用于低干度混合工質(zhì)制冷的板翅式換熱器傳熱系數(shù)

曹樂(lè)，劉金平,，許雄文,，李日新（華南理工大學(xué)電力學(xué)院，廣東 廣州 50640；廣東省能源高效清潔利用重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東 廣州 50640）

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用于低干度混合工質(zhì)制冷的板翅式換熱器傳熱系數(shù)

曹樂(lè)1，劉金平1,2，許雄文1,2，李日新1
（1華南理工大學(xué)電力學(xué)院，廣東 廣州 510640；2廣東省能源高效清潔利用重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東 廣州 510640）

摘要：對(duì)于中小型天然氣液化裝置，板翅式換熱器被廣泛應(yīng)用于回?zé)釗Q熱。然而，目前對(duì)低干度混合工質(zhì)在板翅式換熱器中低溫?fù)Q熱性能優(yōu)化等問(wèn)題的研究甚少。因此，搭建一套采用單級(jí)壓縮、一級(jí)回?zé)岬腖inde-Hampson制冷循環(huán)系統(tǒng)，并以N2-CH4-C2H4-C3H8-iC4H10作為混合制冷劑制取?160℃低溫，用以重點(diǎn)分析板翅式換熱器中的總傳熱系數(shù)以及影響板翅式換熱器傳熱系數(shù)的因素。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明：低干度下板翅式換熱器中總傳熱系數(shù)在2.6～22.7 W·m?2·K?1之間，受制冷溫度和循環(huán)濃度變化的影響不明顯，而目前對(duì)低干度低流速下混合制冷劑的低溫?fù)Q熱性能預(yù)測(cè)仍存在一定的偏差，其中Cavallini和Modified Granryd的計(jì)算模型經(jīng)修正后可推薦使用；同時(shí)，也從制冷劑流速、壓降等方面對(duì)板翅式換熱器優(yōu)化設(shè)計(jì)提出了相關(guān)建議。

關(guān)鍵詞：天然氣；液化；混合工質(zhì)；板翅式換熱器；低溫制冷；傳熱；傳熱系數(shù)；壓降

2015-07-22收到初稿，2015-09-28收到修改稿。

聯(lián)系人：許雄文。第一作者：曹樂(lè)（1987—），男，博士研究生。

Received date: 2015-07-22.

Foundation item: supported by the State Key Laboratory of Subtropical Building Science (2015ZC13)，the Guangdong Province Key Laboratory of Efficient and Clean Energy Utilization (2013A061401005) and the Fundamental Research Funds for the Central Universities (2015ZM028).

