趙帥 孫友宏 郭威 賈瑞 王元 陳光華

（吉林大學(xué)建設(shè)工程學(xué)院 長春 130026）

天然氣水合物泥漿制冷換熱器的分析

趙帥 孫友宏 郭威 賈瑞 王元 陳光華

（吉林大學(xué)建設(shè)工程學(xué)院 長春 130026）

天然氣水合物泥漿制冷系統(tǒng)的換熱器對(duì)于天然氣水合物的開采非常關(guān)鍵。本文以天然氣水合物自然狀態(tài)下的存在條件為依據(jù)，分析研究不同類型的換熱器，對(duì)鉆探取樣方法獲取保真的天然氣水合物巖礦心的影響，對(duì)相同換熱面積的同軸套管式換熱器和螺旋板式換熱器在同種工況下的傳熱效率進(jìn)行對(duì)比分析，采用傳熱計(jì)算、數(shù)值模擬和室內(nèi)實(shí)驗(yàn)相結(jié)合的方法，證明在相同的換熱面積和同種工況下，螺旋板式換熱器的換熱效率可以提高70%，在滿足水合物鉆探取樣要求條件下，可以有效地節(jié)省資源。

天然氣水合物；螺旋板式換熱器；傳熱效率；數(shù)值模擬

天然氣水合物賦存于高壓低溫的特殊條件下［1］，鉆井過程中泥漿的溫度會(huì)因吸收熱量而升高，并且高于地層孔隙水壓力對(duì)應(yīng)的相平衡溫度時(shí)，將造成水合物由于溫度過高而分解，從而無法獲取水合物的巖心樣品。在水合物的鉆探取心施工中，為了獲得原狀水合物巖心的樣品，必須嚴(yán)格控制鉆井泥漿的溫度。因此在天然氣水合物的鉆探取心過程中，必須使用鉆井泥漿制冷系統(tǒng)將泥漿的溫度控制在0℃左右，使水合物不發(fā)生分解，滿足天然氣水合物巖心鉆探施工的要求。

國外天然氣水合物勘探中，在加拿大馬更些地區(qū)“Mallik 2L?38”天然氣水合物勘探井中，泥漿冷卻裝置采用的是平板式換熱器，可以將泥漿溫度冷卻至2℃左右［2］，但是2001年加拿大在“Mallik3 L?38”鉆探施工中，由于泥漿冷卻器冷卻能力過小，泥漿溫度過高，引起凍土層融化，擴(kuò)徑等問題；2003年在美國阿拉斯加北坡天然氣水合物試采井“熱冰1井”中，采用不帶有螺旋板式換熱器的泥漿制冷系統(tǒng)，泥漿冷卻維持在－5℃左右［3］；2007年在美國阿拉斯加北坡“埃爾伯特峰天然氣水合物地層測(cè)試井”鉆探中，采用美國Drillcool公司研制的帶有螺旋板式換熱器泥漿冷卻裝置，泥漿冷卻至－2℃左右［4－5］，在滿足水合物取心要求的同時(shí)減少了能量消耗。

在青海木里盆地、西藏羌塘盆地和黑龍江漠河盆地進(jìn)行的天然氣水合物科學(xué)鉆探中，采用的是吉林大學(xué)建設(shè)工程學(xué)院研制的天然氣水合物泥漿制冷系統(tǒng)，這種制冷系統(tǒng)所采用的是同軸套管式換熱器［6－7］，其內(nèi)外管均是光管，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，易于清洗除垢，適用于容易結(jié)垢的流體［18］，可以將溫度動(dòng)態(tài)的控制在低溫范圍內(nèi)，但是這種換熱器自動(dòng)化程度低，多次出現(xiàn)換熱器內(nèi)部泥漿結(jié)冰堵塞現(xiàn)象，占地面積大，設(shè)備搬遷困難，換熱效率低，為順利獲取天然氣水合物原狀樣品埋下隱患。因此本文優(yōu)化設(shè)計(jì)泥漿制冷系統(tǒng)，對(duì)其關(guān)鍵部分換熱器進(jìn)行改進(jìn)優(yōu)化，采用螺旋板式換熱器［16］。通過計(jì)算、模擬與實(shí)驗(yàn)，與同軸套管式換熱器對(duì)比，確定效率最高的換熱器，為泥漿制冷系統(tǒng)的優(yōu)化提供依據(jù)，指導(dǎo)野外工作。

