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

龐曉冬，楊果成，陳杰，楊文剛，胡海濤*，丁國良

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

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

龐曉冬1，楊果成1，陳杰2，楊文剛2，胡海濤*1，丁國良1

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

實驗研究了丙烷制冷劑在螺旋折流板換熱器殼側流動冷凝的換熱特性，分析了不同干度、熱流密度和質流密度對殼側換熱系數的影響規律，并開發了換熱關聯式。實驗結果表明，隨著熱流密度和質流密度的增加，換熱系數不斷增大。隨著干度的增加，換熱系數先增大后減??；干度為0.9附近時，換熱系數達到峰值。將實驗值與已有關聯式進行了對比分析，結果表明已有關聯式的誤差超過50%。本文基于實驗數據開發了適用于丙烷制冷劑在螺旋折流板換熱器殼側流動冷凝換熱的新關聯式，新的關聯式與95%實驗數據誤差在±20%以內，平均誤差為14.2%。

丙烷；干度；凝結換熱；螺旋折流板；管殼式換熱器；關聯式

0　引言

螺旋折流板換熱器（圖1）可用于天然氣加工、煉油、石油工業、化學工業等。在大型的LNG液化工廠中，大多用螺旋折流板換熱器對天然氣或者混合制冷劑進行冷卻[1-5]。在實際的海水冷凝器中，管側流體為低溫海水，殼側流體為高溫丙烷或其它碳氫化合物的混合物。目前關于管殼式換熱器的研究方法主要分為實驗研究和數值模擬兩類。

呂金麗等[6-7]對高溫水蒸汽在管殼式換熱器殼側發生的冷凝相變過程進行了數值模擬研究，得到了殼側的速度場和溫度場以及氣液相的分布。程國鵬等[8]采用Fluent軟件對管殼式換熱器殼側沸騰換熱特性進行研究，并對殼側沸騰換熱進行計算，提出了換熱器結構的改進方法。

圖1　螺旋折流板換熱器

針對螺旋折流板管殼式換熱器的實驗研究大多采用單工質，如水或油。陳亞平等[9]通過實驗研究了單工質導熱油在不同傾角的螺旋折流板換熱器殼側的換熱和壓降特性。曾敏等[10]使用單工質油和水對螺旋折流板換熱器進行實驗研究，得到了換熱系數和雷諾數的關系，并且擬合出無因次準則關系式。

盡管針對螺旋折流板管殼式換熱器殼側兩相流動的實驗研究報道較少，但國內外針對管束兩相流動的實驗研究比較成熟。HONDA等[11]通過實驗研究了制冷劑R22和R410A在光管、低翅片管和Turbo-C管外的凝結換熱特性。BELGHAZI等[12-17]研究了不同介質在管束外的凝結過程，并對換熱管表面幾何形狀、介質種類、冷凝表面過冷度等影響因素進行分析。

以往針對螺旋折流板管殼式換熱器的實驗研究都是采用單相介質，針對管外冷凝的實驗研究采用的結構都是單根管或者管束。直到目前為止，尚無關于螺旋折流板換熱器殼側發生冷凝相變的實驗研究報道。本文主要研究丙烷在螺旋折流板換熱器殼側發生冷凝相變過程中干度、熱流密度和質流密度對殼側換熱規律的影響。

1　實驗原理

實驗裝置的原理圖如圖2所示。整個實驗裝置主要由4個部分組成：丙烷循環主回路部分，丙烷循環旁通回路部分，冷卻水回路部分，數據采集部分。

圖2　系統原理圖

在丙烷循環主回路中，經壓縮機1壓縮后的過熱氣體，經前置冷凝器2冷凝后，變成兩相的流體，通過調節前置冷凝器的功率，控制前置冷凝器出口流體的干度，緊接著兩相流體進入測試樣件3進行冷凝換熱。流出測試樣件后，進入后置冷凝器4，主流量計5，再經主節流閥6節流，水浴加熱器加熱8，變成氣體，最后經過緩沖儲罐9又流回壓縮機入口形成循環。

