本发明涉及一种用于液化天然气船舶的蒸发气体重新液化方法，其中在液化天然气(liquefiednaturalgas，lng)船舶的存储罐中产生以作为燃料供应到发动机的蒸发气体中，超过所述发动机的燃料需求的过剩蒸发气体使用所述蒸发气体作为制冷剂而重新液化。
背景技术：
近年来，全球范围内对例如液化天然气(lng)等液化气体的消耗已急剧增加。通过将天然气冷却到极低温度而获得的液化气体的体积比天然气的体积小得多且因此更为适合于存储及运输。另外，由于天然气中的空气污染物可在液化工艺期间减少或被移除，因此例如液化天然气等液化气体是在燃烧时具有低空气污染物排放的环境友好型燃料。
液化天然气是通过将主要由甲烷构成的天然气冷却到约-163℃以将天然气液化而获得的无色且透明的液体，且具有为天然气的体积的约1/600的体积。因此，天然气的液化使得能够进行非常高效的运输。
然而，由于在正常压力下天然气会在-163℃的极低温度下液化，因此液化天然气可能因为温度的少量改变而轻易地汽化。尽管液化天然气存储罐是绝缘的，然而外部的热量被持续地传递到存储罐而使液化天然气在输送中自然地汽化，由此产生蒸发气体(boil-offgas，bog)。
蒸发气体的产生意指液化天然气的损耗(loss)且因此对运输效率具有重大影响。另外，当蒸发气体积累在存储罐中，则存在所述存储罐内的压力将过度升高而对所述罐造成损坏的风险。已进行各种研究来处理在液化天然气存储罐中产生的蒸发气体。近年来，为处理蒸发气体，已提出一种其中蒸发气体被重新液化以返回到液化天然气存储罐的方法、一种其中使用蒸发气体作为例如船用发动机等燃料消耗源的能源的方法及类似方法。
将蒸发气体重新液化的方法的实例包括：一种其中使用具有单独的制冷剂来使得蒸发气体能够与所述制冷剂交换热量以重新液化的制冷循环的方法及一种在不使用任何单独的制冷剂的条件下使用蒸发气体作为制冷剂来将蒸发气体重新液化的方法。具体来说，采取后一种方法的系统被称为局部重新液化系统(partialreliquefactionsystem，prs)。
能够以天然气为燃料的船用发动机的实例包括例如双燃料柴电(dualfueldieselelectric，dfde)发动机、x代双燃料(xgeneration-dualfuel，x-df)发动机及m型电控气体喷射(m-type，electricallycontrolled，gasinjection，me-gi)发动机等气体发动机。
dfde发动机每循环具有四个冲程且使用其中将具有约6.5巴(bar)的相对低的压力的天然气喷射到燃烧气体入口中并接着向上推动活塞以对所述气体进行压缩的奥托循环(ottocycle)。
x-df发动机每循环具有两个冲程且使用利用具有约16巴的压力的天然气作为燃料的奥托循环。
me-gi发动机每循环具有两个冲程且使用其中将具有约300巴的高压的天然气直接喷射到位于活塞的上止点(topdeadcenter)附近的燃烧室中的狄赛尔循环(dieselcycle)。
技术实现要素：
本发明的实施例提供可表现出稳定重新液化性能的蒸发气体重新液化方法及系统，由此提高总重新液化效率及重新液化量。
根据本发明的一个方面，一种用于液化天然气船舶的蒸发气体(bog)重新液化方法包括：1)对蒸发气体进行压缩；2)由热交换器通过在已在步骤1)中进行压缩的所述蒸发气体与用作制冷剂的蒸发气体之间进行热交换来对被压缩的所述蒸发气体进行冷却，以获得流体；3)使已在步骤2)中得到冷却的所述流体膨胀；以及4)无论已在步骤1)中进行压缩且被供应到所述热交换器的重新液化目标蒸发气体的量如何改变，均稳定地维持重新液化性能。
根据本发明的另一方面，一种用于液化天然气船舶的蒸发气体(bog)重新液化方法包括：1)对蒸发气体进行压缩；2)通过在已在步骤1)中进行压缩的所述蒸发气体与用作制冷剂的蒸发气体之间进行热交换来对被压缩的所述蒸发气体进行冷却，以获得流体；3)使已在步骤2)中得到冷却的所述流体膨胀；以及4)无论在步骤2)中用作所述制冷剂的所述蒸发气体的量如何改变，均稳定地维持重新液化性能。
已通过步骤1)到步骤3)而重新液化的蒸发气体的量可维持高于由海西斯处理模型(hysysprocessmodel)所计算出的理论值的50％。
当热交换器具有0.7到1.2的热容比时，步骤4)可包括稳定地维持重新液化性能。
所述蒸发气体重新液化方法还可包括：5)将已在步骤3)中进行膨胀的所述流体分离成液体成分与气态成分。
已在步骤5)中分离的所述气态成分可与用作所述制冷剂的蒸发气体进行组合以用作步骤2)中的所述制冷剂。
所述液化天然气船舶可以10节(knot)到17节的速度运行。
已在步骤1)中进行压缩的所述蒸发气体的一些部分可用作发动机的燃料。
用作所述发动机的燃料的所述蒸发气体的流速可处于1,100千克/时(kg/h)到2,660千克/时(kg/h)范围中。
所述发动机可包括推进发动机(propulsionengine)及发电发动机(powergenerationengine)。
可对已在步骤1)中进行压缩的所述蒸发气体中未被供应到发动机的蒸发气体进行进一步压缩且将被进一步压缩的所述蒸发气体供应到所述热交换器。
所述重新液化目标蒸发气体的流速可处于1,900kg/h到3,300kg/h范围中。
在步骤2)中用作所述制冷剂的所述蒸发气体对所述重新液化目标蒸发气体的流速比(flowrateratio)可处于0.42到0.72范围中。
已在步骤1)中进行压缩的所述蒸发气体可处于超临界状态(supercriticalstate)。
已在步骤1)中进行压缩的所述蒸发气体的压力可处于100巴(bara)到400巴(bara)范围中。
已在步骤1)中进行压缩的所述蒸发气体的压力可处于150巴(bara)到400巴(bara)范围中。
已在步骤1)中进行压缩的所述蒸发气体的压力可处于150巴(bara)到300巴(bara)范围中。
根据本发明的又一方面，一种用于具有高压气体喷射发动机的液化天然气船舶的蒸发气体(bog)重新液化方法包括：将从存储罐排出的蒸发气体压缩到高压且通过热交换器在高压压缩蒸发气体中的所有部分或一些部分与从所述存储罐排出的蒸发气体之间交换热量；以及降低经过热交换的所述高压压缩蒸发气体的压力，其中所述方法还包括：无论所述液化天然气船舶的运行条件如何改变或重新液化目标蒸发气体的量如何改变，均稳定地维持重新液化性能。
重新液化的蒸发气体的量可维持高于由海西斯处理模型(hysysprocessmodel)所计算出的理论值的50％。
当所述热交换器具有0.7到1.2的热容比时，可稳定地维持重新液化性能。
经过热交换和膨胀的流体可分离成液体成分与气态成分。
已分离的所述气态成分可与用作制冷剂的蒸发气体进行组合，以用作所述制冷剂。