引　言

隨著世界能源結(jié)構(gòu)的調(diào)整以及環(huán)境問(wèn)題的日益嚴(yán)峻，天然氣在能源中的地位日漸顯著。為了降低天然氣的運(yùn)輸成本，天然氣液化技術(shù)得到了廣泛應(yīng)用。我國(guó)的液化天然氣廠(chǎng)均采用中小型液化裝置，而液化流程大部分采用多級(jí)壓縮單級(jí)回?zé)岬腖inder-Hampson循環(huán)；同時(shí)，由于板翅式換熱器結(jié)構(gòu)緊湊、等體積換熱面積大、能用于多股流換熱，其廣泛用作中小型天然氣液化系統(tǒng)的回?zé)嵫b置。近年來(lái)，國(guó)內(nèi)外一些學(xué)者對(duì)板翅式換熱器的傳熱及流動(dòng)特性[1-4]、導(dǎo)流及流道匹配[5-8]、結(jié)構(gòu)優(yōu)化[9-12]等問(wèn)題進(jìn)行了研究，取得了豐富的研究成果。然而，針對(duì)這些問(wèn)題的研究一般基于理論計(jì)算或數(shù)值模擬，目前采用板翅式換熱器的進(jìn)行低溫制冷實(shí)驗(yàn)研究的仍然很少。中山大學(xué)的張鐠等[13-14]搭建了以板翅式換熱器為回?zé)崞鞯男⌒突旌瞎べ|(zhì)循環(huán)并制得液化空氣，重點(diǎn)考察了系統(tǒng)的降溫特性以及混合工質(zhì)組分對(duì)性能的影響，并分析了多股流換熱器的漏冷量與系統(tǒng)效率之間的關(guān)系，然而，并未對(duì)板翅式換熱器的換熱性能進(jìn)行評(píng)估。而很多學(xué)者對(duì)板翅式換熱器在常溫或高溫流體的換熱進(jìn)行了研究，Khoshvaght-Aliabadi等[15]以水為流動(dòng)介質(zhì)對(duì)7種不同翅片的板翅式換熱器進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，重點(diǎn)考察了傳熱系數(shù)及壓降的差異，其研究表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)隨流體體積流速增大而增大，傳熱系數(shù)在220～620 W·m?2·K?1之間，而水流速在0.11～0.28 m·s?1之間。而Nagarajan等[16]利用CFD模擬應(yīng)用5種新型陶瓷翅片板翅式換熱器在高溫?fù)Q熱情況下的水力及熱力性能，其傳熱系數(shù)在22～260 W·m?2·K?1之間，流速為0.81 m·s?1。而用于天然氣液化低溫制冷的板翅式換熱器，由于降溫速率的限制，低干度制冷劑的流速一般處于低流速狀態(tài)（小于0.1 m·s?1），如某天然氣液化廠(chǎng)的板翅式換熱器冷流進(jìn)口干度為0.05時(shí)，氣相表觀流速為0.13 m·s?1，而液相表觀流速僅為0.03 m·s?1；同時(shí)，統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)[17]顯示：中國(guó)LNG裝置開(kāi)工率自2014年7月以來(lái)的12個(gè)月的平均開(kāi)工率為42.94%，因此制冷系統(tǒng)大部分時(shí)間處于低負(fù)荷運(yùn)行狀態(tài)，制冷劑流量也會(huì)因此減小。那么換熱器的換熱性能是否會(huì)因?yàn)榱魉佥^低而受到削弱，需要進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究驗(yàn)證。但是由于板翅式換熱器尺寸相對(duì)較大，且低溫制冷條件下保溫難度大，目前對(duì)于用于低溫?fù)Q熱的板翅式換熱器中換熱性能的實(shí)驗(yàn)研究仍然很少。

對(duì)于應(yīng)用于天然氣液化流程的板翅式換熱器而言，其冷熱流均承擔(dān)著多達(dá)190 K的溫度滑移，在換熱器的高溫端，冷流的制冷劑已經(jīng)處于過(guò)熱狀態(tài)，其體積流速相對(duì)于換熱器冷端的低干度冷劑大得多。在換熱器的設(shè)計(jì)中，為了不讓冷流側(cè)的壓降過(guò)大而影響系統(tǒng)性能，會(huì)首先滿(mǎn)足冷流高溫段的流速在合理范圍，而由于換熱器中同一流股的流通面積不變，因此會(huì)使得低溫段的制冷劑流速偏低，這也是板翅式換熱器中低溫段傳熱系數(shù)較低的主要原因。同時(shí)，混合工質(zhì)低溫沸騰及冷凝的傳熱系數(shù)的研究仍不夠成熟，目前對(duì)多元混合工質(zhì)低溫沸騰及冷凝傳熱系數(shù)的預(yù)測(cè)多為經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算，與實(shí)驗(yàn)結(jié)果偏差較大，而板翅式換熱器在混合工質(zhì)低溫制冷條件下的換熱研究仍然相對(duì)匱乏。因此，本文搭建了一套采用板翅式換熱器為回?zé)崞鞯膯渭?jí)壓縮低溫制冷系統(tǒng)，以氮?dú)?、甲烷、乙烯、丙烷和異丁烷為混合制冷劑，使系統(tǒng)降溫至?160℃，并對(duì)低干度混合制冷劑在板翅式換熱器中的換熱性能進(jìn)行研究。

1　實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)及方法

1.1實(shí)驗(yàn)循環(huán)

