周庆权 张坤龙 潘旭光 刘婧楠 高 明 陈永保 彭 昕,3 章立新

(1 上海理工大学能源与动力工程学院 上海市动力工程多相流动与传热重点实验室 上海 200093；2 浙江三新科技有限公司 绍兴 312521；3 中化工程沧州冷却技术有限公司 沧州 061000)

凝汽式热力发电需要冷凝电厂乏汽，然后将废热排放给环境，早期以水冷和空冷为主[1]，且大部分水冷向环境水体直接排放。目前水冷主要通过开式冷却塔向空气释放循环冷却水所携带的冷凝废热。蒸发式冷凝器原较多应用于制冷行业，现也扩展应用于电厂乏汽冷凝和石化行业的工艺冷凝，原理兼备水冷和空冷的特点，相比于其它两种冷凝器具有传热效率高、结构紧凑、节能节水和应用广泛等优点[2-4]。

国内用蒸发式冷凝器冷凝电厂乏汽尚在起步阶段。杜小泽等[5]建立了管式蒸发冷凝器的理论分析模型,获得了喷淋水温度、空气和蒸气的焓值在小型汽轮机排气冷凝器内沿程变化的规律。钟振兴[6]建立了板壳蒸发式乏汽凝汽器的热质传递模型，所研究板壳蒸发式乏汽凝汽器的空气及水侧通道、水蒸气侧通道间距均为19.6 mm，得到最佳淋水密度为0.20 kg/(m·s)，同时通过对实验数据的回归分析得到水膜传热系数、气-液两相间的传质舍伍德数和对流传热努塞尔数、空气侧压降欧拉数的实验计算关联式。吕凯等[7]将板式蒸发式冷凝器辅助运用于300 MW直接空冷机组中，降低空冷岛热负荷，降低机组背压。

板式蒸发式冷凝器相较于管式蒸发式冷凝器，不仅结构简单，而且可以采用溢流或引流到板片的布水方式，使布水更均匀，同时消除了喷淋带来的气侧阻力，是近年新兴的一种蒸发式冷凝器。董俐言[8]对板式蒸发式冷凝器进行数值模拟研究，结果表明，板式蒸发冷凝器的热流密度随湿球温度的升高而减小，几乎不受进口干空气干球温度的影响。简弃非等[9]研究空气湿度对板式蒸发式冷凝器传热性能的影响,结果表明，当进入板片间的空气相对湿度由85%增至90%时，板片的平均热流密度和传热系数均随相对湿度的增加而减小。Liu Q. M.等[10]对波纹板的蒸发式冷凝器进行数值模拟，研究了水膜流动与风速、风向的相互影响，结果表明，气水顺流比逆流更有优势。D. Pandelidis等[11]实验研究了8种不同非金属材质的板片蒸发式空气冷却器，发现合成纤维板材更适合应用于这类蒸发式空冷器。

蒸发式冷凝器按喷淋水与空气流向的不同又可分为逆流、横流、混合流等多种形式，其中混合流不易使水膜脱离换热壁面产生干点，故具有一定优势。综合板式及混合流的优点，本文在将混合流鼓泡板片蒸发式冷凝器用于电厂乏汽冷凝的背景下，通过研究喷淋侧热质传递规律及板间结构优化，以期提高鼓泡板片蒸发式冷凝器应用于电厂乏汽冷凝的技术经济性。

混合流鼓泡板片蒸发式冷凝器的结构如图1所示。温度为tw1的喷淋水由底部经泵抽至上部向下布水，经过鼓泡板片后温度升高至tw2，再流经填料区降温回至tw1；焓值为hi的外界空气在风机作用下，分别从板片区域的顶部和填料区域的侧面流入，与喷淋水进行热质交换，焓值为hpo和hfo的两股空气混合后进风机排出，焓值为ho。因此，在板片上半部，喷淋水与空气呈顺流，在板片下半部，喷淋水与空气呈斜向流，而乏汽从板片上部进入，冷凝水从下部流出，与喷淋水整体呈顺流；在填料区域，喷淋水与空气呈横流。