液化天然气船舶可以10节到17节的速度运行。
高压压缩蒸发气体的一些部分可用作发动机的燃料。
用作所述发动机的燃料的所述蒸发气体的流速可处于1,100kg/h到2,660kg/h范围中。
发动机可包括推进发动机及发电发动机。
可对所述高压压缩蒸发气体中未被供应到所述发动机的蒸发气体进行进一步压缩，且将被进一步压缩的所述蒸发气体供应到所述热交换器。
重新液化目标蒸发气体的流速可处于1,900kg/h到3,300kg/h范围中。
其中在用作制冷剂的所述蒸发气体对所述重新液化目标蒸发气体的流速比可处于0.42到0.72范围中。
所述高压压缩蒸发气体可处于超临界状态。
所述高压压缩蒸发气体的压力可处于100巴(bara)到400巴(bara)范围中。
所述高压压缩蒸发气体的压力可处于150巴(bara)到400巴(bara)范围中。
所述高压压缩蒸发气体的压力可处于150巴(bara)到300巴(bara)范围中。
附图说明
图1示出根据本发明一个实施例的蒸发气体重新液化系统的基础模型。
图2示出在用于评估与所要重新液化的蒸发气体的压力相关的重新液化性能的实验中使用的过程仿真程序。
图3(a)到图3(i)示出曲线图，其示出在根据本发明实施例的蒸发气体重新液化系统中当所要重新液化的蒸发气体的压力为39巴(bara)及50巴到120巴(以10巴为间隔增大)时测量的热流体及冷流体中的每一者的与热通量相关的温度变化。
图4(a)到图4(i)示出曲线图，其示出在根据本发明实施例的蒸发气体重新液化系统中当所要重新液化的蒸发气体的压力为130巴到200巴(以10巴为间隔增大)及300巴时测量的热流体及冷流体中的每一者的与热通量相关的温度变化。
图5是当所要重新液化的蒸发气体的压力为39巴时根据本发明实施例的蒸发气体重新液化系统的示意图。
图6是当所要重新液化的蒸发气体的压力为150巴时根据本发明实施例的蒸发气体重新液化系统的示意图。
图7是当所要重新液化的蒸发气体的压力为300巴时根据本发明实施例的蒸发气体重新液化系统的示意图。
图8及图9是通过对表1中所示处于39巴到300巴的压力范围中的“重新液化量”进行绘制而获得的曲线图。
图10是典型印刷电路热交换器(printedcircuitheatexchanger，pche)的示意图。
图11是根据本发明第一实施例的热交换器的示意图。
图12(a)和图12(b)是根据本发明第二实施例的热交换器中所包括的第一隔板或第二隔板的示意图。
图13(a)和图13(b)是根据本发明第二实施例的热交换器中所包括的第一隔板及第一穿孔面板的示意图。
图14(a)和图14(b)是根据本发明第二实施例的热交换器中所包括的第二隔板及第二穿孔面板的示意图。
图15(a)和图15(b)是根据本发明第二实施例的热交换器中所包括的第三隔板或第四隔板的示意图。
图16(a)和图16(b)是根据本发明第二实施例的热交换器中所包括的第三隔板及第三穿孔面板的示意图。
图17(a)和图17(b)是根据本发明第二实施例的热交换器中所包括的第四隔板及第四穿孔面板的示意图。
图18(a)是典型热交换器中的制冷剂的流动的示意图，图18(b)是根据本发明第一实施例的热交换器中的制冷剂的流动的示意图，且图18(c)是根据本发明第二实施例的热交换器中的制冷剂的流动的示意图。
图19(a)是示出被装设以测量典型热交换器及根据本发明的热交换器中的每一者的内部温度的温度传感器的位置的示意图，且图19(b)示出曲线图，其示出由位于图19(a)中所示位置处的温度传感器所测量的热交换器内的温度分布。
图20是根据本发明第三实施例的热交换器的一部分的示意图。
图21是图20所示部分a的放大图。
图22是根据本发明第四实施例的热交换器的一部分的示意图。
图23是图22所示部分b的放大图。
图24(a)是热交换器的整体的示意图，图24(b)是区块的示意图，且图24(c)是通道板的示意图。
图25(a)是在方向“c”上观察时图24(c)所示冷流体通道板的示意图，图25(b)是典型热交换器的冷流体通道板的通道的示意图，图25(c)是根据本发明第五实施例的热交换器的冷流体通道板的通道的示意图，且图25(d)是根据本发明第六实施例的热交换器的冷流体通道板的通道的示意图。
具体实施方式
在下文中，将参照附图来详细阐述本发明的实施例。本发明可应用于例如配备有以天然气为燃料的发动机的船舶及包括液化气体存储罐的船舶等各种船舶。应理解，以下实施例可以各种方式加以修改且不限制本发明的范围。
以下所述根据本发明的蒸发气体处理系统可应用于设置有存储低温液体货物或液化气体的存储罐的所有类型的船舶及船舶结构(marinestructure)，包括例如液化天然气承运船、液化乙烷气体承运船及液化天然气再气化船(lngregasificationvessel，lngrv)等船舶，及例如液化天然气浮式生产储油卸油装置(lngfloatingproductionstorageandoffloading，lngfpso)及液化天然气浮式存储再气化单元(lngfloatingstorageandregasificationunit，lngfsru)等船舶结构。在以下实施例中，将使用代表性低温液体货物——液化天然气来作为实例，且用语“液化天然气船舶”可包括液化天然气承运船、液化天然气再气化船、液化天然气浮式生产储油卸油装置及液化天然气浮式存储及再气化单元，且并非仅限于此。
另外，根据本发明的每一管线中的流体可依据系统的运行条件而处于液体状态、气体-液体混合状态、气体状态及超临界流体状态中的任一者。
图1示出根据本发明一个实施例的蒸发气体重新液化系统的基础模型。
参照图1，在根据本发明的蒸发气体重新液化系统中，从存储罐排出的蒸发气体(①)被发送到热交换器以用作制冷剂且接着被压缩机压缩。接着，压缩蒸发气体(②)被作为燃料供应到发动机且超过发动机的燃料需求的过剩蒸发气体(③)被发送到热交换器以通过以从存储罐排出的蒸发气体(①)作为制冷剂进行热交换而冷却。
已被压缩机压缩且被热交换器冷却的蒸发气体在通过减压工具(例如，膨胀阀门、膨胀器等)后被气体/液体分离器分离成液体成分与气态成分。被气体/液体分离器分离的液体成分返回到存储罐且被气体/液体分离器分离的气态成分与从存储罐排出的蒸发气体(①)进行组合且被接着供应到热交换器以用作制冷剂。
在根据本发明的蒸发气体重新液化系统中，蒸发气体的重新液化是在不使用用于将蒸发气体重新液化的任何单独的循环的条件下使用从存储罐排出的蒸发气体作为制冷剂来执行。应理解，本发明并不仅限于此且可视需要建立单独的制冷循环以确保所有蒸发气体重新液化。尽管需要单独的装备或额外的电源，然而此种单独的循环可确保几乎所有蒸发气体重新液化。