為了研究低干度混合制冷劑在板翅式換熱器中低溫?fù)Q熱性能，本實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)設(shè)計(jì)了一套基于Linder-Hampson系統(tǒng)的低溫制冷循環(huán)，系統(tǒng)主要部件包括：壓縮機(jī)、油分離器、冷卻器、回?zé)崞鳎ㄓ?個(gè)套管換熱器和1個(gè)板翅式換熱器串聯(lián)）、節(jié)流閥、儲(chǔ)液器、緩沖罐等，系統(tǒng)循環(huán)流程如圖1所示?；旌现评鋭┙?jīng)由壓縮機(jī)壓縮后進(jìn)入油分離器中將夾帶的潤(rùn)滑油分離，隨后進(jìn)入水冷器進(jìn)行預(yù)冷，兩相的冷劑進(jìn)入回?zé)崞髦羞M(jìn)行回?zé)崾綗峤粨Q，熱流降溫后經(jīng)節(jié)流閥降溫制冷，所得的冷流回流至回?zé)崞髋c熱流換熱，冷流升溫后流經(jīng)儲(chǔ)液罐，最終回到壓縮機(jī)完成整個(gè)制冷循環(huán)。由于在實(shí)驗(yàn)條件下的低溫工況下難以做到完全絕熱，冷箱存在一定的冷量損失，為了保證系統(tǒng)降溫需求，系統(tǒng)未設(shè)計(jì)蒸發(fā)器。同時(shí)，采用5臺(tái)壓縮機(jī)并聯(lián)，在降低成本的同時(shí)亦能保證系統(tǒng)開(kāi)機(jī)的可靠性和輸入功率可調(diào)。

圖1　實(shí)驗(yàn)流程循環(huán)Fig.1　Flow chart of experimental processA—compressor; B—oil separator; C—pre-cooler; D—double-tube HE; E—plate-fin HE; F—throttle valve; G—liquid storage tank; H—buffer tank measure points: T—temperature; p—pressure; W—power; Gw—flow rate of cool water

1.2板翅式換熱器

本實(shí)驗(yàn)臺(tái)中的板翅式換熱器為承擔(dān)低干度下混合制冷劑換熱而設(shè)計(jì)，由杭州中泰過(guò)程設(shè)備有限公司承制。圖2所示為板翅式換熱器的單元結(jié)構(gòu)，其相關(guān)物理參數(shù)見(jiàn)表1，其中，板翅式換熱器采用多孔型翅片，開(kāi)孔率為5.75%。而回?zé)崞髦袃煞N換熱器的流程參數(shù)見(jiàn)表2。

圖2　板翅式換熱器通道Fig.2　Flow channels of PFHE A—cold flow; B—hot flow

表1　板翅式換熱器冷熱通道結(jié)構(gòu)參數(shù)Table 1　Structure parameters of PFHE channels

表2　回?zé)崞髦懈魑锢沓叽缂傲鞒虆?shù)對(duì)比Table 2　Physics and flow parameters of RHE

表3　3組實(shí)驗(yàn)在運(yùn)行至各制冷溫度的系統(tǒng)循環(huán)組分Table 3　Circulated composition at different sample refrigeration temperature in 3 experiments

1.3混合制冷劑

本實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)采用類(lèi)似于天然氣液化流程所用的混合制冷劑，即為氮?dú)猓∟2）、甲烷（CH4）、乙烯（C2H4）、丙烷（C3H8）及異丁烷（iC4H10）（天然氣液化中一般采用異戊烷，由于常溫下為液態(tài)，精確充灌較困難）。同時(shí)，隨著制冷溫度降溫至-110℃，每降溫10℃對(duì)系統(tǒng)的混合制冷劑循環(huán)組分進(jìn)行采樣測(cè)量，抽取3組實(shí)驗(yàn)的各循環(huán)組分（表3），而3組實(shí)驗(yàn)各個(gè)工況的板翅式換熱器冷熱流進(jìn)出口參數(shù)見(jiàn)表4，同時(shí)，根據(jù)換熱器進(jìn)出口的溫度、壓力以及混合制冷劑的組分，可通過(guò)制冷劑物性數(shù)據(jù)庫(kù)對(duì)各個(gè)工況的制冷劑物性進(jìn)行計(jì)算，表5列出了混合制冷劑的密度、氣液相的比熱容、動(dòng)力黏度以及熱導(dǎo)率。

1.4數(shù)據(jù)采集

實(shí)驗(yàn)過(guò)程中對(duì)系統(tǒng)的溫度、壓力、壓縮機(jī)功率、冷卻水流量、混合工質(zhì)的組分等參數(shù)進(jìn)行了監(jiān)測(cè)，采用LabVIEW編制數(shù)據(jù)采集程序，并將Agilent 34970A與計(jì)算機(jī)通信，使傳感器收集的電信號(hào)通過(guò)惠普數(shù)據(jù)采集板卡34901A傳輸至計(jì)算機(jī)存儲(chǔ)，數(shù)據(jù)采集間隔為14 s。表6所示為各數(shù)據(jù)采集所用儀器的精度及量程范圍。

