混合流蒸發式冷凝器中鼓泡板片噴淋側熱質傳遞研究

周慶權 張坤龍 潘旭光 劉婧楠 高 明 陳永保 彭 昕,3 章立新

(1 上海理工大學能源與動力工程學院 上海市動力工程多相流動與傳熱重點實驗室 上海 200093；2 浙江三新科技有限公司 紹興 312521；3 中化工程滄州冷卻技術有限公司 滄州 061000)

凝汽式熱力發電需要冷凝電廠乏汽，然后將廢熱排放給環境，早期以水冷和空冷為主[1]，且大部分水冷向環境水體直接排放。目前水冷主要通過開式冷卻塔向空氣釋放循環冷卻水所攜帶的冷凝廢熱。蒸發式冷凝器原較多應用于制冷行業，現也擴展應用于電廠乏汽冷凝和石化行業的工藝冷凝，原理兼備水冷和空冷的特點，相比于其它兩種冷凝器具有傳熱效率高、結構緊湊、節能節水和應用廣泛等優點[2-4]。

國內用蒸發式冷凝器冷凝電廠乏汽尚在起步階段。杜小澤等[5]建立了管式蒸發冷凝器的理論分析模型,獲得了噴淋水溫度、空氣和蒸氣的焓值在小型汽輪機排氣冷凝器內沿程變化的規律。鐘振興[6]建立了板殼蒸發式乏汽凝汽器的熱質傳遞模型，所研究板殼蒸發式乏汽凝汽器的空氣及水側通道、水蒸氣側通道間距均為19.6 mm，得到最佳淋水密度為0.20 kg/(m·s)，同時通過對實驗數據的回歸分析得到水膜傳熱系數、氣-液兩相間的傳質舍伍德數和對流傳熱努塞爾數、空氣側壓降歐拉數的實驗計算關聯式。呂凱等[7]將板式蒸發式冷凝器輔助運用于300 MW直接空冷機組中，降低空冷島熱負荷，降低機組背壓。

板式蒸發式冷凝器相較于管式蒸發式冷凝器，不僅結構簡單，而且可以采用溢流或引流到板片的布水方式，使布水更均勻，同時消除了噴淋帶來的氣側阻力，是近年新興的一種蒸發式冷凝器。董俐言[8]對板式蒸發式冷凝器進行數值模擬研究，結果表明，板式蒸發冷凝器的熱流密度隨濕球溫度的升高而減小，幾乎不受進口干空氣干球溫度的影響。簡棄非等[9]研究空氣濕度對板式蒸發式冷凝器傳熱性能的影響,結果表明，當進入板片間的空氣相對濕度由85%增至90%時，板片的平均熱流密度和傳熱系數均隨相對濕度的增加而減小。Liu Q. M.等[10]對波紋板的蒸發式冷凝器進行數值模擬，研究了水膜流動與風速、風向的相互影響，結果表明，氣水順流比逆流更有優勢。D. Pandelidis等[11]實驗研究了8種不同非金屬材質的板片蒸發式空氣冷卻器，發現合成纖維板材更適合應用于這類蒸發式空冷器。

蒸發式冷凝器按噴淋水與空氣流向的不同又可分為逆流、橫流、混合流等多種形式，其中混合流不易使水膜脫離換熱壁面產生干點，故具有一定優勢。綜合板式及混合流的優點，本文在將混合流鼓泡板片蒸發式冷凝器用于電廠乏汽冷凝的背景下，通過研究噴淋側熱質傳遞規律及板間結構優化，以期提高鼓泡板片蒸發式冷凝器應用于電廠乏汽冷凝的技術經濟性。

混合流鼓泡板片蒸發式冷凝器的結構如圖1所示。溫度為tw1的噴淋水由底部經泵抽至上部向下布水，經過鼓泡板片后溫度升高至tw2，再流經填料區降溫回至tw1；焓值為hi的外界空氣在風機作用下，分別從板片區域的頂部和填料區域的側面流入，與噴淋水進行熱質交換，焓值為hpo和hfo的兩股空氣混合后進風機排出，焓值為ho。因此，在板片上半部，噴淋水與空氣呈順流，在板片下半部，噴淋水與空氣呈斜向流，而乏汽從板片上部進入，冷凝水從下部流出，與噴淋水整體呈順流；在填料區域，噴淋水與空氣呈橫流。