如上所述使用蒸发气体作为制冷剂的蒸发气体重新液化系统的重新液化性能相依于所要液化的蒸发气体(在下文中称为“重新液化目标蒸发气体”)的压力而大幅度变化。进行了实验(在下文中称为“实验1”)以确定在重新液化目标蒸发气体的不同压力下重新液化性能的改变。结果如下：
＜实验1＞
实验1是在以下条件下进行：
1.目标船舶：包括高压气体喷射发动机来作为推进发动机且包括低压发动机来作为发电发动机的液化天然气承运船。
2.过程仿真器：阿斯彭(aspen)hysysv8.0(图2)。
3.计算属性值的方程：彭-罗宾逊方程(peng-robinsonequation)。
4.蒸发气体的量：3800千克/时(kg/h)(考虑到在170,000立方米(cubicmeter，cbm)液化天然气承运船中会产生约3500kg/h到约4000kg/h的蒸发气体这一事实)。
5.蒸发气体的成分：10％的氮气(n2)及90％的甲烷(ch4)，此是从存储罐排出的蒸发气体与被压缩机压缩的蒸发气体所共有的。
6.从存储罐排出的蒸发气体的压力及温度：压力：1.06巴(bara)，温度：-120℃。
7.发动机的燃料消耗：推进发动机及发电发动机所造成的总蒸发气体消耗被假定为2,660kg/h，占在存储罐中产生的蒸发气体的总量(3,800kg/h)的70％，但考虑到液化天然气船舶的实际运行中的经济效率，所述发电机是在低负荷的情况下运行。
8.压缩机的输气量：考虑到压缩机具有涵盖在存储罐中产生的蒸发气体的总量的高达150％的输气量，所述压缩机的输气量被假定为从所述压缩机的吸入流速方面来看涵盖在存储罐中产生的蒸发气体量的120％(3,800kg/h×120％＝4,650kg/h)。
9.热交换器的性能：对数平均温差(logarithmicmeantemperaturedifference，lmtd)：13℃或高于13℃，最小接近：3℃或高于3℃。
在热交换器的设计中，在被引入到所述热交换器中的冷流体及热流体的给定温度及热通量值下，对数平均温差(lmtd)被最小化到使得用作制冷剂的流体的温度不高于所要冷却的流体的温度的程度(即，达到使得示出冷流体的与热连通量相关的温度的曲线图与示出热流体的与热连通量相关的温度的曲线图不彼此交叉的程度)。
对于其中热流体与冷流体分别在相反方向上被引入及排出的逆流热交换器来说，对数平均温差是由(d2-d1)/ln(d2/d1)表达的值，其中d1＝th2-tc1且d2＝thl-tc2(tc1：在通过热交换器前的冷流体的温度，tc2：已通过热交换器后的冷流体的温度，th1：在通过热交换器前的热流体的温度，th2：已通过热交换器后的热流体的温度)。此处，对数平均温差的较低值指示热交换器的较高效率。
对数平均温差由示出用作制冷剂的冷流体的与热通量相关的温度的曲线图与示出通过与所述制冷剂进行热交换而冷却的热流体的曲线图之间的距离表示。所述曲线之间的距离越短，指示的对数平均温差值越低，所述对数平均温差值越低，则指示的热交换器效率越高。
在以上实验条件1到9下，执行了热力计算(thermodynamiccalculation)以量化地阐明重新液化目标蒸发气体的高压压缩对重新液化性能的影响。为验证热交换器的与蒸发气体压力相关的重新液化性能及冷却曲线特性，在重新液化目标蒸发气体的压力为39巴(bara)、50巴到200巴(以10巴为间隔)、250巴及300巴时对热交换器的重新液化量及冷却曲线进行了热力计算。
图3(a)到图3(i)示出曲线图，其示出在根据本发明实施例的蒸发气体重新液化系统中当重新液化目标蒸发气体的压力为39巴(bara)及50巴到120巴(以10巴为间隔增大)时测量的热流体及冷流体中的每一者的与热通量相关的温度变化，且图4(a)到图4(i)示出曲线图，其示出在根据本发明实施例的蒸发气体重新液化系统中当重新液化目标蒸发气体的压力为130巴到200巴(以10巴为间隔增大)及300巴时测量的热流体及冷流体中的每一者的与热通量相关的温度变化。
图5是当重新液化目标蒸发气体的压力为39巴(bara)时根据本发明实施例的蒸发气体重新液化系统的示意图，图6是当重新液化目标蒸发气体的压力为150巴(bara)时根据本发明实施例的蒸发气体重新液化系统的示意图，且图7是当重新液化目标蒸发气体的压力为300巴(bara)时根据本发明实施例的蒸发气体重新液化系统的示意图。
表1示出根据本发明实施例的蒸发气体重新液化系统的与重新液化目标蒸发气体的压力相关的重新液化性能的理论期望值。
表1
图8及图9是通过对表1中所示处于39巴(bara)到300巴的压力范围中的“重新液化量”进行绘制而获得的曲线图。
参照图3(a)到图3(i)、图4(a)到图4(i)和图5到图9及表1，可看出，即便当重新液化目标蒸发气体处于超临界流体状态时，尽管在蒸发气体的压力处于50巴(bara)到100巴的范围中时所计算出的重新液化目标蒸发气体的冷却曲线逐渐降低，然而在所述冷却曲线上仍存在与当重新液化目标蒸发气体的压力为39巴时出现的潜热区段(latentheatsection)相似的水平区段。另外，在蒸发气体的压力为160巴(膨胀前的冷却温度：-122.4℃，重新液化量：1174.6kg/h，重新液化量的相对比例：208.4％)时，重新液化量具有最大值。
处于低压的重新液化目标蒸发气体与处于高压的重新液化目标蒸发气体之间的最大的差为“膨胀前的冷却温度”。如图9中所示，由于与压力相关的冷却曲线之间存在差异，因此在降低处于低压的重新液化目标蒸发气体的膨胀前的冷却温度方面上具有局限性，而处于高压的重新液化目标蒸发气体则可被冷却到与从存储罐排出的蒸发气体的温度接近的温度。
这是因为：由于作为蒸发气体的主要成分的甲烷(ch4)的属性，在当蒸发气体的压力低于临界压力(对于纯甲烷来说为约47巴)时与热通量相关的温度变化的曲线图上存在潜热区段且当蒸发气体的压力高于或等于所述临界压力时仍存在与所述潜热区段相似但有所降低的区段。因此，考虑到重新液化量的提高，在高于或等于47巴(即，临界压力)的压力下执行对蒸发气体的重新液化是期望的。
一般来说，me-gi发动机被供应以压力为150巴(bara)到400巴(特别是300巴)的气体燃料。如图8及表1中所示，在重新液化目标蒸发气体具有约150巴(bara)到约170巴的压力时重新液化量具有最大值，且在重新液化目标蒸发气体的压力处于150巴(bara)到300巴范围中时重新液化量存在少量改变。因此，此种me-gi发动机有利地使得能够轻易地控制蒸发气体的重新液化或供应。
