23+5热交换器设计(论文+DWG图纸+外文翻译+文献综述+开题报告)
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热交换器
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摘要摘要在采用一体化布置的高温气冷堆中，为了使预应力混凝土压力容器体积不致过大，蒸汽发生器应尽量紧凑，严格限制受热面空间布置，并要求其具有较高的功率密度。因此，一体化布置的高温气冷反应堆主要选用直流型多头螺旋管式蒸汽发生器。本文从实际工程设计出发，对多头螺旋管式蒸汽发生器的设计进行了研究，提出了多头螺旋管束受热面结构的设计方法，推荐了螺旋管内外的传热系数和压降的计算关系式。根据所提出设计方法和螺旋管内外的传热系数和压降的计算关系式对260MW蒸汽发生器进行了设计计算。由于螺旋管具有占地面积小、传热系数大、结构紧凑、易于清洗、污垢热阻小等优点，不仅在核反应堆，而且在直流锅炉、急冷锅炉、各种石油化工设备中的换热器，热交换器都有相当广泛的应用。因此本文得到的结果不仅适用于高温气冷反应堆的蒸汽发生器，而且适用于各种工业设备中的螺旋管式换热器和螺旋管式热交换器。关键词蒸汽发生器，传热，压降，螺旋管- VII -主要符号表ABSTRACTThe steam generator, in the incorporate type of the high-temperature gas-cooled reactor, should be of the compact structure, the least heating surface and the higher power density in order to decrease the volume of the initial-stress concrete pressure vessel, there by the steam generator with the uniflow multi-start helical coiled tubes is used generally for it possessing all these characteristics. Design method of the heat exchanger with multi-start helical coiled tubes is researched to meet of engineering practice. The structure design of multi-start helical tubes bundle is present. The correlations to caculate heat transfer coefficient and pressure drop for the inside and out side of helical coild tubes are commended. The design calculation of 260MW steam generator has been done.There are a number of obvious advantages in the banks of helical tubes: they occupy less area; they exhibit high heat transfer coefficients and low thermal resistances; they are of the compact structures; and finally, they can be cleaned out easily. Therefore helical coiled tubes are used in many industries, for example in the nuclear reactor, in the monotube boiler and the rapid-cooling boiler, in the heat exchangers of the petrochemical equipments. So the results presented in this paper are fit not only for the steam generator in the high-temperature gas-cooled reactor, but also for the heat exchangers with helical coiled tubes in all kinds of industry equipments. Key Word:steam