側(cè)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(diǎn)示意圖Fig.2 Thermal resistances distribution on multi-stream heat exchanger

2.3 測(cè)試儀器

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

(2)多股流換熱器內(nèi)溫度測(cè)點(diǎn)采用PT-1000鉑電阻溫度計(jì)，測(cè)溫范圍為 -200—200℃，精度為±0.1℃。

3 實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)及分析

系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)時(shí)，液化空氣產(chǎn)量約為5.0 kg/h，經(jīng)色譜分析，系統(tǒng)運(yùn)轉(zhuǎn)工質(zhì)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(tǒng)運(yùn)行高壓為16.4×105Pa，低壓為3.4×105Pa，根據(jù)實(shí)驗(yàn)狀態(tài)點(diǎn)參數(shù)計(jì)算，得系統(tǒng)制冷量約1 679.3 W。如下將依照系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，對(duì)換熱器熱性能等進(jìn)行相應(yīng)的熱力學(xué)分析。

3.1 多股流換熱器溫度及熱負(fù)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(gè)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(zhì)在換熱器內(nèi)部的溫度分布，也不同于有相變的單一工質(zhì)在換熱器空間上的溫度分布特點(diǎn)，非共沸多元混合工質(zhì)本身獨(dú)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(diǎn)。

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(fù)荷分布，在換熱器起始段(1，2段)，混合工質(zhì)處于氣相區(qū)，單位換熱器長(zhǎng)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(zhì)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(zhì)開始相變，相變組分多為相變熱較大的高沸點(diǎn)組分，劇烈的相變?cè)龃罅藗鳠嵯禂?shù)，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(zhì)中相變熱較大的高沸點(diǎn)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(zhì)(C2H6)在混合工質(zhì)中含量又較少;在第6、7段換熱器空間段上，混合工質(zhì)中低沸點(diǎn)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(nèi)的溫度分布和各個(gè)換熱器段的換熱量分布情況，是混合工質(zhì)組分配比，系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行高低壓等熱力學(xué)因素以及多股流換熱器和混合工質(zhì)的傳熱特性綜合作用的結(jié)果。

圖4 多股流換熱器分段熱負(fù)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(shí)驗(yàn)系統(tǒng)的漏冷，一直都是影響系統(tǒng)效率的重要因素。實(shí)驗(yàn)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?qū)岫鴵p失的冷量不可忽略;在實(shí)驗(yàn)穩(wěn)定運(yùn)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(jì)算所需的多股流換熱器鋁芯相關(guān)參數(shù)，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(shù)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(guān)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(tǒng)向大氣環(huán)境的漏冷，是對(duì)流、導(dǎo)熱及輻射傳熱方式綜合的復(fù)雜傳熱過程，難以通過精確的數(shù)學(xué)方法計(jì)算求得。此處的核算是在系統(tǒng)停機(jī)升溫的狀況下，取一時(shí)間段Δτ，根據(jù)對(duì)應(yīng)換熱器芯體平均溫度的變化量ΔTC，以及時(shí)間段內(nèi)換熱器芯體與環(huán)境的平均對(duì)數(shù)換熱溫差T-lm，求得漏冷系數(shù) UA，進(jìn)而求得系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行時(shí)的漏冷量的。漏冷系數(shù)UA的求解公式如下:

系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行工況時(shí)，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?qū)岬穆├淞繛?

式中:UA為漏冷系數(shù);Δτ為升溫時(shí)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(shí)間內(nèi)換熱器芯體頂、底層平均溫度，℃。

根據(jù)升溫?cái)?shù)據(jù)，較核得到UA的值為3.83 W/K，穩(wěn)定運(yùn)行時(shí)，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(duì)數(shù)平均溫差

故可得該部分漏冷量

根據(jù)實(shí)際液化空氣產(chǎn)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(tǒng)冷量約為1 355.98 W，與計(jì)算值存在著19.2%的偏差，這主要是由于另有部分系統(tǒng)制得的冷量損失在了液化空氣引流真空管及儲(chǔ)液罐等設(shè)備上。由此可見，整個(gè)系統(tǒng)漏冷量占了系統(tǒng)冷量的50%以上。