在表1中，“重新液化量”表示如图5到图7中所示已通过压缩机10、热交换器20、减压器30及气体/液体分离器40的重新液化的液化天然气的量，且“重新液化量的相对比例”表示重新液化目标蒸发气体的每一压力值处的重新液化量对在重新液化目标蒸发气体的压力为39巴(bara)时的重新液化量的相对比例(以％计)。
另外，重新液化性能可由“重新液化速率”表示，重新液化速率指代通过将重新液化的液化天然气的量除以重新液化目标蒸发气体的总量而得到的值。换句话说，“重新液化量”指示重新液化的液化天然气的绝对值且“重新液化速率”指示重新液化的液化天然气对总重新液化目标蒸发气体的比例。
举例来说，当液化天然气船舶以低速运行且推进发动机的蒸发气体消耗因此降低时，重新液化目标蒸发气体的量增大从而使“重新液化量”增大。然而，在实验1的条件下，由于从存储罐排出的蒸发气体(所述蒸发气体是用作制冷剂的流体)与被气体/液体分离器分离的气态成分的和因压缩机的输气量限制而几乎恒定，因此“重新液化速率”可能降低。
在实施例1中，制冷剂向压缩机中流动的流速为4560kg/h，此为蒸发气体从存储罐流出的流速(3800kg/h)的120％，且重新液化目标蒸发气体的流速为1,900kg/h(此是通过从制冷剂流动到压缩机中的所述流速中减去发动机的气体消耗(me-gi发动机：2,042kg/h+dfde发动机：618kg/h)2660kg/h而获得)。
另外，在重新液化目标蒸发气体的压力从300巴(bara)提高到400巴时未观察到重新液化量的大的改变，且在重新液化目标蒸发气体的压力为150巴时的重新液化量与在重新液化目标蒸发气体的压力为400巴时的重新液化量之间的差小于4％。
在示出图3(a)到图3(i)及图4(a)到图4(i)的曲线图中的每一者中，以三角形与直线(热组分)所标出的热流体(上方)表示重新液化目标蒸发气体且以正方形与直线(冷组分)所标出的冷流体(下方)表示从存储罐排出的蒸发气体(即，制冷剂)。
在示出图3(a)到图3(i)及图4(a)到图4(i)的曲线图中的每一者中，其中在不同热通量情况下不存在温度改变的线性区段为潜热区段。由于在甲烷处于超临界流体状态时潜热区段不出现，因此根据蒸发气体是否处于超临界流体状态而定，重新液化量存在大的差异。换句话说，当重新液化目标蒸发气体为超临界流体时，在进行热交换时不会出现潜热区段，以使得重新液化量与重新液化速率均具有高的值。
综上，在重新液化目标蒸发气体处于超临界状态时，特别是在重新液化目标蒸发气体的压力处于100巴(bara)到400巴、优选地处于150巴(bara)到400巴、更优选地处于150巴(bara)到300巴范围中时，可获得高的重新液化性能。
考虑到me-gi发动机需要处于150巴(bara)到400巴的压力范围中的气体燃料，当使用被压缩到满足me-gi发动机的压力需求的压力水平的蒸发气体作为重新液化目标蒸发气体时，可获得高的重新液化性能。因此，对me-gi发动机供应燃料的系统有利地与其中使用蒸发气体作为制冷剂的蒸发气体重新液化系统相关联。
在实验1中，使用仿真程序评估了与重新液化目标蒸发气体的压力有关的重新液化性能。为调查对于使用热交换器的实际重新液化设备来说是否也如此，进行了使用印刷电路热交换器(pche)的实验(在下文中称为“实验2”)。
＜实验2＞
在液化天然气船舶的实际运行条件下，蒸发气体的排放是恒定的，但发动机的蒸发气体消耗有所改变，从而使过剩蒸发气体(即，重新液化目标)的量改变。在实验2中，在改变重新液化目标蒸发气体的量的同时评估了实际重新液化设备的重新液化性能。为实验方便起见，最初使用了氮气来取代爆炸性的甲烷；用作制冷剂的氮气的温度被调整成等于从存储罐排出的蒸发气体的温度；且其他条件也被调整成相同于实验1所示条件1到9。
考虑到me-gi发动机的燃料消耗相依于运行条件而变化，假定在实际液化天然气承运船中使用me-gi发动机。在实验1中的条件下，假定me-gi发动机的大小为25兆瓦(mw)(为12.5mw的两倍)，液化天然气承运船可在以全速(发动机的燃料消耗：约3,800kg/h)运行时以约19.5节的速度航行且可在以经济速度(发动机的燃料消耗：约2,660kg/h)运行时以17节的速度航行。考虑到实际运行条件，液化天然气承运船应以约19.5节的全速运行、以17节的经济速度运行或抛锚(me-gi发动机的燃料消耗：0，dfdg发动机的燃料消耗：618kg/h)。在实验2中，通过假定液化天然气承运船将在这些条件下运行而评估了重新液化性能。
在使用氮气作为制冷剂及重新液化目标蒸发气体的测试中，无论重新液化目标蒸发气体的量如何，重新液化性能都几乎与实验1中的理论期望值处于相同水平。换句话说，尽管推进发动机的蒸发气体消耗相依于液化天然气承运船的速度而变化且因此重新液化目标蒸发气体的量相依于液化天然气承运船的速度而变化，然而当使用氮气作为制冷剂及重新液化目标蒸发气体时，无论重新液化目标蒸发气体的量如何，重新液化性能都保持稳定。
在实际蒸发气体重新液化系统中使用甲烷(即，在实际存储罐中产生的蒸发气体)而非氮气来作为制冷剂及重新液化目标蒸发气体的测试中，当液化天然气承运船抛锚时或以近似全速运行(在以全速运行期间，在液化天然气存储罐中产生的蒸发气体中的大部分可被用作燃料)时，重新液化性能几乎与实验1中的理论期望值处于相同水平。然而，当液化天然气承运船以经济速度运行(燃料消耗：全速运行的燃料消耗的70％)或以低于所述经济速度的速度运行时，重新液化性能低于理论期望值的70％，且具体来说在特定速度范围中比此水平低得多。换句话说，在使用甲烷(即，在实际存储罐中产生的蒸发气体)作为制冷剂及重新液化目标蒸发气体的测试中，当重新液化目标蒸发气体的量处于特定范围中时，重新液化性能达不到理论期望值。
具体来说，在以下条件下，重新液化性能达不到理论期望值：
1.当使用25mwme-gi发动机的液化天然气承运船以10节到17节的速度运行时。
2.当在存储罐中产生的蒸发气体的量为3,800kg/h且在发动机(用于推进的me-gi发动机+用于发电的dfdg发动机)中用作燃料的蒸发气体的量处于1,100kg/h到2,660kg/h范围中时。
3.当在存储罐中产生的蒸发气体的量为3,800kg/h且重新液化目标蒸发气体的量处于1,900kg/h到3,300kg/h范围中时。
4.当重新液化目标蒸发气体对用作制冷剂的蒸发气体(包括被气体/液体分离器分离的气态成分)的量比处于0.42到0.72范围中时。
如上所述，相依于液化天然气承运船的运行条件或重新液化目标蒸发气体的量，重新液化量的实际值与理论期望值之间存在大的差异。因此，有必要解决此问题。如果未能重新液化的蒸发气体的量由于不良的重新液化性能而增大，则所述蒸发气体需要被排出到外部或被燃烧，此导致能量浪费或需要单独的重新液化循环。氮气与蒸发气体之间在重新液化量的实际值与理论期望值的相似度方面上的此种差异被视为起因于氮气与蒸发气体之间属性不同。