generator，heat transfer， pressure drop，helical coiled tubes主要符号表主要符号表英 文 字 母液体比热，W/kg；螺旋直径，m；中心柱直径，m；套筒直径，m；管子外径，m；管子内径，m；所示的修正系数，无因次；质量流速，kg/sm2；管束高度，m；螺旋管导程，m；对流放热系数，W/m2；核沸腾放热系数，W/m2；液体的导热系数，W/m； 螺旋管长度，m；M头数，个；努塞尔特数，无因次；汽相努塞尔特数，无因次；轴向方向管子排数，个；管壁温度确定的汽相数，无因次；普朗特数，无因次；雷诺数，无因次；汽相雷诺数，无因次；液体的汽化潜热，kJ/kg；管内污垢层的污垢系数，m2/W；管外污垢层的污垢系数，m2/W；径向节距，m；轴向节距，m；壁面温度，；流体温度，；饱和温度，；流体的比容，m3/kg；循环流速，m/s；质量含汽率，无因次；管子的总阻力系数（不包括节流圈），无因次；过热段焓增，kJ/kg；进口介质欠焓，kJ/kg；局部阻力压降，Pa；加速压降，Pa；流动阻力压降，Pa；摩擦阻力压降，Pa；对应的蒸汽压力变化，Pa；重位压降，Pa；壁面过热度，。希 腊 字 母螺旋上升角，度；螺旋管内摩擦阻力系数，无因次；直管的每米沿程阻力系数，无因次；液体动力粘度系数，Pas；两相流体局部阻力损失系数，无因次；单相流体螺旋管阻力系数，无因次；节流圈阻力系数，无因次；局部阻力系数之和，无因次；过热段出口密度，kg/m3；液体的密度，kg/m3；气体的密度，kg/m3；过热段平均密度，kg/m3； 预热段入口密度，kg/m3； 饱和水密度，kg/m3；饱和蒸汽密度，kg/m3；表面张力，N/m目录目录摘要IABSTRACTII主要符号表III第1章 绪论11.1 课题的研究背景及意义11.2 换热器的发展和现状31.2.1 换热器概述31.2.2 换热器研究工作进展51.2.3 管壳式换热器的发展概述61.3 本课题要完成的工作8第2章 多头螺旋管式蒸汽发生器换热面结构的设计方法92.1 基本工作原理92.2 设计原则102.3 换热面结构的设计方法11第3章 螺旋管内外传热、压降计算关系式153.1 总传热系数153.2 管外（壳侧）放热系数ho163.3 管内放热系数193.3.1 无相变时的放热系数213.3.2 有相变时的放热系数213.4 管外侧压力损失233.5 管内压降关系式243.5.1 摩擦阻力压降计算243.5.2 局部阻力压降计算263.5.3 重位压降计算273.5.4 加速压降计算29第4章 260MW高温气冷堆蒸汽发生器的设计314.1 设计参数314.2 计算方法和步骤314.3 螺旋管束结构设计324.4 热工水力模型344.5 多值性的校验354.6 管间脉动的校验364.7 节流圈的选取384.8 主要设计及计算结果38结论42致谢43个人简历44攻读学位期间发表的论文45参考文献46第1章绪论第1章 绪论1.1 课题的研究背景及意义当今世界，能源是一个国家国民经济发展的基础和前提，在自然资源开采日趋减少的今天，能源发展趋向于多元化。其中核能作为一种潜力很大的能源，在当今世界多数国家得以发展。一些发达国家的核电消费量在整个电力消费量中已占有相当大的比重。1942年，意大利科学家费米亲自主持了美国芝加哥大学建成的世界上第一座核反应堆，从而揭开了原子核能时代的序幕。原子核能的和平利用在二战后的50年代开始，经过试验性原子核反应堆阶段到20世纪90年代，人们已经在核电站用反应堆方面形成了一个综合性的高技术工业部门。可见，核电发展的脚步相当迅速，核能作为一种新能源替代品，将受到越来越多国家的重视，正由发达国家向发展中国家扩展。核能是一种潜力巨大的能源，由于世界各国日益严重的燃料供应和环境问题的困扰。首先化石能源逐渐耗尽，其价格必然上涨，从而使电价也会跟着上涨。其次环境问题的日益严重，尤其每年成亿吨、上百种的有害烟尘和废气排入大气层及全球性的气温变暖，都会导致人类生存条件的降低，使得多数国家的目光集中在核电发展上，而发展核电又是能源多元化的重要组成部分。然而当今不少人对核电本身存在着或多或少的忧虑，尤其经历了历史上两次事故(即1979年美国三里岛事故和1986年前苏联切尔诺贝利事故)，使得反核派以此作为借口，大唱反核之调。事实上，经调查，事故造成的放射性影响是微不足道的，也无因放射性泄露而造成的人身伤亡。因此，核电站是非常安全的，另外，在核电站经济性方面，其特点是基建投资高，但燃料费用低廉，完全可与火电竞争。以基建投资来说，在同样条件下，核电站的单位造价约为火电站的1.52倍，但由于核电的燃料费便宜得多，使得其成本仅相当于火电成本的50%90%。从综合效益来讲，核电在经济上是合算的。尤其当燃料价格上涨时，核电站在经济上的优越性便显现出来。