极地钻井液冷却用板式换热器设计及换热性能模拟研究

摘要

在极地开展冰下基岩取心钻探，对研究冰下地质构造、揭示冰盖演化历史、评估未来气候变化等均有重要的意义。在极地冰下基岩钻探过程中，钻井液在孔底循环后温度可能升高至0 ℃以上，进而在上返过程中融化冰孔孔壁，导致井壁失稳，甚至引发卡钻事故。为此，有必要研发极地钻井液冷却系统，在地表将钻井液冷却至较低的温度后再注入孔内，进而使钻井液在循环过程中始终保持在0 ℃以下。换热器是钻井液冷却系统的核心部件。本文选用板式换热器做为钻井液的换热部件，采用平均温差法确定了板式换热器的换热面积和基本参数，然后使用COMSOL Multiphysics 6.0软件对板式换热器的换热性能进行了数值模拟。研究结果表明，该换热器可将钻井液冷却至-4~-3 ℃；此外，模拟结果表明，钻井液的出口温度随载冷剂注入温度的降低和载冷剂流量的增大而降低；钻井液的类型对换热器的换热性能有较大影响，而换热板片的材质对换热器的换热效果影响不大。

关键词

极地钻探; 冰下基岩取心; 钻井液; 冷却系统; 板式换热器

0 引言

冰盖在地球的南北两极广泛发育，南极大陆和格陵兰岛均被巨厚的冰层覆盖^［1］。加之特殊的地理位置和恶劣的自然环境，目前人类对极地冰盖底部地质环境的认识十分有限。快速钻穿极地冰盖，直接获取冰下基岩样品，对研究极地地质构造、揭示冰盖演化历史、评估未来气候变化等具有重要的意义^［2-5］。

1957年，苏联在东南极Mirny站附近66.7 m深的冰层下首次钻取了2.2 m长的冰下基岩^［6］。美国则随后在南极的Taylor冰穹、格陵兰岛的Camp Century和Summit钻取到了冰下基岩^［7-9］。进入21世纪，美国先后研发了Winkie钻机、ASIG钻机和RAID钻机来进行极地冰下基岩取心钻探，并在西南极和横贯南极山脉的6个地点完成了冰下基岩取心钻探^［10-13］。其中，2019—2020年在南极Minna Bluff山681 m的深度钻取到了冰下基岩，这是目前极地最深的冰下基岩钻孔^［12］。我国于2018—2019年，利用吉林大学研发的IBED钻机首次在达尔克冰川196.4 m的冰盖下钻取了6 cm的冰下基岩，在2023—2024年，再次利用IBED钻机在545 m的冰盖下钻取了0.48 m的冰下基岩样品^［14］。目前，中国地质大学（北京）正在研发钻探能力达1000 m的多工艺极地钻探装备。

在极地，由于存在一定的地温梯度，冰层的温度会随着深度的增加不断升高，而冰盖底部的基岩温度将会更高^［15］。以南极Dome C地区为例，虽然近地表冰层温度可低至-54 ℃，但在3257 m的冰盖底部，冰层温度已经升高至约-2 ℃^［15］。在极地冰下基岩取心钻探过程中，钻头和岩石摩擦会产生大量的热量。因此，当钻井液在孔底循环时，其会将钻头的热量带走，并和周围高温冰层换热，进而导致钻井液温度不断升高。当钻井液温度超过0 ℃以后，其在上返过程中会融化冰孔孔壁，产生融水。这些融水随着钻井液继续上返时，会和上部的低温冰层换热，导致其温度降低，融水在孔壁或钻具上冻结，进而诱发卡钻事故。美国在Murphy山的冰下基岩钻探项目就出现了融水在钻孔内冻结，并混合岩屑堵塞钻杆的现象^［10，16］。

为了避免上述现象的发生，有必要在地表将钻井液冷却至较低的温度后再注入孔内。美国将钻井液埋进地表雪层进行自然降温，但效果较差。因此，其建议使用冷却系统对钻井液进行冷却。换热器是冷却系统的核心部件。本文结合中国地质大学（北京）正在研发的多工艺极地钻探装备，围绕1000 m深度的极地冰下基岩钻探需求，优选了换热器的类型，对换热器开展了关键参数的设计，并对换热器的换热性能开展了模拟研究。