从以上结果可看出，需要一种无论液化天然气承运船的运行条件如何改变(即，重新液化目标蒸发气体量的改变)均可稳定地维持重新液化性能的工艺。
根据本发明的一个方面，一种用于具有高压气体喷射发动机的液化天然气船舶的蒸发气体重新液化方法包括：将从存储罐排出的蒸发气体压缩到高压并迫使所述高压压缩蒸发气体中的所有部分或一些部分与从存储罐排出的蒸发气体交换热量；以及降低经过热交换的高压压缩蒸发气体的压力，其中所述方法还包括无论液化天然气船舶的运行条件如何改变或重新液化目标蒸发气体的量如何改变，均稳定地维持重新液化性能。
如果被提供到液化天然气船舶的发动机是以处于低压的蒸发气体为燃料的发动机(例如x-df发动机)而非高压气体喷射发动机，则有利地采用根据本发明的蒸发气体重新液化方法以将已被压缩以供应到低压发动机的蒸发气体中的过剩蒸发气体进一步压缩及重新液化。
当液化天然气船舶是以10节到17节的速度运行时，当在发动机(推进发动机+发电发动机)中用作燃料的蒸发气体的流速处于1,100kg/h到2,660kg/h范围中时，当重新液化目标蒸发气体的流速处于1,900kg/h到3,300kg/h范围中时，或当重新液化目标蒸发气体对用作制冷剂的蒸发气体(包括被气体/液体分离器分离的气态成分)的量比处于0.42到0.72范围中时，有利地使用所述蒸发气体重新液化方法。
在蒸发气体重新液化方法中，稳定地维持重新液化性能包括当热交换器具有0.7到1.2的热容比(heatcapacityratio)时稳定地维持重新液化性能。
当热容比为cr、热流体(本文中为重新液化目标蒸发气体)的流速为m1、所述热流体的比热(specificheat)为c1、冷流体的流速(本文中为用作制冷剂的蒸发气体)的流速为m2、且所述冷流体的比热为c2时，满足以下方程：
cr＝(m1×c1)/(m2×c2)
在实验2中，当用作制冷剂的蒸发气体(包括通过气体/液体分离器获得的气态成分)的量保持恒定且重新液化目标蒸发气体的量改变时(即，当以上方程中的m2保持恒定且m1改变时)，证实重新液化性能达不到理论期望值。另外，当用作制冷剂的蒸发气体(包括通过气体/液体分离器获得的气态成分)的量改变时(即，当以上方程中的m2改变时)，也证实重新液化性能达不到理论期望值。
因此，在根据本发明的蒸发气体重新液化方法中，稳定地维持重新液化性能还包括：当热交换器的热容比由于用作制冷剂的蒸发气体(包括通过气体/液体分离器获得的气态成分)的量及重新液化目标蒸发气体的量中的至少一者改变而处于0.7到1.2的范围中时，稳定地维持重新液化性能。
在所述蒸发气体重新液化方法中，稳定地维持重新液化性能还包括：使得重新液化量能够维持高于在实验1的条件下的理论期望值的50％。优选地，重新液化量维持高于理论期望值的60％，更优选地高于理论期望值的70％。如果重新液化量小于或等于理论期望值的50％，则存在过剩的蒸发气体需要在液化天然气船舶的特定运行条件下在所述液化天然气船舶的运行期间在气体燃烧单元(gascombustionunit，gcu)中燃烧的问题。
从以上结果可看出，无论液化天然气船舶的运行条件如何改变(即，无论重新液化目标蒸发气体的流速如何改变)，均有必要稳定地维持重新液化性能。
此外发现包括组合在一起的至少两个区块的热交换器导致重新液化性能的实际值与理论期望值之间存在显著差异。
用于液化天然气船舶的蒸发气体重新液化系统中的典型热交换器的实例包括能从神户制钢厂建筑机械有限公司(kobelcoconstructionmachineryco.，ltd.)、阿法拉伐有限公司(alfalavalco.，ltd.)、海崔克公司(heatriccorporation)等商业购得的印刷电路热交换器。由于单一区块具有有限的输气量，因此此种印刷电路热交换器一般包括组合在一起的至少两个区块。
如果当蒸发气体需要由被组合在一起的至少两个区块使用时所述蒸发气体的输气量为‘a或大于a到b或小于b(a～b)’，则a可为1500kg/h、2000kg/h、2500kg/h、3000kg/h及3500kg/h中的一者且b可为7000kg/h、6000kg/h及5000kg/h中的一者。举例来说，当蒸发气体需要由被组合在一起的至少两个区块使用时所述蒸发气体的输气量可为2500kg/h或大于2500kg/h到5000kg/h或小于5000kg/h(2500kg/h～5000kg/h)。
图10是典型印刷电路热交换器的示意图。
参照图10，典型印刷电路热交换器包括热流体入口管道110、热流体入口汇管120、芯体190、热流体出口汇管130、热流体出口管道140、冷流体入口管道150、冷流体入口汇管160、冷流体出口汇管170及冷流体出口管道180。
热流体经由热流体入口管道110供应到热交换器中且接着通过热流体入口汇管120进行扩散以被发送到芯体190。接着，热流体在芯体190中通过与冷流体进行热交换而冷却且接着在热流体出口汇管130中汇集以通过热流体出口管道140排出到热交换器的外部。
冷流体通过冷流体入口管道150供应到热交换器中且接着通过冷流体入口汇管160进行扩散以被发送到芯体190。接着，冷流体在芯体190中用作制冷剂以通过进行热交换来对热流体进行冷却且接着在冷流体出口汇管170中汇集以通过冷流体出口管道180排出到热交换器的外部。
在本发明中，在热交换器中用作制冷剂的冷流体是从存储罐排出的蒸发气体(包括被气体/液体分离器分离的气态成分)，且在所述热交换器中冷却的热流体是被压缩的重新液化目标蒸发气体。
在典型印刷电路热交换器中，芯体190可包括多个区块(在图10中，所述芯体被视为包括三个区块。尽管在下文中将使用包括三个区块的芯体作为实例，然而应理解本发明并非仅限于此)。当热交换器的芯体包括两个或更多个区块时，在各所述区块之间存在空间，使得所述空间中的空气充当热绝缘层从而降低所述区块之间的热导率(thermalconductivity)。
参照图19(b)所示曲线图，所述区块之间的热绝缘层(间隙、空气等)导致所述区块中的温度分布不均匀。
另外，当使用蒸发气体作为制冷剂时，所述制冷剂的流动可能集中在所述多个区块中已首先接收所述制冷剂的任一者上，从而导致此区块的温度变得低于其他区块的温度。
当制冷剂在首先接收所述制冷剂的一个区块中的集中与所述区块之间的热导率的降低一起发生时，在所述区块之间可能存在大的温度差异，从而导致重新液化性能劣化。
图11是根据本发明第一实施例的热交换器的示意图。