图1 混合流鼓泡板片蒸发式冷凝器结构

由于前人对板片间距的研究主要以数值模拟为主，实验研究较少，且对于板片间凹坑与凸胞相对位置的研究非常欠缺，因此本文通过实验对相邻板片的间距和板片间凹坑与凸胞的相对位置进行研究，以优化板式蒸发式冷凝器的结构。

1 实验台设计

为研究鼓泡板片喷淋水侧的热力与阻力特性，本文针对冷凝等温特征设计并搭建了实验台，如图2所示。实验台主要由鼓泡板片实验段、喷淋水系统、冷却风系统3部分构成。实验台采用电加热模拟稳定工况下恒壁温的冷凝放热，通过调节电加热量，可将板片的壁面温度控制在60 ℃，使其处于乏汽冷凝温度范围内。

图2 混合流蒸发式冷凝器鼓泡板片喷淋水侧热力与阻力特性实验台

实验台中的鼓泡板片实验段主要由鼓泡板片、导热泥均温层、电加热层、绝热层、背板组成，如图3所示。图4所示为鼓泡板片实物及板片凸胞的结构尺寸。鼓泡板片的内侧壁上均布16个线径为0.3 mm的铜-康铜热电偶，其热端与板的内侧壁紧贴并用导热泥压紧，冷端置于冰水混合物中，用于监测板的壁温(忽略板片的导热热阻)。在导热泥中均匀埋入电加热线，导热泥后覆盖绝热材料，并在背板与鼓泡板的接缝间加密封垫后通过螺栓连接，确保试件不漏水。背板内侧(背板与绝热材料间)也布置1个热电偶，以监测背板处的漏热。板片间距D为凹点的间距(即流道最大间距，因板片压制时，四周法兰面与凹点平齐)，截面风速取板片间截面的平均风速(即计算风道横截面时取两板片凹点与凸点中位面间的距离D0，并忽略水膜厚度)，D和D0的关系如图3所示[12]。

图3 鼓泡板片实验段结构

图4 鼓泡板片表面形状

喷淋水管路上串接两个空冷器，可用于模拟有填料的蒸发式冷凝器(图1)中填料部分对喷淋水的冷却。但本文仅关注板片喷淋侧的热力与阻力特性，不研究设备的整体性能，所以以下各实验工况均未开启空冷器，相当于仅有鼓泡式板片的蒸发冷凝器。

此外，不同工质的冷凝表现为冷凝温度不同，即板片壁温不同，故本文实验台可以模拟不同冷凝工质，该设计使实验台操作简便、目的性强、灵活性高。

2 实验方法与数据处理

影响鼓泡板片蒸发式冷凝器换热性能的主要因素有：板片间凹坑与凸胞的相对位置、喷淋水量、板片间距和风量。因此，本文用控制变量法进行实验研究，各变量信息如下：

1)板片间凹坑与凸胞的相对位置。鼓泡板片结构分为凸对凸(凹对凹)和凸对凹两种，其中凸对凸(凹对凹)称为正位，凸对凹称为错位，如图5所示。

图5 板片间凹坑与凸胞的相对位置

2)喷淋水量、板片间距和风量。将喷淋水量、板片间距和风量在一定的范围内进行分段取值，具体设定值如表1所示。

表1 变量的设定值

2.1 实验方法

根据实验方案，始终控制板片温度约为60 ℃，在正位和错位及一定板间距下，调节不同喷淋水量和风量，实时采集进出口空气的干湿球温度，待数据稳定后记录大气压p0、进出口空气的干球温度tθ,i和tθ,o、进出口空气的湿球温度tτ,i和tτ,o、进出口空气压损Δpa、两板片壁温(即模拟的冷凝温度)tb1和tb2、两背板的内壁温tbb1和tbb2、喷淋水温度tw、风量Ga、喷淋水流量Gw。

本实验的热平衡：

Qr,e=Qa+Qw+Qs

(1)

热平衡偏差β:

(2)

本文允许热平衡偏差β在10%以内，若β在10%以内，则认为实验数据合理有效。在有效实验数据的基础上研究板片的换热性能与上述各变量之间的联系。

2.2 数据处理

1)热平衡偏差β的计算

由于实验采用电加热来模拟电厂乏汽侧的冷凝放热情况，故乏汽侧放热量Qr,e：

Qr,e=UI×10-3

(3)