1 极地钻井液冷却系统

1.1 钻井液冷却系统工作原理

如图1所示，极地钻井液冷却系统主要由钻井液箱、循环泵、换热器和制冷机组成。冷却系统工作时，循环泵将钻井液箱内的钻井液泵入换热器与低温的载冷剂进行换热，冷却后的钻井液返回至钻井液箱，升温后的载冷剂返回制冷机中的载冷剂箱。载冷剂随后被载冷剂泵泵入蒸发器内与氟利昂进行换热，使其稳定保持在低温状态。升温后的氟利昂气化进入压缩机压缩，压缩后的气态氟利昂进入冷凝器冷凝成液态，再通过干燥过滤器和膨胀阀的处理返回蒸发器再次和载冷剂进行换热。气态氟利昂在冷凝器内主要依靠风扇和外界空气强制换热，实现降温液化。

图1  极地钻井液冷却系统原理

Fig.1  Schematic diagram of drilling fluid cooling system in polar regions

在钻井液冷却系统中，钻井液箱、循环泵均为常规部件，只需根据钻井液流量进行选型即可，而制冷机则需要根据换热器的换热效果进行合理选型。因此，在开展极地钻井液冷却系统设计时，须首先完成换热器的设计。针对1000 m冰下基岩取心钻探需求，初步估算钻井液流量约为6 m³/h。本文旨在设计一款可拆卸板式换热器，使其能将6 m³/h 的极地钻井液从3 ℃冷却到-4 ℃。

1.2 换热器选型

一般来说，换热器的换热性能主要通过传热系数K值体现，即单位时间通过单位面积传递的热量。而换热器的紧凑性由其单位体积的换热面积来体现，如果换热面积密度$\mathrm{\alpha }$≥700 m²/m³，则被称为紧凑型换热器。紧凑性换热器按照结构可以分为管式换热器和板式换热器。管式换热器通过管道壁面进行传热，按传热管的结构不同，可分为列管式换热管、套管式换热器、蛇管式换热器和翅片管式换热器等。图2（a）为列管式换热器结构，该类换热器具有结构简单、坚固耐用、造价低廉等优点，但该类换热器通常具有清洗不便、体积较大、传热系数较低等缺点。板式换热器是由一系列具有一定波纹形状的金属片叠装而成的一种高效换热器，可分为可拆卸板式换热器与钎焊板式换热器，可拆卸板式换热器结构如图2（b）所示，其具有占地面积小，可任意改变换热面积或流程组合，方便清洗更换等优点^［17-20］；钎焊板式换热器换热效率高，平均温差大，流动阻力小，但维修困难，适用于使用压力较小的环境^［21］。对于液-液式板式换热器，其K值可达2500~6000 W/（m²·K），比管壳式换热器的K值高2~4倍。

图2  换热器结构示意

Fig.2  Schematic of heat exchanger structure

由于极地钻探环境恶劣且钻井液中会含有少量冰屑，所以换热器需要具备体积小、换热能力强且容易拆卸清洗的优点。因此，为提高极地环境下的换热效率，方便对换热器进行维护，本文优先考虑使用可拆卸板式换热器进行钻井液的冷却。

2 板式换热器设计计算

在钻井液冷却系统中，板式换热器中的热流体为返回地面的钻井液，冷流体为载冷剂。极地常使用的钻井液有航空煤油、硅油、烃类的石油钻井液等^［22］，此处选取航空煤油作为钻井液，载冷剂使用质量浓度为50%的乙二醇水溶液。在开展板式换热器的设计计算时，航空煤油和乙二醇水溶液的参数如表1所示。