1 傳熱計(jì)算

根據(jù)天然氣水合物鉆探取心的工藝設(shè)計(jì)［8－10］，給定泥漿與乙二醇溶液的各種性能參數(shù)如表1和表2所示。

表1泥漿的主要性能Tab.1 Main properties of mud

表2 30%濃度乙二醇溶液的主要參數(shù)Tab.2 The main parameters of ethylene glycol solution in 30%concentration

1.1換熱功率的計(jì)算

根據(jù)給定參數(shù)條件，由方程組：

式中：Q1為泥漿的換熱功率，kW；Q為換熱功率，kW。

假定乙二醇溶液在換熱器的進(jìn)口溫度t21＝－10℃，流量G2＝60 L／min，根據(jù)乙二醇溶液的密度ρ2和比熱容c2等已知條件，由方程組：

式中：Q2為乙二醇溶液的換熱功率，kW；t22為乙二醇在換熱器出口的溫度，℃

1.2平均溫度差Δtm的計(jì)算

1.3確定換熱面積

在實(shí)驗(yàn)室條件下，采用15%的乙二醇溶液代替泥漿進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，因此介質(zhì)的種類就是有機(jī)液與有機(jī)液，采用逆流的流動(dòng)型式和對(duì)流傳熱的傳熱方式，根據(jù)《換熱器設(shè)計(jì)手冊(cè)》［12］選取換熱器總傳熱系數(shù)的推薦值，選取k＝465 W／（m2·K）。

1.4計(jì)算k值

雷諾數(shù)計(jì)算公式：

式中：ρ為密度，kg／m3；d為管徑，對(duì)于乙二醇水溶液所對(duì)應(yīng)的直徑為當(dāng)量管直徑，mm；v為流速，m／s；μ為動(dòng)力黏度，mPa·s。

威熱斯實(shí)驗(yàn)關(guān)聯(lián)式［15］：

式中：Pr為普朗特?cái)?shù)。

換熱系數(shù)公式：

式中：λ為內(nèi)管導(dǎo)熱系數(shù)，W／（m·K）。

傳熱系數(shù)經(jīng)驗(yàn)公式［1］：

式中：a2為載冷劑乙二醇水溶液對(duì)內(nèi)管壁對(duì)流換熱器系數(shù)，W／（m2·K）；r0為管外壁污垢系數(shù)，取r0＝0.000 1（m2·K）／W；δ為管壁厚度，mm；D0為內(nèi)管外徑，mm；Dm為內(nèi)管的平均直徑，mm；ri為管內(nèi)壁污垢系數(shù)，取ri＝0.000 4（m2·K）／W；a1為泥漿對(duì)內(nèi)管壁對(duì)流換熱器系數(shù)，W／（m2·K）。

1.5比較算出的k值與選定推薦值的關(guān)系

在誤差允許范圍內(nèi)，傳熱基本合理。

2 同軸套管式換熱器與螺旋板式換熱器的幾何設(shè)計(jì)

根據(jù)傳熱計(jì)算得出，所需要的有效換熱面積為1.07 m2時(shí)能夠滿足天然氣水合物鉆探取心對(duì)溫度的要求，保證天然氣水合物的天然賦存狀態(tài)的真實(shí)度，因此將螺旋板式換熱器與同軸套管式換熱器的有效換熱面積設(shè)計(jì)為1.1 m2［11－14］。其規(guī)格分別如表3和表4所示。

表3 螺旋板式換熱器的規(guī)格Tab.3 The specifications of spiral plate heat exchanger

表4 同軸套管式換熱器的規(guī)格Tab.4 Specification for coaxial tube heat exchangers

根據(jù)傳熱計(jì)算與幾何設(shè)計(jì)的結(jié)果，采用三維制圖軟件SolidWorks，分別畫出螺旋板式換熱器與同軸套管式換熱器的三維流道模型，如圖1所示。

圖1 螺旋板式換熱器與同軸套管式換熱器的幾何設(shè)計(jì)Fig.1 The spiral plate heat exchanger and coaxial tube heat exchanger