随着核电本身安全性的提高，积累了5000堆年(一座堆运行一年为一堆年)的运行经验以及新一代更为安全、经济的先进堆的推广使用和人类对核不扩散的共识，都将认为核电技术是成熟的，并且是一种可靠经济的能源。总之，核电的大力、迅速发展，使之会成为下个世纪的首选能源1。我国于上世纪70年代初才开始发展核电，1991年12月自行建设的300MW秦山核电站投入运行。从而结束了中国大陆无核电的历史，接着从法国引进的2900MW大亚湾核电站于1992年投入运行，标志着我国核电由起步进入新的发展时期。1995年确定的4个核电项目8个堆的建设已于2000年完成，使得我国核电的装机总容量达到9GW左右。勿庸置疑，在本世纪，核电在我国必将有一个更大的发展。核反应堆，其主要类型:1、根据引起燃料核裂变的中子的能量，可分为快堆、中能堆、热堆。2、根据所用燃料的种类，又可分为铀堆、钚堆、钍堆和混合堆。3、根据用于慢化中子的材料，分为轻水堆、重水堆、石墨堆及有机介质堆。4、根据目的和用途，分为动力堆、生产放射性同位素堆2。目前国外已实际使用的热中子转换堆有以轻水作慢化剂和冷却剂的轻水堆，以石墨作慢化剂的石墨堆和以重水作慢化剂的重水准。轻水堆是世界上应用最广的堆型。又分为压水堆(PWR)、沸水堆(BWR)两种类型，这两种均采用普通轻水作慢化剂，低浓度二氧化铀制成芯块，装入锆包壳内作燃料。在已投入运行的轻水堆中，其中压水堆占到65%，沸水堆占到35%。石墨反应堆采用石墨作为慢化剂，其中投入运行的石墨堆中有58%用二氧化碳作为冷却剂，其余42%用轻水作冷却剂，仅前苏联采用此堆型，而其他国家均未采用。重水堆，由于重水价格昂贵，目前仅在加拿大建造即坎杜型(CANDU)重水堆，以天然铀作燃料，重水作为慢化剂和冷却剂。高温气冷堆(HTGR)是美国开发的一种新堆型，采用氦作冷却剂，铀和钍的氧化物作燃料。钠冷快中子增殖堆(FBR)，1951年始创于美国，有关核专家预测，这种堆型是取代目前正广泛被采用的压水堆的又一新堆型。目前只有法国、俄罗斯、美国、日本、德国等少数国家拥有此种堆型3。高温气冷反应堆是在低温堆的基础上发展起来的，是改进型气冷堆的进一步发展。高温气冷反应堆内选择了在化学上呈惰性且热工性能好的氦气作冷却剂。燃料元件采用全陶瓷型的热解碳涂敷颗粒，这是高温气冷堆的一项技术突破，这样就允许燃料包壳在1000以上的高温下运行。石墨被用作慢化剂兼堆芯结构材料。这样堆芯出口温度提高到750以上甚至可达9501000，堆芯功率密度达68MW/m3，用于发电的热效率可达40%左右，而用于高温供热时总热效率可达60%以上。高温气冷堆还具有一次回路放射性低，易于维护和检修，具有安全性高，事故安全性好，对环境放射排放量少等一系列优点4-5，所以这种堆型越来越受到世界各国的高度重视。自高温气冷反应堆发展以来，作为高温气冷反应堆动力装置关键设备之一的蒸汽发生器也获得了很大的发展。其特点是一回路介质采用高热工参数的氦气，入口温度高达750左右，使之产生高参数的蒸汽，压力为17MPa，温度为540与火电站的参数基本相同，因此蒸汽循环的热效率与先进火电站相近，可达40%左右。蒸汽发生器是高温气冷反应堆动力装置中的主要设备之一，它的作用是将一次回路冷却剂的热量传递到与之隔绝的二次回路的介质，进而产生蒸汽，它是并联分隔一、二次回路的关键设备，是一、二次回路的枢纽，它的工作可靠性及安全可靠性直接影响到核动力装置的经济性、工作性能和安全可靠性。一旦蒸汽发生器发生爆管事故，将迫使核电站停运，电厂直接经济损失和社会效益损失可达数亿元人民币。同时还使反应堆一次回路中的放射性物质泄露到二次回路中，最终外逸到环境中，造成环境污染，直接威胁人类的生命安全。因此蒸汽发生器的结构设计、材料选择、制造工艺、运行操作和维护检修等必须十分重视。在采用一体化布置的高温气冷堆中，为了使预应力混凝土压力容器体积不致过大，蒸汽发生器应尽量紧凑，严格限制受热面空间布置，并要求其具有较高的功率密度。因此，一体化布置的高温气冷堆主要选用直流型多头螺旋管式蒸汽发生器。由于螺旋管具有占地面积小、传热系数大、结构紧凑、易于清洗、污垢热阻小等优点，不仅在核反应堆，而且在直流锅炉、急冷锅炉、各种石油化工设备中的换热器，热交换器都有相当广泛的应用6-8。因此本文得到的结果不仅适用于高温气冷反应堆的蒸汽发生器，而且适用于各种工业设备中的螺旋管式换热器和螺旋管式热交换器。1.2 换热器的发展和现状1.2.1 换热器概述热交换器是工业生产中重要的单元设备，根据以往的统计，热交换器的吨位约占整个工艺设备的20%，有的甚至高达30%，其重要性就可想而知。目前，应用最广泛的换热器为管壳式热交换器。此外，还有板式热交换器、板翅式热交换器、螺旋板式热交换器等。管壳式热交换器包括固定管板式、浮头式、U型管式、滑动管板式、填料函式热交换器等。