鼓泡板片换热过程中外掠空气所带走热量Qa[13]：

Qa=Gaρa(ha,o-ha,i)

(4)

其中ha,i、ha,o的计算通过大气压p0及干湿球温度tθ和tτ按国标GB/T 7190.1—2018附录A[14]中公式(A.6)计算。

喷淋水带走热量Qw：

Qw=cwGwρw(tw,o-tw,i)

(5)

两背板漏热损失Qs：

(6)

按上述公式计算得到Qr,e、Qa、Qw、Qs，即可按式(2)计算热平衡偏差β。

2)热质传递系数

本文的研究有蒸发传热和对流接触传热，故定义热质传递系数K为单位温差下单位蒸发面积所能传递的热量，按式(7)计算：

(7)

此处引入两个自定义系数，板间热质传递系数Kb和系统热质传递系数Kz。Kb表示板片外喷淋水侧的换热能力，式(7)中Q按通过板片间的空气带走热量Qa计算。Kz表示整个实验系统的换热能力，式(7)中Q按通过板片间的空气带走热量Qa以及喷淋水温增带走的热量Qw之和计算。

以空气湿球温度为基准的板片与空气的对数平均温差计算如式(8)[15]所示：

(8)

3 实验结果与分析

3.1 喷淋水量和风量对板片喷淋水侧热质传递的影响

实验表明，针对不同板间距，喷淋水量变化对板片喷淋水侧性能的影响规律一致，因此只取板间距为25 mm的情况进行阐述。图6所示为板片间凹坑与凸胞的相对位置为正位和错位时的Kz和Kb随喷淋水量Gw的变化。

图6 板间距为25 mm时不同风量下热质传递系数随喷淋水量的变化

由图6可知，在喷淋水量的实验范围内，Kz和Kb均随Gw的增大而增大，其中Kb增大的速率随Gw增大而变缓。Kz和Kb均随风量的增大而增大。

分析原因是，在Gw增加的初期，适当增加Gw改善了鼓泡板片表面水膜分布的均匀性，有利于喷淋水在鼓泡板片表面蒸发，提升鼓泡板片的换热效果。但随着Gw逐渐增大，鼓泡板片外侧水膜的厚度也不断增大，导致鼓泡板片外侧水膜热阻不断增大，进而占据主导地位，使鼓泡板片喷淋水侧的换热能力弱化。同时随着Gw的增加，水泵功耗也相应增加，因此选择Gw时要综合考虑。风量的增大加快了气水间的相对流速，有利于对流换热和蒸发，更多的空气也有利于携带出更多的热量。

3.2 板间距对板片喷淋水侧热质传递及阻力性能的影响

针对不同喷淋水量，板间距对板片喷淋水侧性能的影响规律仍是一致的，故只取Gw为300 L/h的情况阐述其规律。图7所示为板片间凹坑与凸胞的相对位置为正位和错位时的Kz和Kb随板间距B的变化。由图7可知，在板间距的实验范围内，无论板片处于正位布置还是错位布置，Kz均随B的增大而减小，且当B超过30 mm时，随着B的增大，Kz数值变化量逐渐变缓。

图7 喷淋水量为300 L/h时不同风量下热质传递系数随板间距的变化

图8所示为不同风量下板间空气进出口压损Δp随板间距B的变化。由图8可知，Δp随B的增大而减小，而且在小间距时变化剧烈，在大间距时变化平缓。

图8 喷淋水量为300 L/h时不同风量下板间空气进出口压损随板间距的变化

关于Δp的变化，随着B增大，空气的流通截面积增大，经过换热后的湿热空气的流动阻力损失减小，因此B由20 mm增至30 mm时，Δp下降显著；随着B的进一步增大，空气的流通截面积继续增大，但此时空气的流通截面积对于流动阻力损失的影响减弱，因此再增加B，并不会对Δp产生较大影响，所以当B在30～40 mm之间Δp的变化趋于平缓。