在丙烷循環旁通回路中，壓縮機出口一部分的氣體不經過冷凝器直接經過旁通回路，經旁通節流閥7節流后與主回路節流閥6流出的流體進行匯合流入水浴加熱器，形成循環。丙烷循環的旁通回路主要是用來調節主回路的流量和壓力。

在冷卻水回路中，水路又可分為3路。在每1個水回路中，都是水箱中的水經水泵加壓后，經調節閥，再分別經過前置冷凝器/測試樣件/后置冷凝器，再流回水箱。水箱中的水通過水泵與冷水機組相連接來維持水箱溫度的恒定。水路的水流量主要通過調節水路調節閥的開度以及水泵的頻率來進行調節。水回路的作用主要是調節前置冷凝器出口流體的干度，調節測試樣件中丙烷冷凝的熱流密度，調節后置冷凝器出口丙烷過冷度。

數據采集部分主要是用來采集系統上各個溫度傳感器、壓力傳感器、流量計的信號，以及控制各個調節閥的開度、水浴加熱器的功率。

實驗進行的工況范圍如表1。

通過調節前置冷凝器的功率調節干度，調節測試樣件的水流量調節熱流密度，調節主節流閥及旁通節流閥的開度調節流量，進行不同熱流密度、不同干度、不同質流密度下的丙烷殼側凝結換熱實驗。

表1　實驗工況表

測試樣件的結構參數如表2。

表2　測試樣件的參數

2　數據導出及誤差分析

2.1數據處理

2.1.1入口干度

丙烷壓力的測量通過壓力傳感器進行測量，丙烷的流量以及水的流量通過質量流量計、體積流量計進行測量，換熱管管外溫度及水溫度采用鎧裝熱電偶進行測量，換熱管內壁的溫度采用線型熱電偶進行測量。前置冷凝器出口干度的確定需要的物理量有主回路丙烷的質量流量、前置冷凝器入口丙烷的壓力和溫度、前置冷凝器水路流量，以及前置冷凝器進、出口水溫。通過計算前置冷凝器出口焓值以及測量得到的壓力值經過NIST軟件[18]查得前置冷凝器出口的干度值x。

前置冷凝器出口焓值計算公式：

式中：

hp1,out——前置冷凝器出口焓值，J/kg；

hp1,in——前置冷凝器入口焓值，J/kg；

qw,1——前置冷凝器水路質量流量，kg/s；

Cw——水的比容，J/(kg·K)；

T1,out——前置冷凝器出口水溫，K；

T1,in——前置冷凝器入口水溫，K；

qp——前置冷凝器丙烷質量流量，kg/s。

2.1.2熱流密度

測試樣件熱流密度的確定需要的物理量有測試樣件的水流量，測試樣件水進、出口溫度。

熱流密度計算公式：

式中：

q——熱流密度，W/m2；

F——換熱管外表面積，m2；

Tw,out——測試樣件出口水溫，K；

Tw,in——測試樣件入口水溫，K；

qw——測試樣件水路質量流量，kg/s。

2.1.3殼側換熱系數

殼側換熱系數的確定需要的物理量有換熱管管外流體的溫度、管內壁面的溫度、測試樣件水進、出口溫度、測試樣件水流量、換熱管幾何尺寸，換熱管材料的導熱系數。管的內壁面溫度取多根換熱管內壁面溫度測點的平均值。

