液化天然氣繞管式換熱器殼側(cè)混合工質(zhì)流動(dòng)及傳熱特性

繞管式換熱器作為全球大型液化天然氣工廠的主低溫?fù)Q熱器[1]，其單線生產(chǎn)能力可達(dá)780×105t/a。液化天然氣（LNG）繞管式換熱器技術(shù)門檻極高，殼側(cè)工質(zhì)為氣液兩相時(shí)，氣液相之間的相互作用使得殼側(cè)傳熱與壓降計(jì)算變得復(fù)雜。因此，需要針對(duì)殼側(cè)大質(zhì)流密度下的相變流動(dòng)進(jìn)行研究，為繞管式換熱器的設(shè)計(jì)與優(yōu)化提供理論依據(jù)。

由于繞管式換熱器造價(jià)昂貴，目前其實(shí)驗(yàn)研究較少，國(guó)內(nèi)外課題組多通過(guò)工程計(jì)算和數(shù)值模擬的方法進(jìn)行設(shè)計(jì)分析。歐陽(yáng)新萍等[2]提出了兩種用于工程計(jì)算的方法，將多股流繞管式換熱器的計(jì)算分解為單股流，簡(jiǎn)化了計(jì)算過(guò)程。Li 等[3]建立了晃蕩工況下的繞管式換熱器數(shù)值模型，研究表明橫搖和縱搖均會(huì)導(dǎo)致傳熱惡化。邱國(guó)棟等[4]建立了丙烷在管側(cè)進(jìn)行冷凝換熱的數(shù)值模型，結(jié)果表明傳熱系數(shù)隨質(zhì)量流率的增加而增加。吳志勇等[5]對(duì)繞管式換熱器殼側(cè)沸騰過(guò)程進(jìn)行了數(shù)值研究，結(jié)果表明，工質(zhì)為乙烷與丙烷時(shí)，時(shí)間松弛參數(shù)為3s-1。王斯民等[6]提出了一種通過(guò)安裝直插式墊條型內(nèi)插件來(lái)增強(qiáng)繞管式換熱器換熱性能的方案，并通過(guò)數(shù)值模擬研究了其流動(dòng)換熱性能，結(jié)果表明此方案能將綜合換熱性能提高7.4%～10.5%。楊發(fā)煒等[7]通過(guò)流場(chǎng)模擬軟件研究了管徑和層間距對(duì)繞管式換熱器殼程換熱性能的影響，結(jié)果表明，換熱器的換熱效果隨層間距的增大而減小，且并管換熱系數(shù)在流速較高時(shí)高于非并管。He 等[8]通過(guò)改變幾何模型的纏繞角，使用數(shù)值計(jì)算的方法研究了不同模型下纏繞管式換熱器殼程流動(dòng)換熱規(guī)律，發(fā)現(xiàn)殼側(cè)局部換熱系數(shù)分布與膜厚分布一致，平均換熱系數(shù)隨雷諾數(shù)增加而增加，隨纏繞角度增加而減小。馬飛[9]提出了一種纏繞管式換熱器殼側(cè)多目標(biāo)驅(qū)動(dòng)優(yōu)化遺傳算法以及殼程努塞爾數(shù)和阻力系數(shù)之間的關(guān)聯(lián)關(guān)系。