表1  钻井液和载冷剂的参数

Table 1  Parameters of drilling fluid and refrigerant

参数项		参数值
钻井液流量q1		6 m3/h
载冷剂流量q2		10 m3/h
换热器钻井液进口温度t11		3 ℃
换热器钻井液出口温度t12		-4 ℃
载冷剂进口温度t21		-20 ℃
密度	钻井液${\rho }_1$	0.813 g/cm3
	载冷剂${\rho }_2$	1.086 g/cm3
动力粘度	钻井液${\mu }_1$	1.8 mPa·s
	载冷剂${\mu }_2$	22.07 mPa·s
运动粘度	钻井液${\mathrm{\gamma }}_1$	2.21×10-6 m2/s
	载冷剂${\mathrm{\gamma }}_2$	2.03×10-5 m2/s
比热容	钻井液C1	1.868 kJ/（kg·K）
	载冷剂C2	3.12 kJ/（kg·K）
导热系数	钻井液λ1	0.1326 W/（m·K）
	载冷剂λ2	0.344 W/（m·K）

根据以下步骤对换热器进行设计计算^［23］。

（1）计算钻井液冷却所需热负荷Ф和载冷剂出口温度t₂₂：

$$Ф=C_{\mathrm{1}}{\rho }_{\mathrm{1}}{q}_{\mathrm{1}}(t_{\mathrm{12}}-t_{\mathrm{11}})$$

（1）

$$Ф=C_{\mathrm{2}}{\rho }_{\mathrm{2}}{q}_{\mathrm{2}}(t_{\mathrm{22}}-t_{\mathrm{21}})$$

（2）

代入表1中的数据，计算可得Ф=63784.7 kJ/h，t₂₂=-18.12 ℃。

（2）设计板片相关数据

设计板间距s=4 mm，流道宽b=350 mm，板厚$\delta$一般为0.45~0.6 mm，取$\delta$=0.6 mm。湍流换热时传热准则关系为：

$$N{\mu }_{\mathrm{f}}=CR{e}_{\mathrm{f}}^{n}P{r}^m$$

（3）

式中：$N{\mu }_{\mathrm{f}}$——努塞尔数；C、m、n——常数；$R{e}_{\mathrm{f}}$——雷诺数；$Pr$——普朗特数。

当流体被加热时，m=0.4；当流体被冷却时，m=0.3。其中的C、n值随板片、流体和移动类型的不同而不同。Marriott J对式中系数和各指数给出了这样的范围：C=0.15~0.4，n=0.65~0.85，m=0.3~0.45^［23］。在本计算中C取0.2，n取0.7。

此时，钻井液侧努塞尔数为：

$$N{{\mu }_{\mathrm{f}}}_{\mathrm{1}}=\mathrm{0.2}R{e}_{\mathrm{f}}^{\mathrm{0.7}}P{r}_{\mathrm{f}}^{\mathrm{0.3}}$$

（4）

载冷剂侧努塞尔数为：

$$N{{\mu }_{\mathrm{f}}}_{\mathrm{2}}=\mathrm{0.2}R{e}_{\mathrm{f}}^{\mathrm{0.7}}P{r}_{\mathrm{f}}^{\mathrm{0.4}}$$

（5）

（3）确定流程组合

流程组合就是板片数量和排列方式的有机结合，M代表通道数相等的流程数，N表示流道数。在换热器设计中，流程数少，冷、热流体等流程，采用逆向流动布置。这样的设计不仅能提高换热器的传热系数K，还有助于换热器的清洗。在此处，设计冷、热流体流程数M₁=M₂=1，通道数N₁=N₂=6。则总板片数为$N_{\mathrm{t}}$：

$$N_{\mathrm{t}}=M_{\mathrm{1}}{N}_{\mathrm{1}}+M_{\mathrm{2}}{N}_{\mathrm{2}}+\mathrm{1}=\mathrm{13}$$

（6）

（4）计算传热平均温差

换热器中流体采用逆流形式，则对数平均温差为：

$$∆t_{\mathrm{m}}=\phi ∆t_{\mathrm{l}\mathrm{m}}$$

（7）

$$∆t_{\mathrm{l}\mathrm{m}}=\frac{∆t_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}-∆t_{\mathrm{m}\mathrm{i}\mathrm{n}}}{\frac{\mathrm{l}\mathrm{n}\left(t_{\mathrm{11}}-t_{\mathrm{22}}\right)}{t_{\mathrm{12}}-t_{\mathrm{21}}}}$$