表4　板翅式換熱器冷熱流進(jìn)出口參數(shù)Table 4　Parameters of refrigerant at inlet and outlet of hot and cold flows in PFHE

2　結(jié)果分析與討論

本文從多次重復(fù)性實(shí)驗(yàn)中抽取3組進(jìn)行分析，圖3所示為各組實(shí)驗(yàn)節(jié)流后溫度隨時(shí)間的變化曲線(xiàn)，重點(diǎn)對(duì)制冷溫度從-110℃降至-160℃過(guò)程中換熱器的換熱性能進(jìn)行了考察。由于冷熱流體在換熱過(guò)程中伴隨著溫度滑移，因此采用分段求和的方法計(jì)算對(duì)數(shù)溫差。

圖3　3組實(shí)驗(yàn)的節(jié)流后溫度降溫曲線(xiàn)Fig.3　Cooldown process at outlet of throttle valve in 3 experiments

2.1板翅式換熱器的總傳熱系數(shù)及理論預(yù)測(cè)模型

由于板翅式換熱器中冷、熱流通道的總傳熱面積不同，且本文中的板翅式換熱器由于密封及保溫?zé)o法測(cè)得冷熱通道之間的隔板溫度，因此本文討論分別對(duì)應(yīng)于冷熱通道的總傳熱系數(shù)Kc和Kh，可由式(1)、式(2)計(jì)算得出

對(duì)數(shù)平均溫差Δt可由式(3)計(jì)算

而制冷劑流量qm可通過(guò)混合制冷劑在水冷器中的換熱求得，如式(4)所示

表6　各參數(shù)測(cè)量?jī)x器精度及范圍Table 6　Accuracy and range of each measuring equipment

表7　混合制冷劑冷凝及沸騰傳熱系數(shù)計(jì)算關(guān)聯(lián)式Table 7　Condensation and flow boiling heat transfer correlations of mixed refrigerant

上述方程中的制冷劑的比焓可以通過(guò)美國(guó)NIST的制冷劑物性數(shù)據(jù)庫(kù)RefProp 9.0計(jì)算得出。

由于目前針對(duì)混合工質(zhì)在板翅式換熱器中低溫?fù)Q熱的關(guān)聯(lián)式仍然欠缺，且由于換熱器中沸騰傳熱系數(shù)低于冷凝傳熱系數(shù)，總傳熱系數(shù)主要由沸騰側(cè)傳熱系數(shù)決定，故本文采用文獻(xiàn)[18]推薦的Cavallini提出的冷凝換熱關(guān)聯(lián)式以及文獻(xiàn)[19]中推薦的3組關(guān)聯(lián)式進(jìn)行總傳熱系數(shù)的理論預(yù)測(cè)，其基本表達(dá)見(jiàn)表7，具體變量及意義詳見(jiàn)文獻(xiàn)[18-19]。那么，分別以冷流側(cè)和熱流側(cè)換熱面積為基準(zhǔn)的總傳熱系數(shù)可由式(5)、式(6)求出[20]

其中，表面效率ηc、ηh的計(jì)算如下

而翅片效率ηfc、ηfh計(jì)算如下[21]

圖4為回?zé)崞髦邪宄崾綋Q熱器的分別以冷熱流換熱面積為基準(zhǔn)的總傳熱系數(shù)隨制冷溫度的變化趨勢(shì)，由于板翅式中冷通道的換熱面積比熱通道大，因此Kc

圖4　回?zé)崞髦邪宄崾綋Q熱器的傳熱系數(shù)Fig.4　Overall heat transfer coefficient of the PFHE

圖5　總傳熱系數(shù)Kh的實(shí)驗(yàn)值和理論預(yù)測(cè)值對(duì)比Fig.5　Comparison between experiment data and theoretical prediction of Kh

表8　總傳熱系數(shù)理論預(yù)測(cè)值的絕對(duì)平均偏差Table 8　Deviation in predicted values of overall heat transfer coefficients

圖6　總傳熱系數(shù)Kc的實(shí)驗(yàn)值和理論預(yù)測(cè)值對(duì)比Fig.6　Comparison between experiment data and theoretical prediction of Kc