圖1 混合流鼓泡板片蒸發式冷凝器結構

由于前人對板片間距的研究主要以數值模擬為主，實驗研究較少，且對于板片間凹坑與凸胞相對位置的研究非常欠缺，因此本文通過實驗對相鄰板片的間距和板片間凹坑與凸胞的相對位置進行研究，以優化板式蒸發式冷凝器的結構。

1 實驗臺設計

為研究鼓泡板片噴淋水側的熱力與阻力特性，本文針對冷凝等溫特征設計并搭建了實驗臺，如圖2所示。實驗臺主要由鼓泡板片實驗段、噴淋水系統、冷卻風系統3部分構成。實驗臺采用電加熱模擬穩定工況下恒壁溫的冷凝放熱，通過調節電加熱量，可將板片的壁面溫度控制在60 ℃，使其處于乏汽冷凝溫度范圍內。

圖2 混合流蒸發式冷凝器鼓泡板片噴淋水側熱力與阻力特性實驗臺

實驗臺中的鼓泡板片實驗段主要由鼓泡板片、導熱泥均溫層、電加熱層、絕熱層、背板組成，如圖3所示。圖4所示為鼓泡板片實物及板片凸胞的結構尺寸。鼓泡板片的內側壁上均布16個線徑為0.3 mm的銅-康銅熱電偶，其熱端與板的內側壁緊貼并用導熱泥壓緊，冷端置于冰水混合物中，用于監測板的壁溫(忽略板片的導熱熱阻)。在導熱泥中均勻埋入電加熱線，導熱泥后覆蓋絕熱材料，并在背板與鼓泡板的接縫間加密封墊后通過螺栓連接，確保試件不漏水。背板內側(背板與絕熱材料間)也布置1個熱電偶，以監測背板處的漏熱。板片間距D為凹點的間距(即流道最大間距，因板片壓制時，四周法蘭面與凹點平齊)，截面風速取板片間截面的平均風速(即計算風道橫截面時取兩板片凹點與凸點中位面間的距離D0，并忽略水膜厚度)，D和D0的關系如圖3所示[12]。

圖3 鼓泡板片實驗段結構

圖4 鼓泡板片表面形狀

噴淋水管路上串接兩個空冷器，可用于模擬有填料的蒸發式冷凝器(圖1)中填料部分對噴淋水的冷卻。但本文僅關注板片噴淋側的熱力與阻力特性，不研究設備的整體性能，所以以下各實驗工況均未開啟空冷器，相當于僅有鼓泡式板片的蒸發冷凝器。

此外，不同工質的冷凝表現為冷凝溫度不同，即板片壁溫不同，故本文實驗臺可以模擬不同冷凝工質，該設計使實驗臺操作簡便、目的性強、靈活性高。

2 實驗方法與數據處理

影響鼓泡板片蒸發式冷凝器換熱性能的主要因素有：板片間凹坑與凸胞的相對位置、噴淋水量、板片間距和風量。因此，本文用控制變量法進行實驗研究，各變量信息如下：

1)板片間凹坑與凸胞的相對位置。鼓泡板片結構分為凸對凸(凹對凹)和凸對凹兩種，其中凸對凸(凹對凹)稱為正位，凸對凹稱為錯位，如圖5所示。

圖5 板片間凹坑與凸胞的相對位置

2)噴淋水量、板片間距和風量。將噴淋水量、板片間距和風量在一定的范圍內進行分段取值，具體設定值如表1所示。

表1 變量的設定值

2.1 實驗方法

根據實驗方案，始終控制板片溫度約為60 ℃，在正位和錯位及一定板間距下，調節不同噴淋水量和風量，實時采集進出口空氣的干濕球溫度，待數據穩定后記錄大氣壓p0、進出口空氣的干球溫度tθ,i和tθ,o、進出口空氣的濕球溫度tτ,i和tτ,o、進出口空氣壓損Δpa、兩板片壁溫(即模擬的冷凝溫度)tb1和tb2、兩背板的內壁溫tbb1和tbb2、噴淋水溫度tw、風量Ga、噴淋水流量Gw。

本實驗的熱平衡：

Qr,e=Qa+Qw+Qs

(1)

熱平衡偏差β:

(2)

本文允許熱平衡偏差β在10%以內，若β在10%以內，則認為實驗數據合理有效。在有效實驗數據的基礎上研究板片的換熱性能與上述各變量之間的聯系。

2.2 數據處理

1)熱平衡偏差β的計算

由于實驗采用電加熱來模擬電廠乏汽側的冷凝放熱情況，故乏汽側放熱量Qr,e：

Qr,e=UI×10-3

(3)