在實(shí)驗(yàn)研究方面，汪耀龍等[10]設(shè)計(jì)了一種均布器，以水為工質(zhì)進(jìn)行了流體均布特性研究，結(jié)果表明設(shè)置均布器對(duì)液相流體的均布性能有所提升。Neeraas等[11-12]設(shè)計(jì)了一種用于研究單相工質(zhì)在殼側(cè)傳熱流動(dòng)的小型實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)，開(kāi)發(fā)了殼側(cè)氣相與液相工質(zhì)下的傳熱和壓降關(guān)聯(lián)式。Sun 等[13]設(shè)計(jì)了一種雙混合制冷劑實(shí)驗(yàn)裝置，研究了復(fù)合晃蕩情況下繞管式換熱器殼側(cè)流動(dòng)情況，結(jié)果表明殼側(cè)壓降受晃蕩影響大于溫度影響。Hu 等[14]設(shè)計(jì)了一種低溫實(shí)驗(yàn)平臺(tái)，研究了小質(zhì)流密度下傳熱系數(shù)隨干度的變化規(guī)律，結(jié)果表明傳熱系數(shù)隨干度先增加后減小。李豐志等[1]設(shè)計(jì)了一種管側(cè)低溫實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)，以液相丙烷為工質(zhì)進(jìn)行了實(shí)測(cè)，得到了較高精度的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)。龐曉冬等[15]設(shè)計(jì)了一種螺旋折流板管殼式換熱器實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)，研究了丙烷在管側(cè)的冷凝換熱特性，結(jié)果表明，在干度0.9 時(shí)，換熱系數(shù)達(dá)到峰值。Zhu 等[16]設(shè)計(jì)了一種浮式液化天然氣實(shí)驗(yàn)裝置，測(cè)試原料氣流量和海況對(duì)繞管式換熱器的適應(yīng)性，結(jié)果表明，當(dāng)原料氣完全液化時(shí)，降溫速率逐漸增大。Sun 等[17]通過(guò)一種低溫工質(zhì)晃蕩實(shí)驗(yàn)裝置，對(duì)海上液化天然氣產(chǎn)業(yè)鏈主低溫?fù)Q熱器多相流動(dòng)特性進(jìn)行了研究，提出當(dāng)蓋板的防晃動(dòng)角度為15°時(shí)，液體波動(dòng)指數(shù)較小，抗晃動(dòng)性能良好。Zheng 等[18]建立了以水和空氣為介質(zhì)的實(shí)驗(yàn)測(cè)試系統(tǒng)，研究了螺旋管換熱器殼程氣液混合物的分配性能，結(jié)果表明，當(dāng)氣體含量為0.4 左右時(shí)，管式分布器具有較好的兩相均勻性。

綜上所述，現(xiàn)有研究多集中于工程計(jì)算和模擬研究，獲得了一系列有益的結(jié)果。但是已有研究主要集中于單相工況及管側(cè)研究，對(duì)于換熱器殼側(cè)的實(shí)際低溫混合工質(zhì)兩相流動(dòng)、沸騰相變及其對(duì)壓降和傳熱側(cè)影響研究還較少且缺少實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。因此，本文針對(duì)烴類工質(zhì)在殼側(cè)的兩相流動(dòng)及傳熱、壓降特性問(wèn)題，結(jié)合數(shù)值模型和實(shí)驗(yàn)研究了干度、熱流密度、質(zhì)流密度等參數(shù)對(duì)繞管式換熱器傳熱、壓降及流型變化的影響。

1 模型構(gòu)建

1.1 繞管換熱器物理模型

工業(yè)中繞管式換熱器具體結(jié)構(gòu)如圖1所示。其工作原理為低溫的混合烷烴制冷劑以噴淋形式由上而下地從殼側(cè)流過(guò)，而溫度較高的天然氣從管側(cè)自下而上地流動(dòng)，兩者通過(guò)繞管壁面發(fā)生換熱，混合烷烴吸熱汽化，而天然氣放熱降溫實(shí)現(xiàn)液化[19-20]。

圖1 LNG/LFNG繞管式換熱器示意圖[11]

由于繞管式換熱器結(jié)構(gòu)龐大，其管束排列復(fù)雜，若將整個(gè)繞管式換熱器作為模擬對(duì)象，計(jì)算時(shí)間將大幅增加且難以收斂。而選擇合適的尺寸來(lái)簡(jiǎn)化模型能在更少的計(jì)算時(shí)間內(nèi)有效提高計(jì)算精度。本文選取繞管式換熱器尺寸的八十分之一（θ=4.5°）為研究對(duì)象。根據(jù)董龍飛等[21]的研究，流通長(zhǎng)度上的簡(jiǎn)化帶來(lái)的誤差遠(yuǎn)小于流動(dòng)波動(dòng)帶來(lái)的誤差。Li 等[3]的模擬研究表明，該軸向長(zhǎng)度既不會(huì)過(guò)短而造成偏離實(shí)際繞環(huán)結(jié)構(gòu)的叉排效果，也不會(huì)因?yàn)檫^(guò)長(zhǎng)而浪費(fèi)計(jì)算資源。