通過測試樣件水的進出口溫差計算換熱量：

通過殼側、管內壁面溫差計算換熱量：

以管外壁面為標準的總換熱系數的計算公式：

測試樣件換熱管外表面光滑，忽略污垢熱阻。

殼側換熱系數計算公式為[19]：

式中：

Q——總換熱量，W；

Cw——水的比容，J/(kg·K)；

qw——測試樣件水質量流量，kg/s；

Tw,out——測試樣件出口水溫，K；

Tw,in——測試樣件進口水溫，K；

K——測試樣件總的換熱系數，W/(m2·K)；

F——測試樣件換熱管外表面積，m2；

Tshell——測試樣件殼側流體溫度，K；

Twall——測試樣件管內壁溫度，K；

Rso——測試樣件殼側污垢熱阻，(m2·K)/W；

do——測試樣件管外徑，m；

λs——測試樣件換熱管導熱系數，W/(m·K)；

dm——測試樣件換熱管內徑，m；

h——殼側換熱系數，W/(m2·K)。

2.2誤差分析

表3為實驗儀器誤差分析表。

表3　實驗儀器誤差分析表

換熱系數相對誤差：

熱流密度相對誤差：

實驗過程中最小測試樣件水流量為50 kg/h，水的進出口溫差為4 K。

實驗過程中殼測流體與壁面最小溫差為5 K，換熱系數的相對誤差為：

3　實驗結果與分析

3.1熱流密度對換熱系數的影響

圖3為丙烷在質流密度G為20 kg/(m2·s)、干度x為0.5、0.9工況下殼側換熱系數隨熱流密度的變化曲線。由圖3可見，殼側丙烷工質隨著熱流密度的增加，換熱系數不斷增大，且增大趨勢逐漸變緩。這是由于隨著熱流密度的增加，換熱管表面冷凝速率加快，冷凝換熱被強化，因此換熱系數不斷變大。但隨著熱流密度的增加，換熱管表面冷凝液膜不斷變厚，增大了殼側換熱熱阻，熱流密度對換熱系數的影響減弱。因此換熱系數隨熱流密度增加有減緩趨勢。

圖3　熱流密度對換熱系數的影響

3.2干度對換熱系數的影響

圖4為丙烷在質流密度G為20 kg/(m2·s)殼側換熱系數隨平均干度的變化曲線。由圖4可見，隨著干度的增加殼側換熱系數不斷增大，干度增加至0.9附近時，換熱系數達到峰值。繼續增加干度，換熱系數迅速下降。這是由于在冷凝壓力為1,000 kPa時，丙烷飽和液體的密度是飽和氣體密度的22.5倍，液相密度遠大于氣相密度，氣液會發生分層。干度較高時，換熱器內部的分層液面高度較低，浸沒在冷凝液中的換熱管面積較小，換熱器整體換熱系數較高。此外在高干度工況時，氣相流速較快，氣相與換熱管冷凝表面液膜存在相間作用力，對液膜形成劇烈擾動。這有助于換熱管冷凝表面液膜變薄，也有助于冷凝液滴脫落。

圖4　干度對換熱系數的影響

3.3質流密度對換熱系數的影響

圖5為丙烷在熱流密度q為900 W/m2時殼側換熱系數隨質流密度的變化曲線。由圖5可見，在不同的干度下，隨著質流密度的增加，換熱系數不斷增大。在實驗工況范圍內，質流密度從10 kg/(m2·s)增加至20 kg/(m2·s)，換熱系數增加約為20%。這是由于隨著質流密度的增加，氣液兩相的流速均增加。增加氣相流速能夠增強對氣液分界面上部換熱管冷凝表面液膜的擾動。增加液相流速能夠增強氣液分層界面下部換熱管表面與液相流體間的對流換熱。因此提高質流密度能夠提高換熱系數。

圖5　質流密度對換熱系數的影響

3.4實驗數據與已有關聯式的對比

目前沒有適用于螺旋折流板管殼式換熱器的殼側冷凝換熱關聯式。THOME等[15-16]通過實驗得出了適用于R-134a管束外膜狀凝結的換熱關聯式。

將20 kg/m2·s質流密度不同干度下實驗值與上述已有關聯式值進行對比，見圖6。對比結果發現，已有關聯式預測值/實驗值在1.5到3.4范圍內，已有關聯式計算結果偏大。干度越小、熱流密度越小，已有關聯式預測值與實驗值偏差越大。這是由于已有關聯式是基于R134-a工質開發的，不適用于丙烷，且關聯式沒有考慮換熱器內部折流板的影響。因此上述已有的關聯式不適用于螺旋折流板換熱器殼側換熱系數的預測。