利用ANSYS軟件中的workbench模塊進(jìn)行網(wǎng)格的劃分和邊界條件的設(shè)置，邊界條件的設(shè)置依據(jù)表3和表4；網(wǎng)格劃分采用的方式為八叉樹的方法，網(wǎng)格大小設(shè)置為0.01 mm，本次網(wǎng)格劃分為六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，其區(qū)域光滑與實(shí)際的模型更容易接近（如圖2所示），然后利用fluent軟件進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證，在網(wǎng)格大小由0.01 mm減小到0.001 mm，所進(jìn)行的傳熱模擬在設(shè)置工況下，出口溫度的變化不大說明在網(wǎng)格大小為0.01 mm時(shí)已經(jīng)達(dá)到網(wǎng)格無關(guān)。

圖2 螺旋板式換熱器與同軸套管式換熱器網(wǎng)格劃分示意圖Fig.2 The grid partition of spiral plate heat exchanger and coaxial tube heat exchanger

將workbench劃分好的網(wǎng)格導(dǎo)入ICEMCFD進(jìn)行網(wǎng)格的二次劃分，并檢查網(wǎng)格質(zhì)量。根據(jù)網(wǎng)格質(zhì)量檢查圖可以看到，無論是同軸套管式換熱器還是螺旋板式換熱器的網(wǎng)格劃分，其決定指標(biāo)determinant（表示測(cè)量單元變形）均大于0.6，滿足大部分求解器大于0.1的網(wǎng)格質(zhì)量要求。

3 數(shù)值模擬

數(shù)值計(jì)算的模型分別依據(jù)表1和表2。根據(jù)傳熱學(xué)的研究表明，影響換熱器傳熱效率的主要因素是泵量、傳熱系數(shù)、對(duì)數(shù)平均溫差、流體的入口溫度和換熱器的有效換熱面積；兩種換熱器均采用對(duì)流傳熱的換熱方式，而在該實(shí)驗(yàn)中對(duì)數(shù)平均溫差只與傳熱流體的流動(dòng)方式有關(guān)，所以對(duì)數(shù)平均溫差相同；換熱器類型已經(jīng)確定，控制流體的入口溫度，這樣載冷劑的泵量就成為影響傳熱系數(shù)的主要因素，所以在本設(shè)計(jì)中傳熱系數(shù)可以由泵量確定。數(shù)值模擬的邊界條件如表5所示。

在數(shù)值模擬的過程中設(shè)置乙二醇的入口為in?let1，出口為outlet1；設(shè)置泥漿的入口為inlet2，出口為outlet2。計(jì)算中設(shè)置的起始點(diǎn)為inlet1，由于模擬的過程中泥漿泵的流量、進(jìn)口溫度和載冷劑的入口溫度保持不變，因此通過制冷劑泵量的變化監(jiān)測(cè)泥漿出口溫度的變化評(píng)價(jià)兩種換熱器的換熱效果。

表5數(shù)值模擬邊界條件Tab.5 Boundary conditions for numerical simulation

根據(jù)同軸套管式換熱器的溫度迭代關(guān)系曲線可以獲知，在迭代步數(shù)為100步以后達(dá)到穩(wěn)定的收斂狀態(tài)。在出口處設(shè)置監(jiān)測(cè)點(diǎn)并打開檢測(cè)器全程監(jiān)控出口溫度的變化趨勢(shì)，當(dāng)制冷劑泵量為1.5 m3／h時(shí)，監(jiān)測(cè)數(shù)據(jù)顯示泥漿出口outlet2的最大溫度為271.78 K、最小溫度為271.43 K；當(dāng)制冷劑泵量為2.5 m3／h時(shí)，泥漿出口outlet2的最大溫度為271.29 K、最小溫度為271.02 K；當(dāng)制冷劑泵量為3.5 m2／h時(shí)，泥漿出口outlet2的最大溫度為 270.71 K、最小溫度為270.54 K；將所獲得的出口溫度文件每隔10 s選取數(shù)據(jù)，導(dǎo)入excel做出出口溫度隨迭代步數(shù)（時(shí)間，每秒迭代10次）的變化曲線，如圖3所示。