模型的具體參數(shù)如圖2 所示。幾何模型由5 列繞管組成，其中左右兩列為半圓管緊貼壁面，具體結(jié)構(gòu)如圖1所示。氣液兩相的混合烷烴通過(guò)頂部直徑為8mm 的噴淋孔進(jìn)入殼側(cè)。換熱測(cè)試段中通過(guò)給定熱流密度的方式來(lái)研究換熱器殼側(cè)傳熱特性，為模擬不銹鋼繞管在傳熱中的效果，在傳熱測(cè)試段內(nèi)增加6mm 壁厚的固體域。殼側(cè)幾何模型的主要參數(shù)為：繞管外徑12mm，繞管內(nèi)徑6mm，管間距（橫向管間）2mm，層間距（縱向剖層間）1mm，螺旋升角4°，繞管長(zhǎng)度200mm。

圖2 繞管結(jié)構(gòu)示意圖

1.2 數(shù)值模型

纏繞管換熱器中殼側(cè)制冷劑的相變是一個(gè)降膜沸騰過(guò)程，包括管壁上液相的蒸發(fā)和兩個(gè)相交界面之間的傳質(zhì)。工作介質(zhì)的流動(dòng)主要受重力、摩擦力和表面張力的影響。根據(jù)濕度測(cè)量結(jié)果[22]，假設(shè)工作介質(zhì)與管壁之間的接觸角為10°。獲得殼側(cè)準(zhǔn)確傳熱特性的關(guān)鍵是建立合理的傳質(zhì)模型、接觸角模型和潛熱模型，模擬殼側(cè)工作介質(zhì)在纏繞管換熱器中的傳熱傳質(zhì)過(guò)程。該模型的具體邊界條件為：入口采用指定質(zhì)流密度入口，出口自由流出，固體域內(nèi)壁面為定熱流密度壁面，其余壁面均為靜止、無(wú)滑移的絕熱壁面，考慮重力影響，流量為9.81m2/s，方向垂直向下。

基于N-S 方程，針對(duì)降膜蒸發(fā)模型選用式(1)～式(8)控制方程。

連續(xù)性方程

式中，τ為時(shí)間，s；p為壓力，MPa；μ為黏度，mPa·s；g為重力加速度，m/s2；ρ為密度，kg/m3；Fσ為相間作用力，N；σ為界面張力，N；κv為界面曲率；αv為體積分?jǐn)?shù)；ρv為氣相密度，kg/m3；ΔT為溫差，K；μg為氣相速度，m/s；μl為液相速度，m/s；ρg為氣相密度，kg/m3；ρl為液相密度，kg/m3；βg為汽相體積分?jǐn)?shù)；βl為液相體積分?jǐn)?shù)；v為汽相和液相的共享速度（矢量），m/s；E為內(nèi)能；E1為液相內(nèi)能，J；Γm為連續(xù)方程的源項(xiàng)；Γe為能量方程的源項(xiàng)。

殼側(cè)沸騰過(guò)程中質(zhì)量與能量的傳輸通過(guò)以下模型進(jìn)行描述。

（1）相變傳質(zhì)模型 傳質(zhì)源項(xiàng)分為蒸發(fā)和冷凝兩部分進(jìn)行考慮，根據(jù)Lee模型，當(dāng)工質(zhì)的局部溫度高于飽和溫度即T≥Tsat時(shí)，發(fā)生蒸發(fā)，并且控制單元內(nèi)液相轉(zhuǎn)變?yōu)槠嗟钠縨lv[式(9)]。