鼓泡板片換熱過程中外掠空氣所帶走熱量Qa[13]：

Qa=Gaρa(ha,o-ha,i)

(4)

其中ha,i、ha,o的計算通過大氣壓p0及干濕球溫度tθ和tτ按國標GB/T 7190.1—2018附錄A[14]中公式(A.6)計算。

噴淋水帶走熱量Qw：

Qw=cwGwρw(tw,o-tw,i)

(5)

兩背板漏熱損失Qs：

(6)

按上述公式計算得到Qr,e、Qa、Qw、Qs，即可按式(2)計算熱平衡偏差β。

2)熱質傳遞系數

本文的研究有蒸發傳熱和對流接觸傳熱，故定義熱質傳遞系數K為單位溫差下單位蒸發面積所能傳遞的熱量，按式(7)計算：

(7)

此處引入兩個自定義系數，板間熱質傳遞系數Kb和系統熱質傳遞系數Kz。Kb表示板片外噴淋水側的換熱能力，式(7)中Q按通過板片間的空氣帶走熱量Qa計算。Kz表示整個實驗系統的換熱能力，式(7)中Q按通過板片間的空氣帶走熱量Qa以及噴淋水溫增帶走的熱量Qw之和計算。

以空氣濕球溫度為基準的板片與空氣的對數平均溫差計算如式(8)[15]所示：

(8)

3 實驗結果與分析

3.1 噴淋水量和風量對板片噴淋水側熱質傳遞的影響

實驗表明，針對不同板間距，噴淋水量變化對板片噴淋水側性能的影響規律一致，因此只取板間距為25 mm的情況進行闡述。圖6所示為板片間凹坑與凸胞的相對位置為正位和錯位時的Kz和Kb隨噴淋水量Gw的變化。

圖6 板間距為25 mm時不同風量下熱質傳遞系數隨噴淋水量的變化

由圖6可知，在噴淋水量的實驗范圍內，Kz和Kb均隨Gw的增大而增大，其中Kb增大的速率隨Gw增大而變緩。Kz和Kb均隨風量的增大而增大。

分析原因是，在Gw增加的初期，適當增加Gw改善了鼓泡板片表面水膜分布的均勻性，有利于噴淋水在鼓泡板片表面蒸發，提升鼓泡板片的換熱效果。但隨著Gw逐漸增大，鼓泡板片外側水膜的厚度也不斷增大，導致鼓泡板片外側水膜熱阻不斷增大，進而占據主導地位，使鼓泡板片噴淋水側的換熱能力弱化。同時隨著Gw的增加，水泵功耗也相應增加，因此選擇Gw時要綜合考慮。風量的增大加快了氣水間的相對流速，有利于對流換熱和蒸發，更多的空氣也有利于攜帶出更多的熱量。

3.2 板間距對板片噴淋水側熱質傳遞及阻力性能的影響

針對不同噴淋水量，板間距對板片噴淋水側性能的影響規律仍是一致的，故只取Gw為300 L/h的情況闡述其規律。圖7所示為板片間凹坑與凸胞的相對位置為正位和錯位時的Kz和Kb隨板間距B的變化。由圖7可知，在板間距的實驗范圍內，無論板片處于正位布置還是錯位布置，Kz均隨B的增大而減小，且當B超過30 mm時，隨著B的增大，Kz數值變化量逐漸變緩。

圖7 噴淋水量為300 L/h時不同風量下熱質傳遞系數隨板間距的變化

圖8所示為不同風量下板間空氣進出口壓損Δp隨板間距B的變化。由圖8可知，Δp隨B的增大而減小，而且在小間距時變化劇烈，在大間距時變化平緩。

圖8 噴淋水量為300 L/h時不同風量下板間空氣進出口壓損隨板間距的變化

關于Δp的變化，隨著B增大，空氣的流通截面積增大，經過換熱后的濕熱空氣的流動阻力損失減小，因此B由20 mm增至30 mm時，Δp下降顯著；隨著B的進一步增大，空氣的流通截面積繼續增大，但此時空氣的流通截面積對于流動阻力損失的影響減弱，因此再增加B，并不會對Δp產生較大影響，所以當B在30～40 mm之間Δp的變化趨于平緩。