（8）

式中：$\phi$——随不同的流程组合，导致冷、热流体流动方向有异于纯逆流时的对数平均温差修正系数； $∆t_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}$、$∆t_{\mathrm{m}\mathrm{i}\mathrm{n}}$——逆流换热时冷、热两流体端部温差的最大值和最小值，℃；$∆t_{lm}$——对数平均温差，℃。

其中$\phi$=0.75，带入数据计算得$∆t_{\mathrm{l}\mathrm{m}}$=18.44 ℃，$∆t_{\mathrm{m}}$=13.83 ℃。

（5）计算两侧对流表面传热系数${\alpha }_{\mathrm{1}}$、${\alpha }_{\mathrm{2}}$

流体流速为：

$$v=\frac{q}{sbN\mathrm{3600}}$$

（9）

式中：$v$——流体在换热板片之间的流速，m/s；$q$——流体换热板之间流量，m³/h。

质量流速为：

$$G_{\mathrm{m}}=\rho v$$

（10）

式中：$G_{\mathrm{m}}$——流体质量流速，kg/（m²·s）；$\rho$——流体密度，kg/cm³。

雷诺数为：

$$Re=\frac{\mathrm{2}s{G}_{\mathrm{m}}}{\mu }$$

（11）

式中：$Re$——流体雷诺数；$\mu$——流体动力粘度，Pa·s。

冷热流体两侧对流表面传热系数为：

$${\alpha }_{\mathrm{1}}=\frac{{\lambda }_{\mathrm{1}}}{\mathrm{2}s}\times \mathrm{0.097}R{e}_{\mathrm{1}}^{\mathrm{0.73}}P{r}_{\mathrm{1}}^{\mathrm{0.3}}$$

（12）

$${\alpha }_{\mathrm{2}}=\frac{{\lambda }_{\mathrm{2}}}{\mathrm{2}s}\times \mathrm{0.097}R{e}_{\mathrm{2}}^{\mathrm{0.73}}P{r}_{\mathrm{2}}^{\mathrm{0.4}}$$

（13）

式中：${\alpha }_{\mathrm{1}}$——热流体侧对流表面传热系数，W/（m²·K）；${\lambda }_{\mathrm{1}}$——热流体导热系数，W/（m·K）；$R{e}_{\mathrm{1}}$——热流体雷诺数；$P{r}_{\mathrm{1}}$——热流体普朗特数；${\alpha }_{\mathrm{2}}$——冷流体侧对流表面传热系数，W/（m·K）；${\lambda }_{\mathrm{2}}$——冷流体导热系数，W/（m·K）；$R{e}_{\mathrm{2}}$——冷流体雷诺数；$P{r}_{\mathrm{2}}$——冷流体普朗特数。

计算得：${\alpha }_{\mathrm{1}}$=483 W/（m²·K），${\alpha }_{\mathrm{2}}$=1140 W/（m²·K）。

（6）计算传热系数K

计算换热器传热系数前，首先需要确定板式换热器两侧流体的污垢热阻，根据常见液体污垢热阻^［24-25］，结合钻井液与载冷剂使用的种类，取得两侧流体污垢热阻为R₁=R₂=0.00002，板片厚度为0.45~0.6 mm，取$\delta$=0.6 mm，换热板材质使用不锈钢板，不锈钢板材的导热系数为λ=16.3 W/（m·K），故换热器的传热系数为：

$$K=\frac{\mathrm{1}}{\frac{\mathrm{1}}{{\alpha }_{\mathrm{1}}}+\frac{\delta }{\lambda }+R_{\mathrm{1}}+R_{\mathrm{2}}+\frac{\mathrm{1}}{{\alpha }_{\mathrm{2}}}}$$=330 W/(m2·K)

（14）

（7）计算换热器换热总面积

换热器的换热总面积为：

$$A=\frac{\Phi }{K∆t_{\mathrm{m}}}$$=3.87 m2

（15）

假设单片板的换热面积为0.36 m²，则所需板片数N_t2=12.5≈13，N_t1=13；两者一致取N=13。

（8）使用效率-传热单元数法验证

传热单元数NTU可用下式计算：

$$NTU=\frac{KA}{W_{\mathrm{m}\mathrm{i}\mathrm{n}}}$$=0.5

（16）

热容比C^*计算式为：

$$C^{*}=\frac{W_{\mathrm{m}\mathrm{i}\mathrm{n}}}{W_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}}$$=0.27