由圖3可知，當(dāng)保持泥漿的泵流量為3.5 m3／h時(shí)，乙二醇的泵量為1.5 m3／h并且以1.0 m3／h逐次增加，泥漿進(jìn)出口的溫差由1.5℃增加到2℃左右，出口溫度由－1.5℃降低到－2.5℃，乙二醇進(jìn)出口的溫差由4℃逐次減小到2℃，當(dāng)泵量達(dá)到3.5 m3／h時(shí)，乙二醇的進(jìn)出口溫差為2℃，泥漿進(jìn)出口的溫差達(dá)到最大2℃，此時(shí)泥漿的出口溫度約為－2.5℃。

圖3 同軸套管式換熱器不同泵量的模擬結(jié)果曲線圖Fig.3 TThe simulation results curve of coaxial tube heat exchangers with different pump flow

根據(jù)螺旋板式換熱器的溫度迭代關(guān)系曲線可知，在迭代步數(shù)為250步以后達(dá)到穩(wěn)定的收斂狀態(tài)。在出口處設(shè)置監(jiān)測(cè)點(diǎn)并打開檢測(cè)器全程監(jiān)控出口溫度的變化趨勢(shì)，當(dāng)制冷劑泵量為1.5 m3／h時(shí)，監(jiān)測(cè)數(shù)據(jù)顯示泥漿出口outlet2的最大溫度為271.98 K、最小溫度為271.54 K；當(dāng)制冷劑泵量為2.5 m3／h時(shí)，泥漿出口outlet2的最大溫度為271.19 K、最小溫度為271.05 K；當(dāng)制冷劑泵量為3.5 m3／h時(shí)，泥漿出口outlet2的最大溫度為270.17 K、最小溫度為269.08 K；將所獲得的出口溫度文件每隔10 s選取數(shù)據(jù)，導(dǎo)入excel做出出口溫度隨迭代步數(shù)（時(shí)間，每秒迭代10次）的變化曲線，如圖4所示。

圖4 螺旋板式換熱器不同泵量的模擬結(jié)果曲線圖Fig.4 The simulation results curve of spiral plate heat exchanger with different pump flow

由圖4可知，當(dāng)保持泥漿的泵量為3.5 m3／h時(shí)，乙二醇的泵量為1.5 m3／h并且以1.0 m3／h逐次增加，泥漿進(jìn)出口的溫差由1.5℃增加到2℃左右，泥漿的出口溫度降低，當(dāng)乙二醇的泵量高于2.5 m3／h以后，泥漿的動(dòng)態(tài)制冷處于動(dòng)態(tài)平衡狀態(tài)，進(jìn)出口溫差基本穩(wěn)定在2℃左右，當(dāng)泵量達(dá)到3.5 m3／h以后，出口的溫度達(dá)到最低值約為－4℃，由于泵量在2.5 m3／h以后泥漿的進(jìn)出口溫差基本保持穩(wěn)定，因此泵量為2.5 m3／h是螺旋板式換熱器工作的最佳工況。

通過數(shù)值模擬結(jié)果的對(duì)比，相同工況條件下，相同換熱面積的螺旋板式換熱器與同軸套管式換熱器，螺旋板式換熱器的換熱效率比同軸套管式換熱器高1.6倍。由迭代關(guān)系曲線和換熱器數(shù)值模擬的結(jié)果可以看出，同軸套管式換熱器的換熱過程比較平緩，而螺旋板式換熱器的換熱過程比較劇烈。這是由于同軸套管式換熱器流體流經(jīng)內(nèi)壁隔板傳熱時(shí)，主要以熱傳遞的方式進(jìn)行傳熱，流體的流速、湍流強(qiáng)度沒有增加，因而傳熱過程平緩；螺旋板式換熱器的流道間隙更小，流道隔板之間設(shè)置有定距柱，這在一定程度上增加了流體的湍流強(qiáng)度，當(dāng)流體流經(jīng)狹小的縫隙時(shí)，被定距柱切割而產(chǎn)生氣泡，由于流體與氣泡的導(dǎo)熱系數(shù)不同，因此在出口處設(shè)置的監(jiān)控點(diǎn)位監(jiān)測(cè)到的溫度會(huì)有波動(dòng)。

4 室內(nèi)實(shí)驗(yàn)

