混合碳氫制冷劑在螺旋折流板管殼式冷凝器殼側冷凝特性的實驗研究

密曉光，楊果成，陳杰，丁國良?

（1-中海石油氣電集團技術研發中心，北京 100028；2-上海交通大學制冷與低溫工程研究所，上海 200240）

0 引言

管殼式換熱器占據換熱器市場的35%～40%[1]，被廣泛用于化工、環境保護、石油天然氣以及制冷等領域[1-2]。在這些管殼式換熱器中，螺旋折流板管殼式換熱器具有突出的換熱壓降綜合性能和較小的流體誘導振動[3]，因此被廣泛應用在天然氣液化工廠的預冷循環中[4-5]。在實際的混合制冷劑預冷循環中，碳氫混合制冷劑在殼側冷凝，由管側的海水提供冷量[6-7]。殼側碳氫冷劑冷凝過程中存在溫度滑移和質量擴散等現象[8]，這就導致了殼側換熱的復雜性，并決定了換熱器的換熱性能。為了優化換熱器設計，有必要對混合碳氫冷劑在螺旋折流板管殼式換熱器中的流動冷凝換熱特性進行研究。

現有對螺旋折流板管殼式換熱器的換熱研究主要是針對單相對流[9-12]以及水蒸汽[13-15]和丙烷[16]冷凝，缺少混合制冷劑冷凝的研究。單相對流換熱研究結果表明，折流板的搭接量和螺旋傾角對換熱器換熱性能有很明顯的影響[11-12]；改變螺旋折流板的結構可以一定程度上提高換熱性能[9-10]。冷凝換熱研究結果表明，螺旋折流板管殼式冷凝器平均換熱系數較弓形折流板管殼式冷凝器提高22.4%～150%[13-15]；丙烷在螺旋折流板管殼式冷凝器殼側的換熱系數隨熱流密度和質流密度的增加而增大[16]。然而碳氫混合制冷劑的物性與非碳氫工質的差別很大，導致現有針對螺旋折流板管殼式換熱器的換熱研究可能無法拓展到碳氫混合制冷劑。

已有對碳氫混合制冷劑冷凝的研究主要針對水平管[17-18]、蛇形管[19]以及板式換熱器[20]，缺少對螺旋折流板管殼式換熱器殼側的研究。實驗結果表明，碳氫混合制冷劑在水平管內的換熱系數隨干度增加而增加，且實驗結果可以通過BELL和GHALY等的方法預測[17-18]；R290/R600混合制冷劑在蛇型管內的換熱系數比R134a高89%左右[19]；在板式換熱器內，丙烷/丁烷混合制冷劑的換熱系數在較低的折算雷諾數工況下比純冷劑換熱系數低，而在較高的折算雷諾數工況下與純冷劑換熱系數接近[20]。

在換熱預測模型方面，目前還沒有混合制冷劑在管殼式換熱器內冷凝的關聯式，僅有混合制冷劑在管束外冷凝的關聯式。BELL和GHALY等的關聯式[21]綜合考慮熱流密度、質流密度、干度和氣體顯熱，既可以用于管內冷凝換熱也適用于管外冷凝換熱；BELGHAZI等[22]則在BELL和GHALY的關聯式基礎上增加了劉易斯數來反映混合介質擴散系數對換熱的影響。然而已有的關聯式沒有考慮螺旋折流板對流動的影響，因此在換熱器設計時，有必要開發適用于混合碳氫制冷劑在螺旋折流板管殼式換熱器殼側冷凝的換熱關聯式。

本文研究的目的是通過實驗方法對乙烷/丙烷混合制冷劑在螺旋折流板殼側冷凝換熱特性進行研究，并提出適用于乙烷/丙烷混合制冷劑在螺旋折流板殼側冷凝的換熱關聯式。

1 實驗系統

1.1 實驗裝置

實驗裝置包含制冷劑循環回路和冷卻水循環回路，如圖1所示。

制冷劑循環回路中，采用隔膜式壓縮機，能夠有效防止潤滑油進入制冷循環影響實驗結果。壓縮機的過熱制冷劑首先被預冷冷凝器和測試樣件冷卻冷凝至兩相狀態。然后兩相制冷劑進入測試樣件被管側冷卻水進一步冷凝。兩相制冷劑最后在過冷冷凝器中充分冷凝和過冷。過冷的液態制冷劑被氣動調節閥節流為兩相態后，進入電加熱水浴汽化器加熱至過熱狀態。過熱制冷劑將重新回到壓縮機入口。