式中，coeff 為時(shí)間松弛參數(shù)，根據(jù)吳志勇等[5]的研究取值為3s-1。

（2）潛熱傳熱模型 相變過(guò)程中的熱量傳輸是通過(guò)連續(xù)方程中添加潛熱傳熱源項(xiàng)Γe實(shí)現(xiàn)的，Γe可用式(11)表達(dá)。

式中，hLH為工質(zhì)的汽化潛熱，J/kg。

模型采用三維雙精度計(jì)算器，選取壓力基求解器，采用穩(wěn)態(tài)二階隱式計(jì)算，啟用能量方程，湍流模型選取RNGk-ε模型，使用VOF多相流模型，壁面附近流動(dòng)采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)，壓力速度耦合采用SIMPLEC 算法，梯度離散采用Green-Gauss Node Based離散格式，壓力基采用PRESTO，其余離散均采用二階迎風(fēng)離散格式。數(shù)值模擬中以0.45∶0.55（本文所有組分比例均為摩爾比）的乙烷和丙烷（C2/C3）為工質(zhì)。其熱物性如密度、比熱容等采用了陳永東等[23]對(duì)混合介質(zhì)熱物性的計(jì)算方法。

1.3 測(cè)試通道流通面積

為準(zhǔn)確輸入模型入口處的質(zhì)流密度，殼側(cè)流通處的橫截面積計(jì)算就尤為重要。Fredheim[24]通過(guò)對(duì)繞管間的層間距積分導(dǎo)出換熱器殼側(cè)的平均流通橫截面積。本文采用該方法對(duì)殼側(cè)制冷劑的流通面積進(jìn)行計(jì)算，如式(12)。

2 驗(yàn)證實(shí)驗(yàn)

近期，國(guó)際國(guó)內(nèi)繞管式換熱器方面的最新研究較少且主要的經(jīng)典關(guān)聯(lián)式年代較為久遠(yuǎn)，因此搭建了以浮式液化天然氣（FLNG）/LNG繞管式換熱器為測(cè)試件的大質(zhì)流密度混合工質(zhì)流動(dòng)傳熱測(cè)試的實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)，可以實(shí)現(xiàn)對(duì)低溫條件下繞管式換熱器殼側(cè)流動(dòng)換熱特性研究。

本實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)包括主循環(huán)回路、冷卻回路、控制系統(tǒng)等。主要設(shè)備包括壓縮機(jī)、冷卻塔、換熱器、冷水機(jī)組、冷凍機(jī)組、冷水機(jī)組換熱器、冷凍機(jī)組換熱器、液氮換熱器（微通道換熱器）、氣動(dòng)開(kāi)關(guān)閥、氣動(dòng)調(diào)節(jié)閥、干度調(diào)節(jié)電加熱器、過(guò)熱電加熱器、緩沖罐，如圖3所示。管程換熱采用模擬加熱管束實(shí)現(xiàn)。實(shí)驗(yàn)過(guò)程中，乙烷工質(zhì)與丙烷工質(zhì)按各自質(zhì)量比分別進(jìn)行充注，實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)中，壓縮機(jī)入口處及流量計(jì)入口處各布置有一個(gè)實(shí)驗(yàn)工質(zhì)取樣口，分別對(duì)氣相及液相工質(zhì)進(jìn)行取樣。實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)穩(wěn)定后，分別從兩個(gè)取樣口對(duì)工質(zhì)取樣，并通過(guò)氣相色譜儀對(duì)取樣樣本進(jìn)行色譜分析。當(dāng)氣相取樣口與液相取樣口得到的樣本中各組分摩爾分?jǐn)?shù)偏差小于1%時(shí)，認(rèn)為實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定且取樣有效。本文研究中涉及的物性參數(shù)通過(guò)GERG-2004 天然氣混合物物性模型[25]計(jì)算得到。