漏冷對(duì)系統(tǒng)的影響跟實(shí)際系統(tǒng)的規(guī)模密切相關(guān)，對(duì)于規(guī)?；a(chǎn)的大型低溫氣體液化系統(tǒng)，漏冷給系統(tǒng)效率帶來的影響不大;而對(duì)于該小型低溫氣體液化裝置，多股流換熱器熱容大，漏冷嚴(yán)重，系統(tǒng)實(shí)際輸入功率較小(額定功率11 kW)，漏冷損失了系統(tǒng)50%以上的冷量，極大的限制了系統(tǒng)效率的提升。

3.3 增大預(yù)冷熱負(fù)荷對(duì)多股流換熱器性能及系統(tǒng)效率的影響

系統(tǒng)中合理的熱負(fù)荷分布，會(huì)改善系統(tǒng)各部件的運(yùn)行狀況，提升系統(tǒng)的整體效率。表2所示為系統(tǒng)運(yùn)行工況下各換熱設(shè)備進(jìn)出口狀態(tài)及熱負(fù)荷狀況?？梢钥闯觯旌瞎べ|(zhì)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(tǒng)能成功穩(wěn)定生產(chǎn)液化空氣的重要保障。

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

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

如圖6所示，多股流換熱器穩(wěn)定運(yùn)行時(shí)進(jìn)出口狀態(tài)位于粗實(shí)線矩形邊框內(nèi)，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(dāng)增大預(yù)冷板換熱負(fù)荷，如圖中細(xì)實(shí)線邊框內(nèi)，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(dá)2 000 J/mol。雖此時(shí)預(yù)冷熱負(fù)荷將會(huì)有所增大，但同時(shí)具有的優(yōu)勢(shì)有:(1)降低多股流換熱器進(jìn)出口工質(zhì)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(jìn)而減少了多股流換熱器因縱向?qū)岬穆├淞?(3)多股流換熱器內(nèi)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(chǎn)量，進(jìn)而提升整體系統(tǒng)的效率。所以，對(duì)于整個(gè)系統(tǒng)而言，增大預(yù)冷負(fù)荷將會(huì)改善多股流換熱器工作性能，提升系統(tǒng)效率。

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

4 結(jié)論

基于混合工質(zhì)循環(huán)低溫氣體液化裝置實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，對(duì)多股流換熱器熱特性進(jìn)行了研究分析，得出了以下結(jié)論:

(1)多股流換熱器縱向溫度分布和熱負(fù)荷分布具有其獨(dú)特性，這是由換熱器中多元混合工質(zhì)組分及系統(tǒng)運(yùn)行高低壓等熱力學(xué)因素、多股流換熱器本身?yè)Q熱性能以及混合工質(zhì)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(cè)換熱量近20 kW，多股流換熱器良好的換熱性能保證了系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)的順利進(jìn)行，但同時(shí)多股流換熱器嚴(yán)重的漏冷，損失了系統(tǒng)50%以上的冷量，極大的影響了該小型氣體液化系統(tǒng)的工作效率。

(3)結(jié)合實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，通過對(duì)系統(tǒng)各換熱部件的熱負(fù)荷分布的分析，提出增大預(yù)冷負(fù)荷，改善多股流換熱器工作性能，提升系統(tǒng)效率的建議，以期為下步實(shí)驗(yàn)的改進(jìn)提供參考。

1 陳長(zhǎng)青，沈裕浩.低溫?fù)Q熱器［M］.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，1993:42-48.

2 張麗娜，楊春信，王安良.應(yīng)用遺傳算法優(yōu)化設(shè)計(jì)板翅式換熱器［J］.航空動(dòng)力學(xué)報(bào)，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，F(xiàn)redheim 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，F(xiàn)lores 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(xué)-BP液化天然氣中心資助項(xiàng)目(編號(hào):99103-9390001)，廣東省教育廳液化天然氣與低溫技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室資助項(xiàng)目(編號(hào):39000-3211101)。

張 鐠，男，26歲，博士研究生。