冷卻水循環包含了3條支路，分別為預冷冷凝器、測試樣件和過冷冷凝器提供冷量。每條支路分別包括水泵、電磁流量計和氣動調節閥。水箱中的冷卻水溫度可以通過冷水機組制冷調節控制在5 ℃～20 ℃的某一溫度，誤差在±1 ℃以內。

實驗裝置能夠實現調節測試樣件的冷凝壓力、質量流量、干度和熱流密度等實驗工況的功能。在實驗過程中，冷凝壓力和質量流量通過制冷劑循環回路上的兩個氣動調節閥進行調節；干度是通過調節預冷冷凝器的冷量進行調節并通過NISTREFPROP物性軟件計算的；熱流密度通過測試樣件冷卻水支路上的閥門進行調節。

實驗數據采集和實驗工況調節通過PLC系統來實現。所有的實驗參數通過電腦組態軟件進行計算和記錄。在實驗系統參數達到穩定后，實驗結果被記錄至數據采集系統中作為實驗結果。

圖1 實驗原理圖

1.2 測試樣件及實驗工況

實驗測試樣件為臥式螺旋折流板管殼式冷凝器，如圖2所示。測試樣件的管徑、管間距和螺旋傾角等主要的結構參數與實際換熱器相同，具體結構參數見表1。為了測量測試樣件管壁的溫度，T型熱電偶布置在換熱管壁中，孔徑1.2 mm，孔深10 cm，并用導熱硅膠固定，換熱管進出口兩側均布置8個測溫點，測試樣件內部結構如圖3所示。測試樣件的殼側安裝有高硼硅視鏡用以觀測混合碳氫制冷劑的流型，并通過攝像機記錄殼側流型。測試樣件外包裹有30 mm厚的泡沫橡塑材料，漏熱量小于3%。

實驗工況參照實際液化工廠的工況確定，包括熱流密度(3.0～6.0) kW/m2、質流密度(30～40) kg/(m2·s)和干度0.1至過熱。實驗測試的混合碳氫制冷劑為乙烷/丙烷混合制冷劑，其氣液平衡參數如表2所示。

圖2 測試樣件實物圖

表1 測試樣件結構參數

圖3 測試樣件內部結構示意圖

表2 乙烷/丙烷混合制冷劑的氣液平衡參數

2 數據處理及誤差分析

2.1 數據處理

混合碳氫冷劑換熱系數的計算公式為：

式中：

q——換熱管壁平均熱流密度，kW/m2；

Tr——測試樣件進出口制冷劑溫度平均值，℃；

Ttw,o——換熱管管外壁溫度，℃；

Ttw,i——換熱管管內壁溫度，℃；

dtw,o——換熱管外徑，m；

dtw,i——換熱管內徑，m；

λtw——換熱管導熱系數；

Nthermo——換熱管內壁布置的熱電偶數目。

2.2 誤差分析

所有的實驗儀表誤差為：制冷劑流量計誤差±4.5 kg/h、水流量計誤差±2 L/h、壓力表誤差±7.5 kPa、熱電偶誤差±0.1 ℃、鉑電阻溫度計誤差±0.1 ℃。根據誤差傳遞計算公式，換熱系數和熱流密度的最大誤差分別為±12.8%和±7.7%。