圖7　關(guān)聯(lián)式修正前后預(yù)測(cè)值和實(shí)驗(yàn)值的對(duì)比Fig.7　Comparison between experiment data and theoretical prediction by correlations before and after modified

而圖5、圖6為總傳熱系數(shù)Kh、Kc的實(shí)驗(yàn)值與3組理論預(yù)測(cè)對(duì)比，其中，絕對(duì)平均偏差（average absolute deviation，AAD）由式(13)計(jì)算，結(jié)果見(jiàn)表8。不難看出，3組關(guān)聯(lián)式中Modified Gungor-Winterton和Silver-Bell Ghaly的計(jì)算總傳熱系數(shù)隨制冷溫度的降低而減小，并且實(shí)驗(yàn)值的預(yù)測(cè)明顯偏大，偏差均超過(guò)200%，且后者的偏差大于前者；而Modified Granryd的預(yù)測(cè)趨勢(shì)和實(shí)驗(yàn)結(jié)果吻合度較高，且結(jié)果偏差在26.65%～50.34%之間，考慮到實(shí)驗(yàn)值偏小，這個(gè)偏差范圍仍然可以接受。結(jié)合本文的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，以AAD為目標(biāo)函數(shù)，Kc

2.2板翅式換熱器低傳熱系數(shù)原因分析及建議

本文中的板翅式換熱器總傳熱系數(shù)相對(duì)較低，主要原因是由于混合制冷劑在板翅式換熱器中的流速較低。雖然，在應(yīng)用于低溫制冷的板翅式換熱器降溫過(guò)程中，適當(dāng)提高制冷劑的流速可以增大換熱器的總傳熱系數(shù)，對(duì)縮短降溫時(shí)間有利；然而對(duì)于冷物流而言，進(jìn)出口干度變化范圍大（0.28～1.0），隨著干度的增加，制冷劑的流速增加明顯，圖8為3組實(shí)驗(yàn)制冷溫度為-160℃時(shí)冷流制冷劑的密度和流速隨干度的變化，可以看出，隨著干度的增大，制冷劑的流速增大十分明顯，這是由于制冷劑密度隨干度的增大急劇減小，兩相流中的氣相部分占據(jù)大部分流通體積，使得制冷劑的表觀流速迅速增大。

圖8　冷流制冷劑密度和流速隨干度的變化Fig.8　Mixed refrigerant density and flow velocity of cold flow under different quality composition: N2/CH4/C2H4/C3H8/iC4H10□　34.48/17.31/17.11/25.77/4.57，p=2.6366×105Pa，G=0.0284 kg·s-1;○　30.52/16.89/10.32/28.05/4.89，p=2.5181×105Pa，G=0.0430 kg·s-1;△　33.14/15.56/20.67/26.16/4.16，p=3.5392×105Pa，G=0.0269 kg·s-1

在應(yīng)用于低溫制冷的板翅式換熱器中，為了避免材料超過(guò)極限冷卻速率而出現(xiàn)屈服或脆性破壞，降溫過(guò)程必須控制速率，一般不得超過(guò)2 K·min-1，而在給定的換熱器中，制冷劑流速的控制可以直接影響降溫速率。圖9所示為板翅式換熱器冷流進(jìn)出口的制冷劑流速，其中出口流速大于進(jìn)口流速，而上半部分的流速是以制冷劑在回?zé)崞鞒隹跔顟B(tài)計(jì)算的結(jié)果?？梢钥闯鲈诘蜏貐^(qū)域，板翅式換熱器中的冷流處于低流速狀態(tài)，而當(dāng)制冷溫度降溫至?160℃時(shí)，冷熱流體的流速不超過(guò)0.1 m·s-1，那么，一次傳熱表面的對(duì)流換熱由于翅片對(duì)流體的擾動(dòng)十分微弱而可以忽略，而二次傳熱表面的導(dǎo)熱過(guò)程占據(jù)主導(dǎo)。同時(shí)，Little[22]指出根據(jù)氣液相的質(zhì)量流率判斷流體的流型，根據(jù)參考其文中的流型分布圖可知，本文中板翅式換熱器氣液相質(zhì)量流率分別低于10 和100 kg·m-2·s-1，因此板翅式換熱器中的制冷劑流型為層流（stratified）；這是導(dǎo)致板翅式換熱器中傳熱系數(shù)較小的主要原因。另外，混合工質(zhì)較純工質(zhì)而言，由于氣液相泡露點(diǎn)存在較大的滑移，因此其有效換熱溫差和沸騰相界面較小，且汽化核心數(shù)也低于相應(yīng)的純工質(zhì)[23]，以上這些因素的綜合影響最終使得板翅式換熱器中的總傳熱系數(shù)非常低。