采用30%濃度乙二醇溶液（表4）和泥漿（由15%濃度的乙二醇替代，表5）分別對(duì)螺旋板式換熱器與同軸套管式換熱器進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，設(shè)置泥漿的進(jìn)口泵量為3.5 m3／h，并且實(shí)驗(yàn)過程中維持該泵量不變，泥漿的初始進(jìn)口溫度為2℃；設(shè)置乙二醇水溶液的初始進(jìn)口溫度為－10℃，初始泵量為1.5 m3／h，以0.5 m3／h的差值，分別依次增大乙二醇溶液的泵量，采用顯示精度為0.01℃的PT100A級(jí)溫度傳感器得到實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)如表6和表7所示。根據(jù)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)繪制圖形如圖5所示。

5 實(shí)驗(yàn)結(jié)果討論與分析

控制泥漿的泵量穩(wěn)定在3.5 m3／h，乙二醇的泵量為1.5 m3／h并且以0.5 m3／h逐次增加，在保持泥漿的進(jìn)口溫度相同的情況下，同軸套管式換熱器乙二醇進(jìn)出口的溫差比螺旋板式換熱器乙二醇進(jìn)出口的高0.2～0.3℃；對(duì)于泥漿，同軸套管式換熱器泥漿進(jìn)出口的溫差比螺旋板式換熱器泥漿進(jìn)出口的溫差低0.8℃，所以螺旋板式換熱器的傳熱效率更高。即在載冷劑泵量相同的情況下，螺旋板式換熱器消耗的能量更少，能量的有效利用率更高，這是因?yàn)槁菪迨綋Q熱器具有強(qiáng)化對(duì)流傳熱的作用機(jī)理。首先螺旋板式換熱器的流道之間焊接有定距柱，定距柱對(duì)低溫乙二醇溶液具有擾動(dòng)作用，使其形成湍流；其次當(dāng)發(fā)生換熱的兩流體流經(jīng)相鄰間隙時(shí)，薄鋼板起到傳熱的作用，雖然換熱面積相同，但是螺旋形的流道增加了流體的路程，流體在流經(jīng)同軸套管式換熱器時(shí)只受到換熱器一側(cè)的制冷作用，而流體在流經(jīng)螺旋板式換熱器時(shí)卻處于載冷劑兩側(cè)的包圍中，因此提高了換熱效率；當(dāng)載冷劑的泵量高于2.5 m3／h之后，螺旋板式換熱器泥漿進(jìn)出口的溫差有所降低，因此當(dāng)載冷劑泵量為2.5 m3／h時(shí)，螺旋板式換熱器達(dá)到最佳工作狀態(tài)。在載冷劑泵量相同的情況下，螺旋板式換熱器泥漿進(jìn)出口的溫差更大，能量的有效利用率更高。

表6 螺旋板式換熱器的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)Tab.6 The experimental data of the spiral plate heat exchanger

表7 同軸套管式換熱器實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)Tab.7 The experimental data of the coaxial tube heat exchanger

圖5 兩種換熱器泥漿進(jìn)出口的溫差與泵量的關(guān)系Fig.5 The relationship between temperature and pump volume about exchangers

根據(jù)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)可知，同軸套管式換熱器的換熱過程比較平緩，螺旋板式換熱器的換熱過程比較劇烈；當(dāng)整個(gè)制冷系統(tǒng)采用同軸套管式換熱器時(shí)其制冷效率較低，而且同軸套管式換熱器占地面積大，導(dǎo)致整個(gè)制冷系統(tǒng)的搬運(yùn)轉(zhuǎn)移比較困難；相反當(dāng)制冷系統(tǒng)采用螺旋板式換熱器時(shí)制冷效率更高，而且螺旋板式換熱器體積小，在進(jìn)行高原凍土區(qū)的天然氣水合物的開采時(shí)易于搬運(yùn)，工作效率高。

通過分析兩種換熱器的進(jìn)出口的溫差可以得出，螺旋板式換熱器的換熱效率是同軸套管式換熱器的1.7倍，驗(yàn)證了數(shù)值模擬的準(zhǔn)確性。

6 結(jié)論

通過對(duì)天然氣水合物泥漿制冷系統(tǒng)中，相同換熱面積的同軸套管式換熱器與螺旋板式換熱器在同種工況條件下?lián)Q熱效果的分析研究，得出以下結(jié)論：