圖6　已有關聯式預測值與實驗結果對比

3.5新關聯式的開發

新的關聯式是基于MCNAUGHT[20-21]換熱關聯式進行開發的。新的關聯式在原有關聯式中引入Martinelli數項，以反映干度對冷凝換熱系數的影響。

新的關聯式形式為：

其中：

式中：

h——殼側換熱系數，W/(m2·K)；

ha——殼側冷凝項換熱系數，W/(m2·K)；

hs——殼側剪切項換熱系數，W/(m2·K)；

λ——導熱系數，W/(m·K)；

ρ——密度，kg/m3；

μ——動力粘度，Pa·s；

g——重力加速度，m/s2；

Ref——液膜雷諾數；

Xtt——Martinelli數；

d——換熱管外徑，m；

q——熱流密度，W/m2；

γ——汽化潛熱，kJ/kg；

Pr——普朗特數；

G——質流密度，kg/(m2·s)；

下標v——氣相；

下標L——液相。

式中的a、b、k和e為待定系數，根據實驗數據進行非線性擬合，得到a、b、k和e的值分別為0.073、0.356、8.51和-0.373。

將實驗數據和新開發關聯式結果進行對比，如圖7所示，新關聯式的預測值與95%實驗數據誤差在20%以內，平均誤差為14.2%。

圖7　實驗值與新關聯式的預測值對比

4　結論

1）在實驗工況條件下，殼側丙烷隨著干度的增加換熱系數先增大后減小。換熱系數峰值出現在干度0.9附近。

2）在實驗工況條件下，殼側丙烷隨著熱流密度的增加，換熱系數不斷增大，且增大趨勢逐漸變緩。

3）在實驗工況條件下，殼側丙烷隨著質流密度的增加，換熱系數不斷增大。

4）開發了管殼式換熱器殼側冷凝換熱關聯式。該關聯式預測值與95%實驗數據誤差在20%以內，平均誤差為14.2%。

[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] 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.

[3] 黃慶楠. 螺旋折流板海水冷凝器流動與傳熱性能研究[D]. 上海: 上海交通大學,2015.

[4] PETTERSEN J,FREDHEIM A O,ORMBOSTAD H. Experience with water cooled mixed refrigerant condensation[C]// LNG-16 Conference. London: International Trade and Events (ITE) Group Plc,2010: 1-12.

[5] 邰曉亮,陳杰,劉淼兒,等. 基荷型天然氣液化工廠冷卻方式比選分析[J]. 煤氣與熱力,2012,10: 46-50.

[6] 呂金麗,戈銳,李想,等. 管殼式換熱器殼側氣液兩相流動和傳熱的數值模擬研究[J]. 汽輪機技術,2012,54(5): 345-347,400.

[7] 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.

[8] 程國鵬,馮立斌,陳鵬飛,等. 管殼式換熱器殼側沸騰換熱模擬研究[J]. 節能技術,2015,33(1): 77-79,87.

[9] 陳亞平,王偉晗,李彥晴,等. 三分螺旋折流板換熱器殼側傳熱特性研究[C]// 中國工程熱物理學會傳熱傳質學2009年學術會議論文集,2009: 1-9.

[10] 曾敏,彭波濤,喻澎清,等. 連續螺旋折流板換熱器傳熱與阻力性能實驗研究[J]. 核動力工程,2006,27(S1): 102-106.

[11] HONDA H,TAKATA N,TAKAMATSU H,et al. Condensation of downward-flowing HFC134a in a staggered bundle of horizontal finned tubes: effect of fin geometry[J]. International Journal of Refrigeration,2002,25(1): 3-10.