管壳式热交换器虽然在热交换效率、紧凑性和金属消耗量等方面不及其他形式的热交换器，但它具有结构坚固、可靠性高、适应性大、用材范围广等优点，仍得到广泛的应用。为了适应温度和压力对介质的腐蚀要求，在上述基础上变形的也很多，其中最具代表性的是废热锅炉，这种利用工艺流程中产生的余热生产高压蒸汽的废热锅炉，就是个节能型热交换设备，在工业生产中应用很广。近年来，我国的高温高压热交换器，在材料、结构和制造方面都取得了一定的进展。板式热交换器近年来也获得了较为广泛的应用，板式热交换器有其独到的优点，如高传热系数、多股流、可拆卸、清洗方便等，在纯碱行业中板式热交换器取代了效率低下的套管式热交换器而被广泛应用。目前，板式热交换器的主要薄弱环节是受结构和密封胶条所限，尚不适宜于高压和高温场合。另外，结构类似于板式热交换器的“冷箱”。即钎焊的铝合金板式热交换器，在国外已有压力为8MPa左右的冷箱产品，而国内只有低压级的，与国外尚有一定的差距9。板翅式换热器是我国上世纪60年代自行开发的新型高效热交换设备，以其优良的性能，被广泛应用于空分设备、石油化工设备、工程机械和宇宙空间技术等工业部门。使我国成为继英、美、日之后第4个生产板翅式换热器的国家。30年来，我国板翅式换热器技术取得了显著进步。1962年杭州制氧机研究所列题开展了板翅式换热器的试验研究；1966年研制工作由试验室转向工业性试验和试制；1969年首次生产了2101101100切换板翅式换热器，成功地应用于KL-15型移动式制氧车上，随后在大、中型空分设备上得到迅速的推广。1979年开封空分设备厂研制成功的锯齿型翅片冲床技术，荣获国家二等发明奖。同年，杭州制氧机集团公司向联邦德国林德公司转让翅片冲床技术和许可证，这是我国机械工业首次向西方发达国家提供的技术转让。1983年杭氧和开封两厂先后开发大型和中压的板翅式换热器，并于1985年同时荣获国家优质产品银质奖，使我国板翅式换热器技术水平达到了一个新的高度。1991年杭氧集团引进美国SW公司大型真空钎焊炉和板翅式换热器制造技术，于1993年成功开发了8.0MPa石油化工用高压铝制板翅式换热器，使我国产品成功地走向国际市场。我国板翅式换热器设计和制造技术水平的提高，使我国在该项技术领域达到和接近世界先进水平，其主要表现在:1.开发和编制了板翅式换热器设计热力计算计算机程序，提高了计算精度和设计水平。2.无熔剂真空钎焊取代盐浴浸渍钎焊，使换热器制造工艺技术进入世界先进行列。3.制订JB/T7261(铝制板翅式换热器技术条件)推动和促进了其技术水平的提高。4.8.0MPa高压铝制板翅式换热器开发成功，并出口到美国，表明我国制造技术达到和接近世界先进水平，已具有与国际市场竞争的能力，开拓了国际市场10。1.2.2 换热器研究工作进展为了改善热交换器的性能，提高设备结构的紧凑性等，在“六五”、“七五”、“八五”期间国内大专院校、科研、设计、制造、使用单位进行了许多研究开发工作。1传热管的强化研究工作。为了同时扩大管内、管外的有效传热面积或强化传热，将传热管的内外表面轧制成各种不同的表面形状，并使管内、管外流体同时产生湍流，提高传热管的性能。另一方面为改良传热管的表面性能，使之既符合传热机理的要求，又能充分发挥其特点，将沸腾传热管表面制成多孔状，使气泡核心的数量大幅度增加，促进传热膜系数的提高，并且其还有良好的抗污垢能力。2在管壳式热交换器内挡板的改善上，为了提高壳程的传热膜系数，增加介质的湍流性，防止介质走短路。华南理工大学、兰州石油机械研究所和中国石化局洛阳石化工程公司等开发了折流杆结构，取得了可喜的成果，已在生产中广泛应用。壳程的传热膜系数，对热交换器传热系数的提高，影响颇大。一般热交换器的壳程传热膜系数由于介质流速低，湍流形成困难等，其数值不高，折流杆结构可以减少热交换器的传热面积，降低热交换器的吨位。3近年来热管技术也有较大的应用，它具有效率高、压降小、结构简单、紧凑等优点，用在热交换器上取得了较好的效果。南京化工大学等在这一领域中做了较多工作。4为了避免管内外表面污垢的生成，在传热管的内外表面上涂以涂料层，可以起到少结垢的作用，这样就可以使传热管的内外表面维持较低的热阻。目前，涂料层的使用温度不高，南京第二化工机械厂在研究开发耐更高温度的涂料层做了不少工作。5为了减轻高温高压的气流冲刷和腐蚀的破坏作用，除了上面提到的在管板上堆焊合金层外，亦可在传热管头采用保护措施，以降低由于高温高压气流冲刷，导致热应力、热疲劳和高温腐蚀或金属脆化。在传热管的管头，即传热管与管板的连接处，有多种保护措施，在生产中已得到应用。1.2.3 管壳式换热器的发展概述管壳式换热器是石油化工应用最广泛的换热设备。其可靠性和适用性已被充分证明，特别是在较高参数的工况条件下，管壳式换热器更显示其独有的长处。目前各国为提高这类换热器性能所进行的研究主要是强化传热，提高对苛刻的工艺条件和各类腐蚀介质适应性材料的开发以及大型化发展所做的结构改进11。