3 實驗結果分析

3.1 換熱系數的變化規律

混合碳氫制冷劑在螺旋折流板管殼式換熱器殼側的換熱系數如圖4所示。從圖中可以得出，乙烷/丙烷混合制冷劑的換熱系數隨著干度增大是先增加后減小。乙烷/丙烷混合制冷劑換熱系數峰值對應的干度在0.8～0.9附近。這種現象的解釋如下：當干度小于0.8時，隨著干度增加，被分層液浸沒的換熱管面積逐漸減小，從而導致了換熱系數的增大；當干度在0.8～0.9附近時，擴散熱阻占主導且隨著干度的增大而增加；當制冷劑從兩相狀態變為過熱（圖中記為SH）時，殼側的冷凝換熱被對流換熱所替代，導致了換熱系數急劇減小。

圖4 干度對換熱系數的影響

3.2 熱流密度對換熱系數的影響

圖5為熱流密度對換熱系數的影響。在實驗工況范圍內，乙烷/丙烷混合制冷劑的換熱系數隨熱流密度的增加而單調遞增。原因是乙烷/丙烷混合制冷劑的熱阻是由質量擴散熱阻決定的，且該熱阻大小隨熱流密度的增加而減小。

從圖5還可以看出，換熱系數隨熱流密度的增量在高干度工況下比在低干度工況下的增量要大。當熱流密度從3 kW/m2增加至6 kW/m2時，乙烷/丙烷混合制冷劑的換熱系數在干度0.9工況下增加64.4%，而在干度0.2工況下的增量為8.8%。原因可能是由于在高干度下，有更多的換熱管暴露在分層液面外，平均換熱系數受熱流密度變化的影響也更明顯。

圖5 熱流密度對換熱系數的影響

4 乙烷/丙烷混合制冷劑換熱關聯式開發

目前沒有針對乙烷/丙烷混合制冷劑在螺旋折流板管殼式換熱器殼側的換熱關聯式。新的換熱關聯式是基于BELL和GHALY關聯式開發的。其中，液膜換熱系數αf的計算是使用Ref形式的Nusselt關聯式計算的；氣相換熱系數αG是通過Zukauskas關聯式計算得到的。新關聯式的公式如下：

式中：

α——換熱系數，kW/m2K；

αf——液膜換熱系數，kW/m2K；

αG——氣相換熱系數，kW/m2K；

Ref——液膜雷諾數；

λL——液相導熱系數，kW/m K；

μL——液相動粘滯系數，Pa·s；

ρL——液相密度，kg/m3；

ρG——氣相密度，kg/m3；

ReG——氣相雷諾數；

PrG——氣相普朗特數；

?！耗ぞ€質量流量，kg/(m·s)；

ZG——熱動力學參數；

Cp,G——氣相定壓比熱容，kJ/(kg·K)；

dT/dh——平衡冷凝曲線的斜率。

通過實驗結果擬合得到待定系數a、b和c分別為3.0、?0.17和?0.83。新開發的關聯式適用的工況范圍為質流密度(30～40) kg/m2s、熱流密度(3.0～6.0) kW/m2，干度從0.1到過熱。新關聯式與90%的實驗結果誤差在±25%以內，如圖6所示。

圖6 新關聯式預測值與實驗值的對比

5 結論

1）隨著干度增加，換熱系數先增大后減小，乙烷/丙烷混合制冷劑換熱系數的峰值所對應的干度在0.8～0.9附近。

2）隨著熱流密度的增大，乙烷/丙烷混合制冷劑的換熱系數是增大的，且這種增量在高干度時更為明顯。

3）開發的混合碳氫冷劑在螺旋折流板管殼式換熱器殼側流動冷凝換熱關聯式和90%的實驗結果預測偏差在±25%以內。

[1]WANG Q, CHEN G, CHEN Q, et al. Review of improvements on shell-and-tube heat exchangers with helical baffles[J]. Heat Transfer Engineering, 2010,31(10): 836-853.

[2]ZHANG Z, TAO X, FANG X. Experimental study on heat transfer enhancement of a helically baffled heat exchanger combined with three-dimensional finned tubes[J]. Applied Thermal Engineering, 2004, 24(14/15):2293-2300.

[3]STEHLíK P, WADEKAR V V. Different strategies to improve industrial heat exchanger[J]. Heat Transfer Engineering, 2002, 23(6): 36-48.