[12] JUNG D,KIM C B,HWANG S M,et al. Condensationheat transfer coefficients of R22,R407C,and R410A on a horizontal plain,low fin,and turbo-C tubes[J]. International Journal of Refrigeration,2003,26(4): 485-491.

[13] 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.

[14] RANDALL D L,ECKELS S J. Effect of inundation upon the condensation heat transfer performance of R-134a: Part II—Results (RP-984)[J]. HVAC&R Research,2005,11(4): 543-562.

[15] GSTOEHL D D,THOME J R. Film condensation of r-134a on tube arrays with plain and enhanced surfaces: Part I—experimental heat transfer coefficients[J]. Journal of Heat Transfer-transactions of the ASME,2005,128(1): 21-32.

[16] GSTOEHL D,THOME J R. Film condensation of R-134a on tube arrays with plain and enhanced surfaces: Part II—empirical prediction of inundation effects[J]. Journal of Heat Transfer,2006,128(1): 33-43.

[17] 齊雋楠,吳嘉峰,陳亞平. 疏水表面蒸汽滴狀冷凝傳熱實驗分析[J]. 制冷技術,2015,35(3): 11-14.

[18] HUANG X,DING G,HU H,et al. Influence of oil on flow condensation heat transfer of R410A inside 4.18mm and 1.6mm inner diameter horizontal smooth tubes[J]. International Journal of Refrigeration,2010,33(1): 158-169.

[19] ZHANG J F,LI B,HUANG W J,et al. Experimental performance comparison of shell-side heat transfer for shell-and-tube heat exchangers with middle-overlapped helical baffles and segmental baffles[J]. Chemical Engineering Science,2009,64(8): 1643-1653.

[20] BROWNE M W,BANSAL P K. Overview of condensation heat transfer on horizontal tube bundles[J]. Applied Thermal Engineering,1999,19(6): 565-594.

[21] MCNAUGHT J M. Two-phase forced-convection heat transfer during condensation on horizontal tube banks[C]// Proceedings of 7th International Heat Transfer Conference,Munich,Germany,1982: 125-131.

Experimental Investigation of Heat Transfer Characteristics of Propane Condensation in Helical Baffle Shell-tube Heat Exchanger

PANG Xiao-dong1,YANG Guo-cheng1,CHEN Jie2,YANG Wen-gang2,HU Hai-tao*1,DING Guo-liang1
(Institute of Refrigeration and Cryogenics,Shanghai Jiao Tong University,Shanghai 200240,China；2-R&D Center,CNOOC Gas & Power Group,Beijing 100028,China)

The condensation heat transfer performance of propane in the shell side of helical baffle heat exchanger was invested experimentally in this study. The influence of heat flux,vapor quality and mass flux was analyzed,and the heat transfer correlation was developed. The test results show that the heat transfer coefficient in shell side increases with the increasing heat flux and mass flux. The heat transfer coefficient in shell side initially increases and then decreases with vapor quality,and it reaches highest as vapor quality is 0.9. Comparing the experiment data with the existing correlation,the results show that the existing correlation deviation is over 50%. In this paper,a new correlation of condensation heat transfer coefficient was developed based on the experiment data for propane flow condensation on the shell side of helical baffle heat exchanger； the new correlation can agree with 95% of the experiment data within deviation of ±20%,and the average deviation is 14.2%.

Propane； Vapor quality； Condensation heat transfer； Helical baffle； Shell-tube heat exchanger； Correlation

10.3969/j.issn.2095-4468.2016.05.107

*胡海濤（1978-），男，博士、副教授、博士生導師。研究方向：制冷系統內多相流動與強化傳熱。聯系地址：上海市閔行區東川路800號上海交通大學，郵編：200240。聯系電話：021-34206295。E-mail：huhaitao2001@sjtu.edu.cn。