强化传热的三种途径是：1、提高传热系数；2、扩大传热面积；3、增大传热温差。其中，提高传热系数是强化传热的重点。目前，管壳式换热器强化传热多数采用非源强化的方法，即采用改变传热元件本身的表面形状和表面处理方法，以获得粗糙的表面和扩展表面；也有用内插物增加流体本身的扰流来强化传热的。为了同时扩大管内外的有效传热面积，将传热管的内外表面轧制成各种不同的表面形状，使管内外流体同时产生湍流，提高传热管的传热性能。或将传热管表面制成多孔状，使气泡核心的数量大幅度增加，从而提高总传热系数，还具有良好的抗污垢能力。通常还采用螺纹管和低翅管来强化传热管的传热。螺纹管换热器是较有代表性的一种新型管壳式换热器，螺纹管的表面积比普通光管大22.5倍，特别适用于管外放热系数低的场合，而且由于轧制加工，金属表面晶粒细化，使其抗结垢性和耐腐蚀性与光管比有所改善。德国Hde公司的螺旋槽管，当2300Re105时，传热效率比光管提高2.022倍，说明对于粘性介质Re不太高时，使用螺旋槽管有明显的效果。瑞典ALLARDS公司生产的螺旋扁管换热器，其换热管经压扁再扭转加工成型，管子的横截面均为长圆形。该换热器的管束设计有两种：一种为混合管束，一种为纯螺旋扁管束，前者用33%的螺旋扁管和67%的光管混合排列组成。使用扁管的主要优点是可以用管子不同的压扁程度来满足管内介质多种流量下适应的通流面积，以确保一定的管内流速，使换热器两侧的流动达到较理想的状态。这种管束不仅有利于提高传热率，同时混合管束的排列能使相邻的管子接触良好，互相支撑，从而提高了抗振能力。近年来，还开发了表面多孔管。表面多孔管系采用火焰喷涂、烧结、机械加工等方法在普通钢管上形成多孔的表面涂层。多孔表面可以提供大量稳定的汽化核心，从而在很小的壁面过热度下，形成大量气泡，以强化核状沸腾传热。表面多孔管一般可以提高沸腾放热系数410倍。改善换热器壳侧的传热，提高传热功能，也是当前管壳式换热器的研究方向。传统的管壳式换热器，流体在壳侧流动时存在着转折和进出口两端涡流的滞留区，影响了壳侧的放热系数。为了改善壳侧的流动状态，采用折流杆换热器。这种换热器是美国在上世纪70年代初为解决管束振动而开发的。事实表明，折流杆换热器不但能防振，而且提高了管间的放热系数，它增加了介质的湍流性，防止了介质走短路。这种结构还能强化壳侧的传热，与普通折流板换热器相比：在湍流时（），放热系数增加了1/3；压力降下降35%左右；综合性能指标增加50%以上，在相同的压降时可大大强化传热。目前美国已直接应用强化传热管设计制造折流杆换热器，如菲利普公司使用螺纹管作为换热管，不仅解决了振动问题，而且由于壳侧流动的改善，因此比传统弓形折流板换热器传热系数提高30%左右，管束压降减少50%。故这种换热器在各国的应用日趋广泛，且多用于炼油厂，到上世纪90年代初至少有1000余台投入运行。改善壳侧传热的另一方面的研究开发工作是采用纵流管束换热器。德国GRIMMA公司制造的一种整圆形折流板换热器，其结构为折流板上横排管孔，以4个孔为一组将管桥处铣通，壳侧流体在管桥处沿着轴向流动，避免了流体因转折引起的滞留区。该公司用不同黏度的甘油和水混合进行实验，结果表明：在中、低黏度范围内，纵流管束换热器传热效果明显优于传统的圆缺形折流板换热器。近年来，管壳式换热器的研究开发工作进展很快，除上述外，还有各种新型高效换热器不断涌现。螺旋管式换热器就是其一，它具有传热系数大，结构紧凑等优点，被广泛用作核电站、低温、动力、化工和石油等工程设备。但目前有关螺旋管式换热器的研究工作做得却不是很多，还存在着很多欠缺。由于螺旋管束受热面的结构设计和传热计算都不同于一般的管壳式换热器，因此在这方面国外的报导不多，国内的资料就更少。本文提出了多头螺旋管束受热面结构的设计方法，并推荐了螺旋管内、管外传热，阻力设计计算关系式，给出了设计计算的基本步骤，对实际工程设计有一定的参考价值。1.3 本课题要完成的工作1、采用保持传热管的螺旋上升角和径向相对节距一定，通过调整螺旋盘管头数和轴向相对节距的方法来设计多头螺旋管束受热面结构。2、推荐螺旋管内单相流体和汽水两相流体以及管外气体横向冲刷管束的换热系数计算关系式。3、推荐螺旋管内单相流体和汽水两相流体以及管外气体横向冲刷管束的压降计算关系式。4、根据以上设计和计算方法对260MW多头螺旋管式蒸汽发生器进行设计计算。- 47 -第2章多头螺旋管式蒸汽发生器换热面结构的设计方法第2章 多头螺旋管式蒸汽发生器换热面结构的设计方法蒸汽发生器是高温气冷反应堆动力装置中的主要设备之一，它通常采用直流式螺旋管结构，这种结构布置紧凑，但结构复杂。由于它的工作性能和安全可靠性直接影响到核动力装置的经济性、工作性能和安全可靠性，因此蒸汽发生器传热管束的设计，成了高温气冷反应堆蒸汽发生器设计的关键。