1）對(duì)螺旋板式換熱器進(jìn)行數(shù)值模擬，通過對(duì)該換熱器數(shù)值模擬結(jié)果的分析可知，0℃的泥漿經(jīng)過螺旋板式換熱器的制冷后，溫度降低為－3.5℃，數(shù)值模擬的結(jié)果與理論計(jì)算的結(jié)果相吻合，驗(yàn)證了設(shè)計(jì)環(huán)節(jié)的可靠性。

2）在泥漿制冷實(shí)驗(yàn)裝置的基礎(chǔ)上，對(duì)其關(guān)鍵部件換熱器部分進(jìn)行室內(nèi)實(shí)驗(yàn)，分別測(cè)試了螺旋板式換熱器與同軸套管式換熱器在相同條件下（表1，表2）的泥漿制冷效果。在所測(cè)試的載冷劑泵量范圍內(nèi)，螺旋板式換熱器的制冷效果更加明顯突出，天然氣水合物泥漿制冷系統(tǒng)的整體制冷效率是其采用同軸套管式換熱器時(shí)的1.7倍左右。與數(shù)值模擬結(jié)果和理論計(jì)算結(jié)果相吻合。

3）在滿足水合物鉆探取樣要求條件下，螺旋板式換熱器的體積和質(zhì)量較同軸套管式換熱器可減少50% ～60%。隨著載冷劑泵量的增加，兩種換熱器的制冷效果均有提升，但是在載冷劑的泵量為2.5 m3／h時(shí)，螺旋板式換熱器和同軸套管式換熱器均達(dá)到最優(yōu)工作狀態(tài)。

本文受中 國 地質(zhì)調(diào)查局 項(xiàng) 目 （GZHL20110320，GZHL201400303）資助。（The project was supported by China Geological Survey Project（No.GZHL20110320 ＆ No. GZHL201400303）.）

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Research on Heat Exchanger of Gas Hydrate Mud Cooling System

Zhao Shuai Sun Youhong Guo Wei Jia Rui Wang Yuan Chen Guanghua
（College of Construction Engineering，Jilin University，Changchun，130026，China）

The heat exchanger of the gas hydrate mud cooling system is very critical to the exploitation of gas hydrate.Based on the oc?currence characteristics of gas hydrate，the study focused on the effect of different kinds of heat exchanger to the original gas hydrate sam?ple acquired by drilling.Under the same conditions，the heat transfer efficiencies of coaxial heat exchanger and spiral heat exchanger with the same heat transfer area were measured and analyzed.By combining the experimental results with heat transfer calculation and numeri?cal simulation，it indicated that the heat efficiency of spiral heat exchanger was higher than that of coaxial heat exchanger 70%when the conditions required by coring hydrate sample was achieved.

natural gas hydrate；spiral plate heat exchanger；coefficient of heat transfer；numerical simulation

TB61＋1；TB657.5

A

0253－4339（2017）01－0080－08

10.3969／j.issn.0253－4339.2017.01.080

郭威，男，教授，博士生導(dǎo)師，吉林大學(xué)建設(shè)工程學(xué)院，（0431）88502678，E?mail：guowei6981＠jlu.edu.cn。研究方向：地下資源鉆采技術(shù)?，F(xiàn)在進(jìn)行的項(xiàng)目有：國家自然科學(xué)基金?脈沖蒸汽法開采凍土區(qū)天然氣水合物地層耦合傳熱機(jī)理研究，中國地質(zhì)調(diào)查局項(xiàng)目?凍土區(qū)天然氣水合物試采模擬技術(shù)研究等。

國家自然科學(xué)基金（51304079）資助項(xiàng)目。（The project was supported by the National Natural Science Foundation of China（No. 51304079）.）

2016年3月12日

About the corresponding author

Guo Wei，male，professor，Ph.D.supervisor，College of Con?struction Engineering，Jilin University，＋86 431?88502678，E?mail：guowei6981＠jlu.edu.cn.Research fields：drilling and ex? ploitation technology of underground resources.The author takes on project supported by the National Natural Science Foundation of the research on the coupling heat transfer mechanics of gas hy?drates stratum in permafrost by impulsion evapour exploitation，and the project supported by the China geological survey of the simulation technology of gas hydrates exploitation in permafrost，et al.