圖3 繞管式換熱器殼程實(shí)驗(yàn)原理圖

如圖4所示，本實(shí)驗(yàn)平臺(tái)選取與實(shí)際應(yīng)用相貼近的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)，其中層間距為1mm，管間距為2mm，管外徑為12mm，管內(nèi)徑為6mm，螺旋升角為4°，與數(shù)值模型一致。測(cè)試件從上至下依次為入口段、均流穩(wěn)流段、壓降測(cè)試段、傳熱測(cè)試段、觀察窗以及測(cè)試樣件出口段。數(shù)值模型中也采用了和實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ鸵恢碌膫鳠岷蛪航当O(jiān)測(cè)段。此外，在測(cè)試件入口處還采用了多孔均流板，以實(shí)現(xiàn)流體均勻分布。實(shí)驗(yàn)工質(zhì)為摩爾比0.45∶0.55的乙烷和丙烷。實(shí)驗(yàn)采用的所有熱電偶均在-196～50℃溫度范圍內(nèi)進(jìn)行了標(biāo)定，并在傳熱系數(shù)計(jì)算過(guò)程中對(duì)各溫度數(shù)據(jù)進(jìn)行修正。本實(shí)驗(yàn)針對(duì)壓降測(cè)量在測(cè)試樣件上布置的測(cè)點(diǎn)包括壓差引壓測(cè)點(diǎn)和壓力引壓測(cè)點(diǎn)，傳感器布置時(shí)已避免測(cè)點(diǎn)探頭對(duì)測(cè)試樣件內(nèi)部流動(dòng)特征產(chǎn)生明顯影響。壓力引壓測(cè)點(diǎn)布置在壓降測(cè)試段入口處，壓差引壓測(cè)點(diǎn)布置在壓降測(cè)試段入口和出口處，壓力和壓差引壓測(cè)點(diǎn)不會(huì)占據(jù)內(nèi)部流體通道，因此不會(huì)對(duì)測(cè)試樣件內(nèi)部流動(dòng)產(chǎn)生明顯影響。實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)整體采用一層二烯烴和兩層橡塑的方案進(jìn)行保冷，經(jīng)熱平衡測(cè)算，系統(tǒng)漏熱造成的工質(zhì)干度變化小于0.01，可認(rèn)為實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)為絕熱條件。特別地，傳熱流動(dòng)核心部件測(cè)試樣件部分，漏熱率小于0.31%，可以認(rèn)為實(shí)驗(yàn)測(cè)試樣件部分漏熱防護(hù)良好。實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)的傳熱系數(shù)主要由熱流密度、管壁溫度與流體溫度計(jì)算得到，計(jì)算公式如式(14)～式(17)所示。

圖4 繞管式換熱器測(cè)試樣件示意圖

式中，α為傳熱系數(shù)，W/(m2·K)；q為熱流密度，W/m2；Twall為繞管外壁面溫度，K；Tf為流體溫度，K；Tf,in為流體入口溫度，K；Tf,out為流體出口溫度，K；Q為加熱功率，W；din為繞管內(nèi)徑，m；dout為繞管外徑，m；ltube為繞管長(zhǎng)度，m；Twall,i為傳熱測(cè)試段內(nèi)壁面溫度，K；λsteel為不銹鋼熱導(dǎo)率，取13.81W/(m·K)。

實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)所用質(zhì)量流量計(jì)、壓差變送器、壓力變送器、熱電偶等具體參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 實(shí)驗(yàn)參數(shù)測(cè)量精度

3 模型驗(yàn)證和結(jié)果分析

3.1 干度及質(zhì)流密度對(duì)壓降的影響

在入口壓力為0.3MPa 的條件下研究不同干度及質(zhì)流密度對(duì)殼側(cè)壓降的影響。通過(guò)數(shù)值計(jì)算，得到壓降與干度和質(zhì)流密度的關(guān)系，如圖5所示。其中多數(shù)模擬偏差在±20%以內(nèi)。