圖9　板翅式換熱器中冷流進(jìn)出口制冷劑的流速Fig.9　Refrigerant flow velocity at inlet and outlet of cold flow in PFHE

但并不能通過(guò)簡(jiǎn)單地提高制冷劑流速增大傳熱系數(shù)，其中，Baek等[24]、Bell等[25]對(duì)換熱器壓降進(jìn)行了研究，得出壓降隨制冷劑的流速增大而增大的結(jié)論，而在低溫制冷循環(huán)系統(tǒng)中，低壓側(cè)的壓降過(guò)大將直接引起系統(tǒng)的性能下降。若假設(shè)回?zé)崞髡w為板翅式換熱器，以回?zé)崞骼淞鞒隹跔顟B(tài)計(jì)算板翅式的出口流速，從圖中可以看出，進(jìn)出口流速比在5.3～11.9之間，且均在系統(tǒng)降溫至-160℃時(shí)比值達(dá)到最大，因此可以預(yù)測(cè)冷流的壓降將集中在高溫段。而3組實(shí)驗(yàn)中板翅式換熱器冷流側(cè)溫升在8.3～18.7 K之間，而壓降在8.0～21.8 kPa之間，占節(jié)流后壓力的2.3%～8.6%；而回?zé)崞髦械奶坠軗Q熱器承擔(dān)了中高溫段的換熱，由于其冷流出口流速達(dá)到32.0～83.7 m·s-1，其冷流側(cè)的壓降達(dá)到89.3～150.4 kPa，可見(jiàn)流速對(duì)壓降影響顯著。因此在板翅式換熱器的設(shè)計(jì)計(jì)算中，應(yīng)重點(diǎn)考慮冷熱通道截面積與制冷劑流速的合理匹配，在保證換熱面積的同時(shí)，可以將換熱器進(jìn)行分段設(shè)計(jì)，低溫?fù)Q熱段可以適當(dāng)減小流通面積以提高制冷劑流速，而高溫?fù)Q熱段則可以適當(dāng)增加流通面積以減小壓降，同時(shí)，由于板翅式換熱器在低溫段傳熱系數(shù)較低，應(yīng)在換熱面積的設(shè)計(jì)計(jì)算中考慮一定的余量。

3　結(jié)　論

本文建立了以板翅式換熱器和套管換熱器組合作為回?zé)崞鞯牡蜏刂评溲h(huán)，采用N2-CH4-C2H4-C3H8-iC4H105種工質(zhì)為混合低溫制冷劑，并制取了-160℃低溫，考察了板翅式換熱器在降溫區(qū)間在-110～-160℃之間總傳熱系數(shù)的變化，并得到了以下結(jié)論。

（1）板翅式換熱器在低干度低溫區(qū)換熱，總傳熱系數(shù)較小，其中，Kc為2.6～6.8 W·m-2·K-1，而Kh為12.8～22.7 W·m-2·K-1，并且總傳熱系數(shù)隨制冷溫度和組分的變化并不明顯。

（2）本文選取的3組混合工質(zhì)換熱計(jì)算關(guān)聯(lián)式對(duì)總傳熱系數(shù)的預(yù)測(cè)均存在一定的偏差，其中Modified Granryd的平均偏差值在26.65%～50.34%之間，相對(duì)預(yù)測(cè)較準(zhǔn)確；并對(duì)此組冷凝和沸騰關(guān)聯(lián)式進(jìn)行了修正，可以推薦為低干度低流速下混合工質(zhì)傳熱系數(shù)的計(jì)算關(guān)聯(lián)式。

（3）在板翅式換熱器的設(shè)計(jì)計(jì)算中，應(yīng)綜合考慮制冷劑流速的匹配和冷流側(cè)壓降之間的綜合關(guān)系，可通過(guò)對(duì)換熱器進(jìn)行分段設(shè)計(jì)，低溫段減小流通面積以提高制冷劑流速，可以提高低溫段傳熱效率，而高溫段可增大流通面積以減小壓降對(duì)系統(tǒng)性能的影響。同時(shí)，在換熱面積的設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)考慮一定的余量。