参照图11，除如图10中所示典型热交换器的组件以外，根据此实施例的热交换器还包括以下中的至少一者：第一穿孔面板210，设置在热流体入口汇管120与芯体190之间；第二穿孔面板220，设置在热流体出口汇管130与芯体190之间；第三穿孔面板230，设置在冷流体入口汇管160与芯体190之间；以及第四穿孔面板240，设置在冷流体出口汇管170与芯体190之间。
根据此实施例的热交换器是通过包括用于使供应到热交换器或从热交换器排出的流体扩散的工具、特别是用于抵挡流体的流动以使所述流体扩散的工具来表征。尽管穿孔面板210、220、230、240在本文中被示为用于使流体扩散的工具或用于抵挡流体的流动的工具，然而应理解，用于使流体扩散的工具并非仅限于所述穿孔面板。
在此实施例中，穿孔面板210、220、230、240中的每一者是具有多个孔的薄板构件。优选地，第一穿孔面板210具有与热流体入口汇管120的横截面大小及形状相同的横截面大小及形状，第二穿孔面板220具有与热流体出口汇管130的横截面大小及形状相同的横截面大小及形状，第三穿孔面板230具有与冷流体入口汇管160的横截面大小及形状相同的横截面大小及形状，且第四穿孔面板240具有与冷流体出口汇管170的横截面大小及形状相同的横截面大小及形状。
在此实施例中，穿过穿孔面板210、220、230、240中的每一者而形成的所述多个孔可具有相同的横截面积。作为另外一种选择，所述多个孔可具有随着相对于使流体引入或排出的管道110、140、150或180的距离的增大而增大的横截面积。
另外，穿过穿孔面板210、220、230、240中的每一者而形成的所述多个孔可具有均匀的密度。作为另外一种选择，所述多个孔可具有随着相对于使流体引入或排出的管道110、140、150或180的距离的增大而增大的密度。孔的密度越低，指示的每单位面积中的孔的数目越少。
优选地，穿孔面板210、220、230、240与芯体190分离开预定距离，以使得已朝芯体190通过第一穿孔面板210及第三穿孔面板230的流体可有效扩散且已从芯体190朝第二穿孔面板220及第四穿孔面板240排出的流体可有效扩散。举例来说，穿孔面板210、220、230、240中的每一者可与芯体190分离开20毫米(mm)到50mm的距离。
根据此实施例的热交换器使得流体能够通过第一穿孔面板到第四穿孔面板210、220、230、240中的至少一者进行扩散，由此减少制冷剂的流动在所述区块中的一者中的集中。
除根据第一实施例的热交换器的组件以外，根据本发明第二实施例的热交换器还包括：第一隔板310，设置在第一穿孔面板210与芯体190之间；第二隔板320，设置在第二穿孔面板220与芯体190之间；第三隔板330，设置在第三穿孔面板230与芯体190之间；以及第四隔板340，位于第四穿孔面板240与芯体190之间。
图12(a)和图12(b)是根据本发明第二实施例的热交换器中所包括的第一隔板或第二隔板的示意图，图13(a)和图13(b)是根据本发明第二实施例的热交换器中所包括的第一隔板及第一穿孔面板的示意图，且图14(a)和图14(b)是根据本发明第二实施例的热交换器中所包括的第二隔板及第二穿孔面板的示意图。
在此实施例中，第一隔板到第四隔板310、320、330、340中的每一者用于防止通过第一穿孔面板到第四穿孔面板210、220、230、240中的每一者而扩散的流体再次组合在一起。
参照图12(a)和图12(b)及图13(a)和图13(b)，根据此实施例的第一隔板310可具有预定高度且可被配置成环绕第一穿孔面板210且将环绕的内部空间划分成多个区段。在图12(a)及图13(a)中，被具有预定高度的第一隔板环绕的第一穿孔面板210的内部空间被示为划分成4个区段，且在图12(b)及图13(b)中，所述内部空间被示为划分成8个区段。
与图12(a)及图13(a)中所示具有仅由平行的条(bar)构成的栅格结构的第一隔板不同，图12(b)及图13(b)中所示第一隔板310具有由交叉的条构成的栅格结构。换句话说，当图12(a)及图13(a)中所示第一隔板310的平行的条称为垂直构件1时，除垂直地划分被具有预定高度的第一隔板环绕的内部空间的垂直构件1以外，图12(b)及图13(b)中所示第一隔板310还包括各自在一对相邻垂直构件1之间水平地划分空间的多个水平构件2。
当第一穿孔面板210的内部空间如图12(b)及图13(b)中所示被由交叉的条构成的栅格划分时，流体可被更好地扩散，且具体来说，制冷剂可免于在一个区块内再次汇集且免于集中在所述多个区块中一者上。
另外，通过由交叉的条构成的栅格来划分第一穿孔面板210的内部空间有利地使得第一穿孔面板210能够保持与芯体190间隔开。具体来说，可防止第一穿孔面板210由于通过第一穿孔面板210的流体的压力而弯曲及接触芯体190。如果第一穿孔面板210接触芯体190，则流体可能无法在接触部分处恰当地供应到所述芯体，从而导致热交换效率降低。
参照图11及图13(a)和图13(b)，经由热流体入口管道110引入的热流体在流动到芯体190中前依序通过热流体入口汇管120、第一穿孔面板210及第一隔板310。
参照图12(a)和图12(b)及图14(a)和图14(b)，根据此实施例的第二隔板320可具有预定高度且可被配置成环绕第二穿孔面板220且将环绕的内部空间划分成多个区段。在图12(a)及图14(a)中，被具有预定高度的第二隔板环绕的第二穿孔面板220的内部空间被示为划分成4个区段，且在图12(b)及14(b)中，所述内部空间被示为划分成8个区段。
与图12(a)及图14(a)中所示具有仅由平行的条构成的栅格结构的第二隔板不同，图12(b)及图14(b)中所示第二隔板320具有由交叉的条构成的栅格结构。换句话说，当图12(a)及图14(a)中所示第二隔板320的平行的条称为垂直构件1时，除垂直地划分被具有预定高度的第二隔板环绕的内部空间的垂直构件1以外，图12(b)及图14(b)中所示第二隔板320还包括各自在一对相邻垂直构件1之间水平地划分空间的多个水平构件2。
当第二穿孔面板220的内部空间如图12(b)及图14(b)中所示被由交叉的条构成的栅格划分时，流体可被更好地扩散，且具体来说，制冷剂可免于在一个区块内再次汇集且免于集中在所述多个区块中一者上。
另外，通过由交叉的条构成的栅格来划分第二穿孔面板220的内部空间有利地使得第二穿孔面板220能够保持与芯体190间隔开。具体来说，可防止第二穿孔面板220由于通过第二穿孔面板220的流体的压力而弯曲及接触芯体190。如果第二穿孔面板220接触芯体190，则流体可能无法在接触部分处恰当地供应到芯体，从而导致热交换效率降低。
参照图11及图14(a)和图14(b)，从芯体190排出的热流体在经由热流体出口管道140排出前依序通过第二隔板320、第二穿孔面板220及热流体出口汇管130。