（17）

换热器换热流体采用逆流流动形式，则换热器效率η为：

$$\eta =\frac{\mathrm{1}-e^{-NTU\left(\mathrm{1}-C^{*}\right)}}{\mathrm{1}-C^{*}{e}^{-NTU\left(\mathrm{1}-C^{*}\right)}}$$=0.38

（18）

通过以上结果计算换热器冷、热流体理论出口温度，以验证设计计算是否正确。传热流量Ф及端点温度为：

$$\Phi =W_{\mathrm{m}\mathrm{i}\mathrm{n}}\left(t_{\mathrm{12}}-t_{\mathrm{21}}\right)\eta$$=79607.2

（19）

根据W₂（t₂₂-t₂₁）=Ф且W₁（t₁₁-t₁₂）=Ф，计算得：t₂₂=-17.6 ℃；t₁₂=-3.74 ℃，使用效率-传热单元数法验证的端点温度与使用平均温差法计算端点温度有所偏差。计算得出的钻井液侧换热后温度为-3.74 ℃，设计换热后温度为-4 ℃；计算得载冷剂侧换热后温度为-17.6 ℃，设计换热后温度为-18.12 ℃。虽然两者有一些偏差，但在设计允许范围内。因此，该设计合理。

（9）计算换热器压降

板式换热器的阻力特性是以欧拉数Eu与雷诺数Re之间的准则关系式得出的：

$$Eu=bR{e}^d$$

（20）

$$∆p=bR{e}^d\rho u^{\mathrm{2}}=Eu\rho u^{\mathrm{2}}$$

（21）

式中：b、d——跟随不同形式的板片变化的常数；$∆p$——流体通过换热器产生的压降，Pa。

Smith和Troupe给出了工业用金属板式换热器压降计算经验式^［26］，对于串联流动，压降为：

$$∆p=\left(\mathrm{1.87}n+\mathrm{7.56}\right)\left(u^{\mathrm{2}}\rho \right)R{e}^{-\frac{\mathrm{0.13}}{n-\mathrm{0.187}}}$$

（22）

通过计算可得，换热器热侧流体压降为518.8 Pa，冷侧流体压降为2001.8 Pa。

综上所述，该换热器流道布置以及传热面积均符合要求，至此，换热器的热计算完成。换热器流道布置如图3所示。

图3  换热器流道布置

Fig.3  Layout of flow channel in heat exchanger

3 板式换热器换热性能数值模拟

3.1 板式换热器换热过程物理模型

设计的板式换热器内部由13个换热板片构成，板片两侧分别为载冷剂流道和钻井液流道，冷、热流道在换热器内部交替布置。本文以单个板片及其两侧流体为例，来研究板式换热器的换热性能。为了模拟的快速准确，忽略了板式换热器的导流区。如图4所示，上下两流道分别为载冷剂与钻井液，中间界面为换热板片。

图4  板式换热器换热过程物理模型

Fig.4  Physical model of heat transfer in plate heat exchanger

3.2 板式换热器换热过程数学模型及求解

换热器内流体的传热控制方程为：

$${\rho }_{\mathrm{p}}{C}_{\mathrm{p}}{\mu }_{\mathrm{p}}·\nabla T+\nabla ·q=Q+Q_{\mathrm{p}}+Q_{\mathrm{v}\mathrm{d}}$$

（23）

$$q=-k\nabla T$$

（24）

式中：${\rho }_{\mathrm{p}}$——液体的密度，kg/m³；$C_{\mathrm{p}}$——液体的恒压热容，J/（kg·K）；${\mu }_{\mathrm{p}}$——液体动力粘度，mPa·s；$q$——传导热通量，W/m²；$Q$——内热源项，W/m³；$Q_{\mathrm{p}}$——流体传热热量，W/m³；$Q_{\mathrm{v}\mathrm{d}}$——固体传热热量，W/m³。