[4]浦暉, 陳杰. LNG-FPSO液化工藝方案比選研究[J]. 制冷技術, 2011, 31(4): 31-34.

[5]賈榮, 宋陽, 林文勝. 混合制冷劑重烴組分對PRICO液化流程的影響[J]. 制冷技術, 2016, 36(3): 15-18.

[6]SABRY H. 38 Years of experience with seawater cooling Cu/Ni tube bundles in LNG, 2015[C]. Society of Petroleum Engineers, 2015.

[7]楊文剛, 陳杰, 浦暉. 海水換熱器在大型LNG工廠的應用[J]. 制冷技術, 2013, 33(2): 45-47.

[8]SAJJAN D, KARLSSON T, VAMLING L. Reasons for drop in shell-and-tube condenser performance when replacing R22 with zeotropic mixtures. Part 1. Analysis of experimental findings[J]. International Journal of Refrigeration, 2004, 27(5): 552-560.

[9]ZHANG J F, GUO S L, LI Z Z, et al. Experimental performance comparison of shell-and-tube oil coolers with overlapped helical baffles and segmental baffles[J].Applied Thermal Engineering, 2013, 58(S1/S2): 336-343.

[10]DONG C, CHEN Y, WU J. Influence of baffle configurations on flow and heat transfer characteristics of trisection helical baffle heat exchangers[J]. Energy Conversion and Management, 2014, 88: 251-258.

[11]GAO B, BI Q, GUI M. Experimental performance comparison of shell-side heat transfer for shell-and-tube heat exchangers with different helical baffles[J]. Heat Transfer Engineering, 2016, 37(18): 1566-1578.

[12]WANG S, WEN J, YANG H, et al. Experimental investigation on heat transfer enhancement of a heat exchanger with helical baffles through blockage of triangle leakage zones[J]. Applied Thermal Engineering,2014, 67(1/2): 122-130.

[13]CHEN Y, YANG S, WU J, et al. Impact of helical baffle structure on heat transfer performance of vertical condensers[J]. Applied Thermal Engineering, 2017, 115:9-16.

[14]WU J, ZHOU J, CHEN Y, et al. Experimental investigation on enhanced heat transfer of vertical condensers with trisection helical baffles[J]. Energy Conversion and Management, 2016, 109: 51-62.

[15]郭亞, 林麗, 陳亞平, 等. 立式螺旋折流板冷凝器內制冷劑流型和換熱特性的數值模擬[J]. 制冷技術, 2016,36(1): 35-39.

[16]龐曉冬, 楊果成, 陳杰, 等. 丙烷在螺旋折流板管殼式換熱器殼側流動冷凝換熱特性的實驗研究[J]. 制冷技術, 2016, 36(5): 24-30.

[17]MACDONALD M, GARIMELLA S. Hydrocarbon mixture condensation inside horizontal smooth tubes[J].International Journal of Heat and Mass Transfer, 2016,100: 139-149.

[18]CAVALLINI A, COL D D, DORETTI L, et al.Condensation in horizontal smooth tubes: a new heat transfer model for heat exchanger design[J]. Heat Transfer Engineering, 2006, 27(8): 31-38.

[19]WEN M Y, HO C Y, HSIEH J M. Condensation heat transfer and pressure drop characteristics of R-290(propane), R-600 (butane), and a mixture of R-290/R-600 in the serpentine small-tube bank[J]. Applied Thermal Engineering, 2006, 26(16): 2045-2053.

[20]THONON B, BONTEMPS A. Condensation of pure and mixture of hydrocarbons in a compact heat exchanger:experiments and modelling[J]. Heat Transfer Engineering,2002, 23(6): 3-17.

[21]BELL K J, GHALY M A. An approximate generalized design method for multicomponent/partial condenser[J].AICHE Symposium Series, 1973, 69(131): 72-79.

[22]BELGHAZI M, BONTEMPS A, SIGNE J C, et al.Condensation heat transfer of a pure fluid and binary mixture outside a bundle of smooth horizontal tubes.Comparison of experimental results and a classical model[J]. International Journal of Refrigeration, 2001,24(8): 841-855.