图15(a)和图15(b)是根据本发明第二实施例的热交换器中所包括的第三隔板或第四隔板的示意图，图16(a)和图16(b)是根据本发明第二实施例的热交换器中所包括的第三隔板及第三穿孔面板的示意图，且图17(a)和图17(b)是根据本发明第二实施例的热交换器中所包括的第四隔板及第四穿孔面板的示意图。
参照图15(a)和图15(b)及图16(a)和图16(b)，根据此实施例的第三隔板330可具有预定高度且可被配置成环绕第三穿孔面板230且将环绕的内部空间划分成多个区段。在图15(a)及图16(a)中，被具有预定高度的第三隔板环绕的第三穿孔面板230的内部空间被示为划分成4个区段，且在图15(b)及图16(b)中，所述内部空间被示为划分成8个区段。
与图15(a)及图16(a)中所示具有仅由平行的条构成的栅格结构的第一隔板不同，图15(b)及图16(b)中所示第三隔板330具有由交叉的条构成的栅格结构。换句话说，当图15(a)及图16(a)中所示第三隔板330的平行的条称为垂直构件1时，除垂直地划分被具有预定高度的第三隔板环绕的内部空间的垂直构件1以外，图15(b)及图16(b)中所示第三隔板330还包括各自在一对相邻垂直构件1之间水平地划分空间的多个水平构件2。
当第三穿孔面板230的内部空间如图15(b)及图16(b)中所示被由交叉的条构成的栅格划分时，流体可被更好地扩散，且具体来说，制冷剂可免于在一个区块内再次汇集且免于集中在所述多个区块中一者上。
另外，通过由交叉的条构成的栅格来划分第三穿孔面板230的内部空间有利地使得第三穿孔面板230能够保持与芯体190间隔开。具体来说，可防止第三穿孔面板230由于通过第三穿孔面板230的流体的压力而弯曲及接触芯体190。如果第三穿孔面板230接触芯体190，则流体可能无法在接触部分处恰当地供应到芯体，从而导致热交换效率降低。
参照图11及图16(a)和图16(b)，经由冷流体入口管道150引入的冷流体在流动到芯体190中前依序通过冷流体入口汇管160、第三穿孔面板230及第三隔板330。
参照图15(a)和图15(b)及图17(a)和图17(b)，根据此实施例的第四隔板340可具有预定高度且可被配置成环绕第四穿孔面板240且将环绕的内部空间划分成多个区段。在图15(a)及图17(a)中，被具有预定高度的第四隔板环绕的第四穿孔面板240的内部空间被示为划分成4个区段，且在图15(b)及17(b)中，所述内部空间被示为划分成8个区段。
与图15(a)及图17(a)中所示具有仅由平行的条构成的栅格结构的第四隔板不同，图15(b)及图17(b)中所示第四隔板340具有由交叉的条构成的栅格结构。换句话说，当图15(a)及图17(a)中所示第四隔板340的平行的条称为垂直构件1时，除垂直地划分被具有预定高度的第四隔板环绕的内部空间的垂直构件1以外，图15(b)及图17(b)中所示第四隔板340还包括各自在一对相邻垂直构件1之间水平地划分空间的多个水平构件2。
当第四穿孔面板240的内部空间如图15(b)及图17(b)中所示被由交叉的条构成的栅格划分时，流体可被更好地扩散，且具体来说，制冷剂可免于在一个区块内再次汇集且免于集中在所述多个区块中一者上。
另外，通过由交叉的条构成的栅格来划分第四穿孔面板240的内部空间有利地使得第四穿孔面板240能够保持与芯体190间隔开。具体来说，可防止第四穿孔面板240由于通过第四穿孔面板240的流体的压力而弯曲及接触芯体190。如果第四穿孔面板240接触芯体190，则流体可能无法在接触部分处恰当地供应到芯体，从而导致热交换效率降低。
参照图11及图17(a)和图17(b)，从芯体190排出的冷流体在经由冷流体出口管道180排出前依序通过第四隔板340、第四穿孔面板240及冷流体出口汇管170。
图18(a)是典型热交换器中的制冷剂的流动的示意图，图18(b)是根据本发明第一实施例的热交换器中的制冷剂的流动的示意图，且图18(c)是根据本发明第二实施例的热交换器中的制冷剂的流动的示意图。
参照图18(a)，在典型热交换器中，对被引入到冷流体入口管道150中的冷流体的供应集中在位于冷流体入口管道150附近的中间区块上。在包括三个区块的典型热交换器中，制冷剂中的约70％被供应到位于冷流体入口管道150附近的中间区块且制冷剂中的约15％被供应到其他区块中的每一者。换句话说，被供应到中间区块的制冷剂的量大于被供应到其他区块中的每一者的制冷剂的量的4倍。
参照图18(b)，在根据本发明第一实施例的热交换器中，被引入到冷流体入口管道150中的冷流体通过第三穿孔面板230进行扩散且与典型热交换器中的冷流体相比相对均匀地分布到多个区块。然而，对冷流体的供应仍在某种程度上集中在位于冷流体入口管道150附近的中间区块上。
参照图18(c)，在根据本发明第二实施例的热交换器中，被引入到冷流体入口管道150中的冷流体在通过第三隔板330前通过第三穿孔面板230进行扩散且与根据第一实施例的热交换器中的冷流体及典型热交换器中的冷流体相比相对均匀地分布到多个区块。
在根据此实施例的热交换器中，在供应有或排出最大流体量的区块上测量的流速小于在供应有或排出最小流体量的区块上测量的流速的4倍。
图19(a)是示出被装设以测量典型热交换器及根据本发明的热交换器中的每一者的内部温度的温度传感器的位置的示意图，且图19(b)示出曲线图，其示出由位于图19(a)中所示位置处的温度传感器所测量的热交换器内的温度分布。具体来说，图19(b)所示曲线(1)示出典型热交换器内的温度分布，且图19(b)所示曲线(2)示出根据本发明第二实施例的热交换器内的温度分布。
参照图19(b)，在典型热交换器中，中间区块的温度比其他区块的温度低得多，且因此在所述多个区块的温度之间存在大的差异。具体来说，在典型热交换器中，曲线图所示最大值与最小值之间的差处于约130℃到约140℃范围中。
相反，在根据第二实施例的热交换器中，在所述多个区块之间存在相对小的温度差异。具体来说，在根据第二实施例的热交换器中，曲线图所示最大值与最小值之间的差处于约40℃到约50℃范围中，此比典型热交换器中的差低得多。
根据本发明，当使用蒸发气体作为热交换器的制冷剂且所述热交换器包括多个区块时，所述制冷剂可相对均匀地分布到所述区块；所述区块之间的温度差异可减小而使热交换效率提高；且无论重新液化目标蒸发气体的量如何，均可确保稳定的重新液化性能。
穿孔面板中的每一者可由不锈钢(steelusestainless，sus)形成以在处于超低温的蒸发气体(即，制冷剂)接触穿孔面板时收缩并在所述制冷剂离开所述穿孔面板后返回到原始形状。薄的穿孔面板具有比热交换器的热容低得多的热容。如果穿孔面板被焊接到热交换器，则所述穿孔面板可能断裂，原因是具有较高热容的所述热交换器在接触蒸发气体时收缩得较少而具有较低热容的所述穿孔面板在接触蒸发气体时收缩得较多。