3.3 板片間凹坑與凸胞的相對位置對噴淋水側熱質傳遞及阻力性能的影響

分別對比圖6和圖7可知，在其它變量相同時，錯位布置對應的Kz和Kb均大于正位布置。由圖8可知，錯位布置對應的Δp整體小于正位布置。

分析原因是，相較于正位布置，錯位布置的流道截面積均勻，如圖5所示。錯位布置時，流道截面順暢，空氣與水膜熱質交換較充分，有利于噴淋水在鼓泡板片表面蒸發，換熱能力更好。而正位布置時流道截面忽大忽小，相當于有多個節流點，因此正位布置的壓損大于錯位布置，但隨著板間距的增大，正位布置的節流效應減弱，二者差異逐漸縮小。因此在實際應用中，對于鼓泡板片蒸發式冷凝器中鼓泡板片換熱器的設計應盡量考慮錯位布置，換熱效果更好，能耗更低。

4 結論

為使實驗參數更有普適性和代表性，將噴淋水量換算為板片單位寬度上的值(即對240 mm的板寬，100、200、300、400 L/h的噴淋水量對應的單位寬度淋水量分別為0.116、0.231、0.347、0.462 kg/(s·m))。將風量換算為平均截面風速，如表2所示。

表2 平均截面風速(單位：m/s)

1)本實驗過程中，單位寬度噴淋水量的范圍為0.116～0.462 kg/(s·m)，適當增加噴淋水量，鼓泡板片的系統熱質傳遞系數和板間熱質傳遞系數均隨噴淋水量的增加而增大，換熱性能更好，建議不低于0.347 kg/(s·m)。

2)無論板片處于正位布置還是錯位布置，由于小間距對空氣的流動邊界層擾動更大，因此板片的換熱性能隨板間距的增大而減小，同時也需考慮小間距帶來的壓損過大問題，故板間距取25 mm較為合適。

3)從整體傳熱系數結果來看，錯位布置的換熱效果是正位布置的1.1～1.4倍。

4)從流道布置來看，相較于正位布置，錯位布置時換熱能力強、壓損小，在設計時應優先考慮錯位布置。

5)傳熱系數和壓損均隨截面平均風速增大而增大，綜上所述優選條件：板間距為25 mm、錯位布置、單位寬度噴淋水量為0.347 kg/(s·m)、平均截面風速為6.66 m/s、系統熱質傳遞系數為140.009 W/(m2·K)、板間熱質傳遞系數為168.672 W/(m2·K)、壓損為23 Pa。

符號說明

tw1——噴淋水收水池的水溫， ℃

tw2——流經鼓泡板片后的水溫， ℃

hi——環境空氣焓值， kJ/kg

hpo——流經鼓泡板片后空氣的焓值， kJ/kg

hfo——流經填料后空氣的焓值， kJ/kg

ho——風機出口空氣的焓值， kJ/kg

D——兩板之間流道距離最大值， mm

D0——兩板之間凹點與凸點中位面間的距離， mm

p0——大氣壓力， kPa

Δpa——進出口空氣壓損， Pa

tθ,i、tθ,o——進、出口空氣干球溫度， ℃

tw——噴淋水溫度， ℃

Qa——外掠板片空氣所帶走熱量， W

Qw——噴淋水所帶走的熱量， W

Qs——實驗系統熱損失， W

U——電加熱的電壓， V

I——電加熱的電流， A

Qr,e——電加熱側的放熱量， kW

Ga——風量， m3/s

ρa——空氣密度， kg/m3

ha,i、ha,o——空氣進、出口焓， kJ/kg

cw——噴淋水的比熱容， kJ/(kg·℃)

Gw——噴淋水的質量流量， L/h

ρw——噴淋水的密度， kg/m3

tw,i、tw,o——噴淋水入口、出口溫度， ℃

A——單塊絕熱板的面積， m2

λ——絕熱板的導熱系數， 0.018 kW/(m·℃)

δ——絕熱板的厚度， 10 mm

tb1、tb2——兩板片的壁溫， ℃

tbb1、tbb2——兩背板的內壁溫， ℃

K——熱質傳遞系數， kW/(m2·℃)

tτ,i，tτ,o——水膜-空氣側的進、出口濕球溫度， ℃

tb——板片的壁溫(即冷凝溫度)， ℃

Δtm——板片與空氣的對數平均溫差，℃

B——板間距， mm