流体传热与流体的流动形式相关，流体流动形式的控制方程为：

$${\rho }_{\mathrm{p}}\left(u·\nabla \right)u=\nabla ·\left[-pI+K\right]+{\rho }_{\mathrm{p}}g$$

（25）

$${\rho }_{\mathrm{p}}\nabla ·u=\mathrm{0}$$

（26）

式中：$u$——速度矢量，m/s；$p$——水流压力，Pa；$I$——单位矩阵；$g$——重力加速度，m/s²；$K$——粘性应力张量，Pa。

K值可用式（27）计算：

$$K=\left(\mu +{\mu }_{\mathrm{T}}\right)\left(\nabla u+{\left(\nabla u\right)}^T\right)$$

（27）

式中：$\mu$——液体动力粘度，mPa·s；${\mu }_{\mathrm{T}}$——液体湍流粘度，mPa·s。

本文使用COMSOL Multiphysics 6.0软件利用流体传热模块和湍流模块耦合，对上述数学模型进行求解。求解时，载冷剂选择50%乙二醇水溶液，钻井液选择航空煤油。钻井液进口处的流量为6 m³/h， 温度为3 ℃；载冷剂进口处的流量为10 m³/h， 温度为-20 ℃。两者出口处压力设置为0 Pa；换热板片的厚度为0.6 mm，且材料为铝合金。流道外两侧设置周期性条件，其他界面均采用绝热边界条件。

采用COMSOL Multiphysics 6.0自带的网格划分功能进行网格划分。由于模型在长宽方向的尺寸与厚度方向尺寸相差较大，因此采用四面体网格，并对钻井液和载冷剂交界处的网格进行细化，划分出多层网格。如图5所示，总网格数为530570个。

图5  网格示意

Fig.5  Schematic diagram of the mesh

3.3 板式换热器换热性能模拟结果

图6展示了钻井液与载冷剂在换热器换热时的温度分布。从进口处到出口处，钻井液的温度不断降低，而载冷剂的温度却不断升高。模拟结果表明，钻井液在出口处的温度为-12.3~-1.06 ℃，平均温度为-3.18 ℃。在换热器设计计算中，钻井液的温度可降至为-4 ℃，这与模拟结果有0.82 ℃的偏差。载冷剂在与钻井液发生换热后，其在出口处温度升至-18.6~-18 ℃，平均温度为-18.39 ℃。而在上文换热器的设计计算中，载冷剂在换热后温度可降至-18.12 ℃。模拟结果与计算结果存在0.27 ℃的偏差。综合来看，模拟结果和计算结果的误差较小，在可接受的范围内，因此，可以认为，本文设计的板式换热器能将6 m³/h的钻井液从3 ℃冷却到-4 ℃。

图6  钻井液与载冷剂在换热器换热时的温度分布

Fig.6  Temperature distribution of drilling fluid and refrigerant

3.4 板式换热器换热效果的影响规律

载冷剂注入温度、载冷剂流量、钻井液类型和换热板片材质均对板式换热器的换热效果有所影响。为此，本文采用上述模拟方法评估了各因素对板式换热器换热效果的影响规律。表2展示了模拟时采用的主要参数。值得注意的是，在下文的模拟过程中，钻井液的流量始终为6 m³/h，进口温度为3 ℃。

表2  板式换热器换热性能研究中采用的参数

Table 2  Parameters utilized to study the heat transfer performance of plate heat exchanger

影响因素	载冷剂注入温度/℃	载冷剂流量/（m3·h-1）	钻井液类型	换热板片材质
载冷剂注入温度	-30~-10	10	航空煤油	铝合金
载冷剂流量	-20	9~11	航空煤油	铝合金
钻井液类型	-20	10	航空煤油/ESTISOLTM140/硅油	铝合金
换热板片材质	-20	10	航空煤油	铝合金/铜/不锈钢