本章在阐述蒸汽发生器工作原理的基础上，提出了换热面结构设计的基本原则和设计方法。2.1 基本工作原理蒸汽发生器的工作原理如图2-1。图2-1工作原理示意图从反应堆来的高温氦气，经过管束上面的入口管道进入蒸汽发生器。当氦气自上向下横向冲刷螺旋管束时，将携带的热量传给螺旋管内的水蒸汽介质，放热后的氦气经由套筒与筒体之间构成的环形通道折流向上流动，通过蒸汽发生器上部的氦风机升压后，由氦气出口环形通道再送回反应堆内重新加热。给水从下部的横向给水管进入蒸汽发生器的底部，通过给水分配联箱，过冷水在螺旋管内向上流动，依次通过蒸汽发生器的预热段、蒸发段和过热段管束，吸收一次回路侧过来的热量，在管内进行对流和沸腾传热，在管子出口产生高温高压蒸汽，自蒸汽出口管道送至热用户，蒸汽凝结后，再返回到蒸汽发生器给水入口，进行再一次循环。在蒸汽发生器中氦气自上向下冲刷螺旋管，管内工质（水汽）自下向上直流流动，两侧介质采用逆流换热流程，以增大两侧介质的传热温差，减少换热面积，使设备紧凑，尺寸缩小。2.2 设计原则蒸汽发生器是核动力装置中的重要设备，进行蒸汽发生器的方案设计与技术设计必须慎重，必须考虑其经济性、安全性和工作性能。下面是有关经济性、安全可靠性的一些基本原则。1、选用合理的一、二回路介质和流速。提高流速一方面使水阻力增加，泵耗功率增加，另一方面使放热系数增大，传热面积少，蒸汽发生器可更紧凑。所以应根据降低泵功耗和减小传热面积的要求来选择流速。2、传热管的管径和管长对传热性能有很大影响。减小管径，增加管长可提高传热系数，减小传热面积。但一回路阻力也增加，应通过计算求出最佳的管径和管长。3、提高蒸汽参数可提高核动力装置的热效率。在自然循环蒸汽发生器中将传热器设计成带有一体化预热器结构，也可提高装置的热效率。目前蒸汽发生器的工作压力多在6.5MPa左右，有的工作压力提高到8.0MPa，与此相对应的载热剂压力为15.517.5MPa。4、采用改变一回路平均温度的运行方式，对自然循环蒸汽发生器是有利的。当负荷降低时使平均一回路负荷亦降低。可避免二回路侧压力急剧升高现象，从而可减少筒体壁厚。总之，在设计蒸汽发生器时，要考虑一、二回路两种工质的种类和参数，正确地选用结构方案、材料、传热管的尺寸、最佳传热系数以及载热流体等，取得蒸汽发生器的最佳技术和经济指标。2.3 换热面结构的设计方法多头螺旋管式热交换器是由与中心柱同心的多头螺旋管圈组成。如图2-2所示。传热管的缠绕方向在各传热盘管中相反，所有换热面由三块辐射状支撑板支撑。一般传热管直径为1530mm，因此这种热交换器的传热部分是由细传热管缠绕组成，其特征是在小容器中有极大传热面积。图2-2多头螺旋管式换热器示意图采用这种螺旋管式热交换器时一般高压流体在管内流动，低压流体在管外流动，通过管壁进行热交换。多头螺旋管热交换器中传热管在中心柱和套筒之间，呈螺旋状依次缠绕数层。一般情况下为了保证所设计的换热器结构紧凑，同时保证传热管的受热均匀性，减少各个传热管的热偏差，所以尽可能使每根传热管的长度基本相同。要使每根管的长度基本相同，有以下几种螺旋管束结构可以实现。1、保持传热管的螺旋上升角和轴向节距SL一定，使每一螺旋管层中螺旋管的头数M与螺旋直径D成正比，即有不均匀的径向节距ST。2、保持传热管的螺旋上升角和径向节距一定，调整螺旋盘管层中螺旋管的头数和轴向节距，即有不均匀的轴向节距。3、保持径向节距和轴向节距一定，调整螺旋盘管层中螺旋管的头数，在这种情况下螺旋上升角有小的变化。在上述方法中：方法1有不均匀的径向节距，当气体在管外横向冲刷管束时，势必造成流场有不均匀的分布，使速度分布也不均匀，最后造成热负荷的分布不均匀，管子产生热偏差。方法3给设计者协调轴向节距、螺旋上升角以及管子头数带来很大困难。方法2则正好克服了以上两种方法的缺点，径向节距的相等使得热负荷较为均匀，螺旋上升角相同，使协调轴向节距和管子头数较容易。通过分析比较，方法2较好。因此，下面主要论述方法2的螺旋管束结构设计方法。径向节距是根据传热管束的紧凑性和管外侧阻力确定的。径向相对节距ST/d小，一方面使管外侧的气体流速增加，风机功率增加；另一方面使管外侧放热系数增大，传热面积随之减小，换热面布置得更加紧凑。所以应根据降低风机功耗和减少传热面积的要求来选择气体流速，从而选择合理的径向节距。推荐选择径向相对节距为1.41.8左右，气体流速为1525m/s。螺旋上升角是根据螺旋直径、螺旋盘管的头数及轴向节距而确定的。它通过调整每一螺旋盘管层中的轴向节距和螺旋管头数来保证，螺旋上升角为： （2-1）螺旋上升角大约在25为宜，螺旋盘管的缠绕通常是从内侧盘管向左绕，向右绕，向左绕这样相互交替。在螺旋管束数目一定的条件下，如何选择螺旋盘管的头数非常重要。螺旋直径越大，其导程也就越大，为了保证有相同的管子长度，螺旋盘管的头数应该是变化的。