圖5 干度及質(zhì)流密度對(duì)殼側(cè)壓降的影響

從壓降圖中可以看出，隨著干度和質(zhì)流密度的增加，殼側(cè)壓降呈現(xiàn)出不斷增大的趨勢(shì)。殼側(cè)壓降主要受液相與管壁間的黏性力和氣相剪切力的作用。當(dāng)干度較小時(shí)，液相的流速較慢，流體與管壁間的黏性作用占主導(dǎo)地位，因此壓降較小。當(dāng)干度較高時(shí)，摩擦壓降主要取決于氣相流速，因此當(dāng)干度增加時(shí)氣相流速得到提升，導(dǎo)致了壓降的增加。

3.2 干度及質(zhì)流密度對(duì)傳熱系數(shù)的影響

為驗(yàn)證實(shí)驗(yàn)與模擬之間的誤差，在質(zhì)流密度70kg/(m2·s)、熱流密度3000W/m2的條件下，傳熱系數(shù)隨干度（x）的變化如圖6(a)所示。從圖中可以看出實(shí)驗(yàn)值與模擬值的變化規(guī)律吻合度較高，傳熱系數(shù)隨干度的增加而減小。該現(xiàn)象主要由于干度越小，工質(zhì)中液相質(zhì)量占比越少，難以覆蓋住完整的壁面。此外低干度時(shí)模擬值與實(shí)驗(yàn)值間誤差較小，大部分誤差在±20%以內(nèi)，在高干度時(shí)模擬值與實(shí)驗(yàn)值誤差相比較大，主要存在兩方面原因：一方面，在實(shí)驗(yàn)中，高干度下殼側(cè)氣相流速較高，測(cè)量?jī)x器數(shù)值波動(dòng)范圍較大；另一方面，干度大于0.7 時(shí)，氣液相滑速比相差較大，預(yù)期會(huì)部分增加模擬與實(shí)驗(yàn)的誤差。圖6(b)顯示了0.3MPa 蒸 發(fā) 壓 力、60～120kg/(m2·s)質(zhì) 流 密 度、1000～4000W/m2熱流密度條件下，模型的預(yù)測(cè)值與實(shí)驗(yàn)值的比較。由圖6(b)可以看出模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)值的偏差大部分在±40%以內(nèi)。

在入口壓力為0.3MPa、熱流密度為3000W/m2的條件下，不同干度及質(zhì)流密度下殼側(cè)傳熱系數(shù)的變化經(jīng)數(shù)值計(jì)算如圖7所示。從圖中可以看出傳熱系數(shù)隨干度的增加而減小，當(dāng)干度降到0.7 時(shí)，傳熱系數(shù)趨于穩(wěn)定。產(chǎn)生該規(guī)律的原因可能是絕大部分工況下液相較多，換熱器殼程內(nèi)的換熱主要得益于繞管壁面液相的傳導(dǎo)作用，隨著干度的增大，液相工質(zhì)減少并且氣相對(duì)其剪切力增大，導(dǎo)致液膜越來(lái)越難以覆蓋住管壁面，管壁出現(xiàn)局部蒸干區(qū)，且隨干度的增大，蒸干區(qū)變大，傳熱系數(shù)減小，加強(qiáng)了傳熱惡化。當(dāng)干度為0.7 時(shí)，氣相的對(duì)流換熱占據(jù)主導(dǎo)地位，此后干度的繼續(xù)增加對(duì)傳熱系數(shù)已無(wú)明顯影響，傳熱趨于穩(wěn)定。此外，圖中結(jié)果表明，相同干度下，傳熱系數(shù)隨質(zhì)流密度的增加而增加。這是因?yàn)橐合嗔髁康脑黾邮沟靡耗つ軌蚋采w住更大的管壁面積，繞管式換熱器殼側(cè)整體換熱效果得到加強(qiáng)。