图7（a）展示了载冷剂注入温度对换热器换热性能的影响规律。模拟结果表明钻井液的出口温度随着载冷剂注入温度的降低而线性降低。这说明要使钻井液冷却至更低温度可以使用温度更低的载冷剂对其进行冷却。由式（15）可知，当换热面积与换热量不变时，传热平均温差与传热系数成反比，即传热平均温差越大，传热系数越小，即此时传热过程中热量损失越多，表示换热器的换热性能越差。换热器两侧流体的传热平均温差随着载冷剂注入温度的降低而升高。这说明使用温度较低的载冷剂可以加快低温钻井液的冷却速度，但同时会导致换热器的传热系数减小，换热性能降低。

图7  不同因素对换热器换热性能的影响规律

Fig.7  The influence of different factors on the heat transfer performance of plate heat exchanger

如图7（b）所示，钻井液的出口温度随着载冷剂流量的增大而降低，这表明增大载冷剂的流量可以增强换热器的换热效果，并可将钻井液冷却至更低温度。此时换热器两侧流体的传热平均温差基本保持不变，这说明载冷剂流量的改变不会对换热器的换热性能产生影响。

图7（c）展示了航空煤油、ESTISOL^TM140以及硅油等3种常用的极地钻井液对换热器换热性能的影响。这3种钻井液的物性参数如表3所示。当载冷剂流量为10 m³/h、进口温度为-20 ℃时，航空煤油、ESTISOL^TM140可被载冷剂从3 ℃分别冷却至-3.2 ℃和-2.8 ℃，而硅油的温度只能降低到-1 ℃左右。其中，航空煤油的降温幅度最大。结合这3种钻井液的物理参数分析，航空煤油与ESTISOL^TM140的密度、比热容接近且比硅油的参数小，前两者被冷却时温度变化较大，这意味着航空煤油与ESTISOL^TM140在极地更容易被冷却至低温。

表3　-20  ℃时航空煤油、ESTISOL^TM140和硅油的物性参数

Table 3  Physical properties of kerosene, ESTISOL^TM140 and silicone oil at -20°C

材料	密度/（kg·m-3）	动力粘度/（mPa·s）	导热系数/[W·（m·K）-1]	比热容/[kJ·（kg·K）-1]
航空煤油	813	1.8	0.1326	1.868
ESTISOLTM140	896	0.21	0.14	2.1
硅油	908.51	0.48	0.15	2.3

图7（d）展示了铜、铝合金或不锈钢作为换热器板片的材料时，换热器的换热效果。模拟结果表明使用铜制换热板片时，钻井液的出口温度最低，换热效果最好。但使用这3种不同材料的板片时钻井液出口温度差异较小。因此，可以认为换热板片的材质对换热器的换热性能没有明显影响。

4 结论

围绕极地冰下基岩取心钻探中，钻井液在孔内温度过高可能导致的事故风险，本文对极地钻井液冷却用板式换热器进行了设计计算，并利用COMSOL Multiphysics 6.0软件开展了板式换热器换热性能的数值模拟研究，得出的主要结论如下：

（1）板式换热器应用于极地钻井液冷却系统具有一定的优势。设计计算结果表明，冷热流体采用逆流形式换热时，板式换热器换热板片的尺寸应为350 mm×1050 mm，板片厚度应为0.6 mm，板片数量应为13块。

（2）理论计算与数值模拟的结果基本接近，二者均表明流量为10 m³/h、温度为-20 ℃的载冷剂可以将6 m³/h的钻井液从3 ℃冷却到-4~-3 ℃。在板式换热器完成换热后，载冷剂温度上升到-18.12~-18.39 ℃。

（3）降低载冷剂的注入温度可加快换热速度，降低钻井液的温度，获得更好的制冷效果，但这也会降低换热器换热性能；增大载冷剂流量同样可以增强对钻井液的冷却效果，但换热器的换热性能基本没有影响。

（4）在相同条件下，载冷剂能将航空煤油的温度降到最低，ESTISOL^TM140次之，而对硅油的降温效果不明显。从降温角度考虑，在极地应优先使用航空煤油或ESTISOL^TM140作为钻井液。

（5）虽然使用铜制换热板片时，钻井液的降温效果最好，但总的来看，换热板片的材质对换热器的换热效果的影响不明显。