每一螺旋盘管的头数应大于或等于内层的头数，小于或等于外层的头数。最内层螺旋盘管的头数应该根据管子的头数、长度、螺旋直径、径向节距和轴向节距来综合考虑。如果螺旋盘管头数过多，势必使螺旋管束直径小而管束高度大，反之亦然。以后各层的头数应根据轴向节距来定，使轴向节距在合理的范围内。轴向节距随管子长度、管束高度、螺旋上升角、螺旋直径和螺旋盘管的头数而变化。为保证每个螺旋管的长度基本相同，势必使每一螺旋盘管层中有不均匀的轴向节距。在管子长度和管子高度一定的条件下，导得轴向相对节距为 （2-2） （2-3）推荐选择轴向相对节距的变化范围在1.4-1.8之间。在实际设计中，SL、ST、M、是相互联系，相互制约的，要进行综合考虑，使之均能达到最佳值。 （2-4） （2-5）图2-3盘管层图2-4盘管层组成的管束 图2-5传热管布置由上述结构设计方法构成的盘管层所组成的管束，其管外侧流道的形式因圆周方向的位置不同而变化。如图2-3所示的盘管层同心布置成图2-4所示的管束，其传热管的布置如图2-5所示。从图中可以看出，螺旋管束的排列既不是理想的顺列布置也不是理想的错列布置，而是顺列和错列的组合排列布置。这样，多头螺旋管式蒸汽发生器的壳侧流道构成就成为管子布置为顺列、错列组合排列的管外流动流道。Gilli12用下式表示多头螺旋管式热交换器管束错列、顺列组合排列的有效通流面积Aceff （2-6）当时：（2-7）当时： （2-8）其中：，。为实验数据，一般取=0.3。本章阐述了蒸汽发生器的基本工作原理，在此基础上，提出了传热管束的设计原则和换热面结构的设计方法，即采用保持传热管的螺旋上升角和径向相对节距一定，通过调整螺旋盘管头数和轴向相对节距的方法来设计多头螺旋管束受热面结构。第3章螺旋管内外传热、压降计算关系式第3章 螺旋管内外传热、压降计算关系式高温气冷反应堆蒸汽发生器一般采用直流螺旋管式蒸汽发生器，它具有传热系数大、结构紧凑等优点，但螺旋管式换热器在换热面的结构设计、传热计算和压降计算中都有别于其它换热器，本章在对普通管壳式换热器设计计算的研究基础上，推荐了螺旋管内外传热系数和压降的计算关系式。3.1 总传热系数在实际热交换器中，高温流体和低温流体被固体壁面分开，现考虑高温流体在管外，低温流体在管内的情况。如果考虑微小长度dx，则 （3-1） （3-2） （3-3） （3-4） （3-5）如图3-1，在稳定状态下通过热量Q是相等的，因为污垢物质的厚度通常很小，所以污垢物质的直径D1、D2认为分别等于管内径di和管外径d，则上面各公式相加可得 （3-6）图3-1传热计算示意图如果管外表面积为A，则，于是，而 （3-7）u叫总传热系数，管平均直径D用式（3-8）表示 （3-8）3.2 管外（壳侧）放热系数hoGilli12从流体与直管群错流流动时的放热系数推算出流体在由螺旋管组成的管束管外侧放热系数： （3-9）应用范围：为2000105，为0.110。式中，Geff为有效质量流速，kg/m2s。 传热管倾斜（螺旋上升角）修正系数： （3-10）式中，表示流体实际流动方向和与传热管垂直轴之间的夹角角度如图3-2，角表示盘管中心线方向OA与流体的实际流动方向0F之间的夹角，用式（3-11）计算： （3-11）式中，为盘管层组成的管束特性数。螺旋管式换热器左缠和右缠盘管交替布置时，因此。在仅由左缠和右缠中任何一个缠绕方向盘管组成的换热器时，。图3-2与倾斜管错流流动管排数修正系数： （3-12）式中，是流动方向的管排数，时，所以实际的螺旋管换热器中，不需要此修正系数。管子排列修正系数：在螺旋盘管组成的管束中，流道是由顺列和错列混合布置构成的，如图3-3。E=0 E=E E=SL/20ESL/2图3-3由盘管层组成的管束的流道构成图中从0（顺列）到（规则错列）连续地变化。（不规则错列）内的修正系数，应该成为图3-4（a）所示的流动方向布置间距为的规则错列布置时的修正系数，和图3-4（b）所示流动方向的布置间距为（）的规则错列布置时的修正系数的函数。当时顺列布置，当时为规则错列布置。核算时可以取修正系数（取从式3-14中求得）和修正系数（取从式3-14中求得）的算术平均值，即： （3-13）其中， （3-14）（b）（a）图3-4流动方向布置间距3.3 管内放热系数管内放热系数和管内工质流动状况及传热工况有关。如果过冷水从下部进入垂直受热管中，直到形成过热蒸汽，则沿管子长度方向存在多种流动工况和传热工况13。1、当流体温度低于饱和温度时，管壁温度低于产生汽泡所需的温度，此时的传热为单相强迫对流传热。2、管子截面上水的平均温度比饱和温度低，而管壁温度已高于饱和温度。当此时过热度达到足以使管子内壁表面形成汽泡核心时，在内表面上有汽泡产生。由于中心水流温度低于饱和温度，所形成的汽泡，或者仍然附在壁面上，或者脱离了壁面后在中心水流中冷凝消失。