圖7 干度及質(zhì)流密度對(duì)殼側(cè)傳熱系數(shù)的影響

3.3 流型轉(zhuǎn)變結(jié)果

殼側(cè)壓降及傳熱特性變化規(guī)律均與管壁面流型有著密不可分的聯(lián)系，因此流型隨干度的變化規(guī)律尤為重要。在繞管氣液相傳質(zhì)過(guò)程中，靠近壁面處氣泡首先成核，不斷增大后穿過(guò)液膜，在氣液相密度差引起的浮力作用下，部分氣泡被迫聚集在繞管壁面下方，并沿管徑方向移動(dòng)。此外，由于氣泡的不斷膨脹使得壁面液膜產(chǎn)生了波動(dòng)，不同管徑處的流量產(chǎn)生了變化，使得不同區(qū)域產(chǎn)生不均勻傳熱的同時(shí)也加快了流型的轉(zhuǎn)變。

在實(shí)驗(yàn)工況的范圍內(nèi)，主要出現(xiàn)的流型主要包括柱狀流、滴狀流、剪切流和霧狀流，如圖8 所示。在60kg/(m2·s)質(zhì)流密度下，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明干度為0.2 時(shí)，殼側(cè)氣體流量較小，流速較慢，此時(shí)液膜呈連續(xù)不間斷的柱狀；隨著干度增加至0.5 時(shí)，減少后的液相流量已無(wú)法呈現(xiàn)出連續(xù)不間斷的流型，轉(zhuǎn)而變?yōu)殡x散的滴狀流；當(dāng)干度上升至0.7時(shí)，液相流量急劇減少，且氣相流速較大，此刻管壁面幾乎沒(méi)有液膜覆蓋，壁面出現(xiàn)蒸干區(qū)，殼側(cè)流型呈剪切流；當(dāng)干度上升至0.9 時(shí)，殼側(cè)幾乎全為氣相，管壁面蒸干區(qū)占據(jù)主體，流型變?yōu)殪F狀流。在當(dāng)前實(shí)驗(yàn)條件下，流型轉(zhuǎn)化過(guò)程較為清晰且與模型研究結(jié)果相一致。模擬結(jié)果中流型變化隨干度變化的趨勢(shì)保持一致：柱狀流主要在干度為0.2 時(shí)呈現(xiàn)，而滴狀流則主要在干度為0.5 附近出現(xiàn)，剪切流在干度為0.7附近出現(xiàn)，霧狀流在干度為0.9附近出現(xiàn)。不同干度下的流型變化同時(shí)也有對(duì)應(yīng)條件下的殼側(cè)換熱情況的轉(zhuǎn)變。結(jié)合圖7 與圖8，可以看出，在干度為0.2、0.5、0.7 和0.9 附近區(qū)域，都是傳熱系數(shù)的趨勢(shì)發(fā)生轉(zhuǎn)折變化的區(qū)域，二者緊密相關(guān)。

4 結(jié)論

本研究針對(duì) LNG 繞管式換熱器殼程兩相流動(dòng)構(gòu)建了沸騰傳熱模型，并通過(guò)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，探索了壓降、傳熱系數(shù)及流型變化規(guī)律，主要結(jié)論如下。

（1）通過(guò)數(shù)值模型計(jì)算得到的壓降值與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)具有較高的吻合度。壓降誤差在±20%以內(nèi)，傳熱誤差則多在±40%以內(nèi)。

（2）數(shù)值模型計(jì)算得到的換熱系數(shù)顯示，在相同工況下，傳熱系數(shù)隨干度的增加而減小，當(dāng)干度到0.7 時(shí)趨于穩(wěn)定，且質(zhì)流密度的增大對(duì)加強(qiáng)換熱有顯著效果。

（3）根據(jù)實(shí)驗(yàn)，混合烴類制冷劑在殼側(cè)流動(dòng)中，按不同干度依次呈現(xiàn)出柱狀流、滴狀流、剪切流和霧狀流四種流型，轉(zhuǎn)換干度分別為0.2、0.5、0.7和0.9，且與模擬結(jié)果吻合。