符號(hào)說(shuō)明

Ac,Ah——分別為冷熱流體通道的總傳熱面積，m2

A2c,A0c——分別為冷通道的二次傳熱面積和總傳熱面積，m2

cp——比熱容，J·kg-1·K-1

cpal——當(dāng)?shù)仫@熱比熱容，J·kg-1·K-1

E ——沸騰換熱強(qiáng)化系數(shù)

H ——比焓，J·kg-1

hcd——冷凝傳熱系數(shù)，W·m-2·K-1

hfb——沸騰傳熱系數(shù)，W·m-2·K-1

K ——總傳熱系數(shù)，W·m-2·K-1

lc,lh——分別為冷熱通道長(zhǎng)度，m

Pr ——Prandtl數(shù)

Q ——換熱量，W

qm——混合制冷劑質(zhì)量流量，kg·s-1

Re ——Reynolds數(shù)

Δt ——換熱溫差，K

Xtt——馬蒂內(nèi)利數(shù)

x——干度

δ——翅片厚度，m

ηc,ηh——分別為冷熱通道的表面效率

ηfc,ηfh——分別為冷通道和熱通道的翅片效率

l ——熱導(dǎo)率，W·m-1·K-1

m ——?jiǎng)恿︷ざ?，Pa·s

r ——密度，kg·m-3

下角標(biāo)

c——冷流

cd——冷凝換熱

exp——實(shí)驗(yàn)值

fb——沸騰換熱

h——熱流

i——進(jìn)口

i——第i離散段

l——液相

o——出口

predicted——理論預(yù)測(cè)值

v——?dú)庀?/p>

w——冷卻水

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Overall heat transfer coefficient of plate-fin heat exchanger during a mixed refrigerant cryogenic process in low quality

CAO Le1，LIU Jinping1,2，XU Xiongwen1,2，LI Rixin1
(1School of Electric Power，South China University of Technology，Guangzhou 510640，Guangdong，China;
2Guangdong Province Key Laboratory of Efficient and Clean Energy Utilization，Guangzhou 510640，Guangdong，China)

Abstract:Plate-fin heat exchangers (PFHEs) are mostly employed in medium- and small-sized LNG plants. However，works about the heat transfer characteristic optimization of mixed refrigerant in PFHE under low quality have been barely carried out nowadays. Thus，a Linde-Hampson cycle using single stage compressors and recuperative heat exchanger was established and mixed refrigerant (N2-CH4-C2H4-C3H8-iC4H10) was used to obtain the refrigeration temperature of ?160℃. Meanwhile，the overall heat transfer coefficient and the correlational influence factor were mainly analysed. The experimental results showed that the overall heat transfer coefficient of the PFHE was about 2.6—22.7 W·m?2·K?1while the refrigeration temperature and the circulated composition had week influence on the overall heat transfer coefficient. Meanwhile，the existing correlations cannot accurately predict the heat transfer coefficient of the mixed refrigerant under low quality and low flow velocity. However，the correlation of Cavallini and modified Granryd can used to predict the HTC of mixed refrigerant under low quality and low flow velocity after modification in this work. Additionally，some suggestion have been proposed in the design and optimization of PFHEs considering the refrigerate flowrate and pressure drop.

Key words:natural gas; liquefaction; mixed refrigerant; plate-fin heat exchanger; cryogenic; heat transfer; heat transfer coefficient; pressure drop

DOI：10.11949/j.issn.0438-1157.20151177

中圖分類(lèi)號(hào)：TB 61+1

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

文章編號(hào)：0438—1157（2016）04—1277—10

基金項(xiàng)目：華南理工大學(xué)亞熱帶建筑科學(xué)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室基金項(xiàng)目（2015ZC13）；廣東省能源高效清潔利用重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室（華南理工大學(xué)）項(xiàng)目（2013A061401005）；中央高?；究蒲袠I(yè)務(wù)費(fèi)專(zhuān)項(xiàng)資金資助項(xiàng)目（2015ZM028）。

Corresponding author:XU Xiongwen，epxwxu@scut.edu.cn