3.3 板片间凹坑与凸胞的相对位置对喷淋水侧热质传递及阻力性能的影响

分别对比图6和图7可知，在其它变量相同时，错位布置对应的Kz和Kb均大于正位布置。由图8可知，错位布置对应的Δp整体小于正位布置。

分析原因是，相较于正位布置，错位布置的流道截面积均匀，如图5所示。错位布置时，流道截面顺畅，空气与水膜热质交换较充分，有利于喷淋水在鼓泡板片表面蒸发，换热能力更好。而正位布置时流道截面忽大忽小，相当于有多个节流点，因此正位布置的压损大于错位布置，但随着板间距的增大，正位布置的节流效应减弱，二者差异逐渐缩小。因此在实际应用中，对于鼓泡板片蒸发式冷凝器中鼓泡板片换热器的设计应尽量考虑错位布置，换热效果更好，能耗更低。

4 结论

为使实验参数更有普适性和代表性，将喷淋水量换算为板片单位宽度上的值(即对240 mm的板宽，100、200、300、400 L/h的喷淋水量对应的单位宽度淋水量分别为0.116、0.231、0.347、0.462 kg/(s·m))。将风量换算为平均截面风速，如表2所示。

表2 平均截面风速(单位：m/s)

1)本实验过程中，单位宽度喷淋水量的范围为0.116～0.462 kg/(s·m)，适当增加喷淋水量，鼓泡板片的系统热质传递系数和板间热质传递系数均随喷淋水量的增加而增大，换热性能更好，建议不低于0.347 kg/(s·m)。

2)无论板片处于正位布置还是错位布置，由于小间距对空气的流动边界层扰动更大，因此板片的换热性能随板间距的增大而减小，同时也需考虑小间距带来的压损过大问题，故板间距取25 mm较为合适。

3)从整体传热系数结果来看，错位布置的换热效果是正位布置的1.1～1.4倍。

4)从流道布置来看，相较于正位布置，错位布置时换热能力强、压损小，在设计时应优先考虑错位布置。

5)传热系数和压损均随截面平均风速增大而增大，综上所述优选条件：板间距为25 mm、错位布置、单位宽度喷淋水量为0.347 kg/(s·m)、平均截面风速为6.66 m/s、系统热质传递系数为140.009 W/(m2·K)、板间热质传递系数为168.672 W/(m2·K)、压损为23 Pa。

符号说明

tw1——喷淋水收水池的水温， ℃

tw2——流经鼓泡板片后的水温， ℃

hi——环境空气焓值， kJ/kg

hpo——流经鼓泡板片后空气的焓值， kJ/kg

hfo——流经填料后空气的焓值， kJ/kg

ho——风机出口空气的焓值， kJ/kg

D——两板之间流道距离最大值， mm

D0——两板之间凹点与凸点中位面间的距离， mm

p0——大气压力， kPa

Δpa——进出口空气压损， Pa

tθ,i、tθ,o——进、出口空气干球温度， ℃

tw——喷淋水温度， ℃

Qa——外掠板片空气所带走热量， W

Qw——喷淋水所带走的热量， W

Qs——实验系统热损失， W

U——电加热的电压， V

I——电加热的电流， A

Qr,e——电加热侧的放热量， kW

Ga——风量， m3/s

ρa——空气密度， kg/m3

ha,i、ha,o——空气进、出口焓， kJ/kg

cw——喷淋水的比热容， kJ/(kg·℃)

Gw——喷淋水的质量流量， L/h

ρw——喷淋水的密度， kg/m3

tw,i、tw,o——喷淋水入口、出口温度， ℃

A——单块绝热板的面积， m2

λ——绝热板的导热系数， 0.018 kW/(m·℃)

δ——绝热板的厚度， 10 mm

tb1、tb2——两板片的壁温， ℃

tbb1、tbb2——两背板的内壁温， ℃

K——热质传递系数， kW/(m2·℃)

tτ,i，tτ,o——水膜-空气侧的进、出口湿球温度， ℃

tb——板片的壁温(即冷凝温度)， ℃

Δtm——板片与空气的对数平均温差，℃

B——板间距， mm