因此，穿孔面板需要以使得可减轻所述穿孔面板的热膨胀及紧缩的方式耦合到热交换器。现将阐述用于耦合根据本发明第四实施例及第五实施例的穿孔面板的方法，所述方法可减轻所述穿孔面板的热膨胀及紧缩。
图20是根据本发明第三实施例的热交换器的一部分的示意图，且图21是图20所示部分a的放大图。
与根据第一实施例的热交换器相同，除图10所示典型印刷电路热交换器的组件以外，根据此实施例的热交换器还包括以下中的至少一者：第一穿孔面板210，设置在热流体入口汇管120与芯体190之间；第二穿孔面板220，设置在热流体出口汇管130与芯体190之间；第三穿孔面板230，设置在冷流体入口汇管160与芯体190之间；以及第四穿孔面板240，设置在冷流体出口汇管170与芯体190之间。
参照图20及图21，第四穿孔面板240通过适配在彼此分离开预定距离且焊接(参见图21所示410)到冷流体出口汇管170的两个支撑构件420之间而安装在冷流体出口汇管170上，而非直接焊接到冷流体出口汇管170。
由于第四穿孔面板240适配在将不被牢固地固定到冷流体出口汇管的所述两个支撑构件420之间，因此尽管由于与处于超低温的蒸发气体接触而遭受收缩，然而所述第四穿孔面板会免于弯曲或断裂，且位于第四穿孔面板与冷流体出口汇管之间的接头也可免于断裂。
优选地，支撑构件420尽可能的小到使得所述支撑构件可适应第四穿孔面板240的收缩的程度，且支撑构件420之间的距离尽可能的短到使得第四穿孔面240在遭受收缩时可略微移动的程度。
与第四穿孔面板240相似，第一穿孔面板210适配在彼此分离开预定距离且被焊接到热流体入口汇管120的两个支撑构件之间，第二穿孔面板220适配在彼此分离开预定距离且被焊接到热流体出口汇管130的两个支撑构件之间，且第三穿孔面板230适配在彼此分离开预定距离且被焊接到冷流体入口汇管160的两个支撑构件之间。
图22是根据本发明第四实施例的热交换器的一部分的示意图，且图23是图22所示部分b的放大图。
与根据第一实施例的热交换器相同，除图10所示典型印刷电路热交换器的组件以外，根据此实施例的热交换器还包括以下中的至少一者：第一穿孔面板210，设置在热流体入口汇管120与芯体190之间；第二穿孔面板220，设置在热流体出口汇管130与芯体190之间；第三穿孔面板230，设置在冷流体入口汇管160与芯体190之间；以及第四穿孔面板240，设置在冷流体出口汇管170与芯体190之间。
参照图22及图23，如在第三实施例中一样，根据此实施例的第四穿孔面板240尽管安装在冷流体出口汇管170上然而并不直接焊接到冷流体出口汇管170。
根据此实施例的第四穿孔面板240在其两端处平行于芯体190延伸且远离芯体190。另外，根据此实施例的第四穿孔面板240适配在单一支撑构件420与芯体190之间，而非如在第三实施例中一样适配在所述两个支撑构件420之间。
换句话说，单一支撑构件420是以与芯体190分离开预定距离的方式焊接到冷流体出口汇管170，以使得平行于芯体190而延伸的第四穿孔面板240的两端适配在支撑构件420与芯体190之间且第四穿孔面板240在其位于适配在支撑构件420与芯体190之间的端部中的每一者内的一部分处远离芯体190。
由于根据此实施例的第四穿孔面板240适配在将不被牢固地固定到冷流体出口汇管170的支撑构件420与芯体190之间，因此尽管由于与处于超低温的蒸发气体接触而遭受收缩，然而所述第四穿孔面板会免于弯曲或断裂，且位于第四穿孔面板与冷流体出口汇管之间的接头也可免于断裂。
优选地，支撑构件420尽可能的小到使得所述支撑构件可适应第四穿孔面板240的收缩的程度，且支撑构件420与芯体190之间的距离尽可能的短到使得第四穿孔面板240在遭受收缩时可略微移动的程度。另外，优选地，平行于芯体而延伸的第四穿孔面板240的两端尽可能的短到使得所述第四穿孔面板可适配在支撑构件420与芯体190之间且所述第四穿孔面板由于收缩而造成的变形及移动为可容许的程度。
与第四穿孔面板240相似，第一穿孔面板到第三穿孔面板210、220、230中的每一者在其两端处平行于芯体190延伸且远离芯体190。具体来说，第一穿孔面板210在其两端处适配在被焊接到热流体入口汇管120的支撑构件与芯体190之间，第二穿孔面板220在其两端处适配在被焊接到热流体出口汇管130的支撑构件与芯体190之间，且第三穿孔面板230在其两端处适配在被焊接到冷流体入口汇管160的支撑构件与芯体190之间。
图24(a)是热交换器的整体的示意图，图24(b)是区块的示意图，且图24(c)是通道板的示意图。
参照图24(a)、图24(b)和图24(c)，其中在冷流体与热流体之间发生热交换的芯体190包括多个区块192，且区块192中的每一者具有其中多个冷流体通道板194与多个热流体通道板196彼此交替堆叠的结构。通道板194、196中的每一者包括多个流体通道。
图25(a)是在方向“c”上观察时图24(c)所示冷流体通道板的示意图，图25(b)是典型热交换器的冷流体通道板的通道的示意图，图25(c)是根据本发明第五实施例的热交换器的冷流体通道板的通道的示意图，且图25(d)是根据本发明第六实施例的热交换器的冷流体通道板的通道的示意图。
参照图25(a)、图25(b)、图25(c)和图25(d)，尽管如图25(a)中所示雕刻在通道板中的通道198的宽度是大体均匀的且是笔直的，然而根据本发明第五实施例及第六实施例的热交换器中的每一者包括被配置成抵挡流体流动的通道。
参照图25(c)，根据第五实施例的热交换器包括多个通道198，所述多个通道198在其进入口处较窄。换句话说，如在图24(c)所示方向“c”上所见，根据此实施例的通道198在进入口处具有较小的横截面积。
在进入口处具有较小横截面积的通道198使得进入所述通道的流体能够因此受到抵挡且以扩散的方式流动，由此减少或防止对所述流体的供应集中在所述多个区块中的一者中。
参照图25(d)，根据第六实施例的热交换器包括多个锯齿形(zigzagshape)通道198。之字形通道198使得进入所述通道的流体能够因此受到抵挡且以扩散的方式流动，由此减少或防止对所述流体的供应集中在所述多个区块中的一者中。
如上所述，根据本发明的第五实施例及第六实施例的热交换器中的每一者包括被配置成抵挡流体的流动的通道且因此可在不使用用于流体扩散的单独构件的条件下减少或防止对制冷剂的供应集中在多个区块中的一者中。
应理解，所属领域中的技术人员可在不背离本发明的精神及范围的条件下作出各种润饰、变化、变更及等效实施。