此时的流动工况为汽液两相泡状流动，而其传热工况为过冷沸腾（因为水仍有过冷度），有时也称表面沸腾。3、随热量不断加入，管内水的温度已到饱和温度，脱离了壁面的汽泡不再冷凝消失，此时的流动工况仍为泡状流动，其传热工况称为饱和核态沸腾。4、随着汽泡数量不断增加，它们集聚在管子中心，这些小汽泡碰在一起合并成较大的汽泡，逐渐形成汽弹，在壁面上仍在不断产生汽泡，此时的流动工况为汽弹状流动，而传热工况仍是饱和核态沸腾。5、原来的汽弹不断变长，甚至汽弹之间的水柱消失，而形成四周是环状的水膜，中心为夹带有液滴的汽柱。开始时环状水膜的厚度尚大，在壁上仍然形成汽泡，此时的流动工况称为环状流动，而传热工况仍然称为饱和核态沸腾。6、由于环状液膜愈来愈薄，最后薄到在液膜上不能形成汽泡（汽泡成核受到抑制）。壁面到工质的传热依靠水膜的导热和对流。此时的流动工况仍是环状流动，但传热工况却为水膜的导热和对流了。7、因水膜愈来愈薄，以至水膜已蒸干了，中心气流中仍然有小水滴，此时的流动工况称为雾状流动，而传热则依靠含水滴蒸汽流的对流传热及液滴碰到壁面时的导热，称为烧干后的传热或干涸后传热。此时可能发生蒸汽有些过热，而液滴仍为饱和温度的热力学不平衡状态。8、全部气流中的液滴也蒸发成蒸汽，此时的流动工况为单相的过热汽，传热工况为单相过热蒸汽强迫对流传热。上述情况只是对热负荷不大时而言的。如果加在管子上的热负荷不断升高，则情况会发生一些变化。一般地说，热负荷增加时，开始时只是上述各区的界限前移，各区长度缩短。但当热负荷大到一定程度时，原先为核态沸腾的工况因水不能进入壁面而转变为膜态沸腾，此时壁面与蒸汽膜相接触，放热系数急剧下降，同时又因热负荷很高，壁温升得很高，通常壁温未升高到稳定值时，受热面已经烧坏了。这种情况可能在环状流动工况中发生，也可因热负荷升高而相继在弹状流动工况、泡状流动工况时发生。这种沸腾现象称为膜态沸腾，也可称为烧毁或偏离核沸腾。发生膜态沸腾时的热负荷称为临界热负荷。可见，膜态沸腾和烧干这两种现象都会使管内放热系数发生突然或大幅度下降，使壁温急剧升高，对受热面安全可靠工作影响极大。这两种现象称为传热恶化。因这两种传热恶化机理不同，故可称膜态沸腾为第一类传热恶化；称烧干为第二类传热恶化。由上述可知，各个区中流动工况和传热工况很不相同，严格说应先区分各个区域，然后按各区分别计算。但目前实际生产中尚未这样进行，因为除了发生传热恶化区及过热蒸汽强迫对流以外，其他区域中传热系数都很高，在各种蒸汽发生器的传热系数计算中常是忽略的，在壁温计算中按以下几个区域来计算也足够了：1）的单相水对流；2）的核态沸腾传热及烧干后传热区；3）的单相过热蒸汽对流传热。3.3.1 无相变时的放热系数即单相水和过热蒸汽的强迫对流传热放热系数按以下推荐公式计算，Rogers14提出下式作为螺旋管内流体从层流向紊流过渡的临界雷诺数： （3-15）Schmidt15提出式（3-15）作为螺旋管内层流流动的放热系数： （3-16） （3-17）Rogers14提出下式作为计算螺旋管中紊流流动的放热系数： （3-18）上两式中的定性温度为流体的平均温度。3.3.2 有相变时的放热系数核态沸腾时的放热系数非常大，故内壁温度温度只比工质的饱和温度高几度。核态沸腾传热系数很大的原因是在原主流流体紊流流动宏观对流的基础上再加上了管壁附近存在着非常猛烈的微观对流作用。壁面上汽泡的形成、长大和脱离，除了其本身携带走潜热以外，还把近壁层的过热液体推向中心主流中去，而汽泡脱离后的位置又由中心主流的较冷流体来补充。这样每个汽化核心就像一个小水泵那样把热流体抽出热边界层，同时又把中心冷流体吸向热边界层。热负荷增加，每个汽化核心上汽泡产生和脱离的频率增加，同时汽化核心数目也增加，因而传热变得更加猛烈。本文推荐的方法是依据下述思想建立的：核态沸腾时所传递的热量由两部分组成，即宏观对流传热和微观对流传热，但是这两种传热的作用并不是简单相加，而是要引进因含汽率多少不同而引起的两种传热作用的修正及两种传热作用之间的相互影响的修正。两相强制对流蒸发区的放热系数及相应的传热量按文献16的推荐，由下式确定 （3-19）在饱和沸腾下，于是，式(3-19)可化简为 （3-20）饱和沸腾和两相强制对流蒸发，这两种传热机理统一用chen17的公式计算放热系数： （3-21） （3-22） （3-23）式中，为别为雷诺因子和抑制因子，由如图3-5的实验曲线求得。图3-5F和S因子此计算方法的误差在左右，但是计算过程较繁，当已知热负荷、质量流速及蒸汽质量含汽率时，其计算步骤如下：1）由已知条件查实验曲线得出雷诺因子和抑制因子；2）由式（3-22）计算对流放热系数；3）假设一内壁温度，计算壁面过热度，并由水蒸汽性质表中查出；4）按式（3-23）计算核沸腾放热系数；5）按式（3-21）求得蒸发放热系数；6） 计算内壁温度，校核所计算得的和第三步中所假定的是否相符，若不相符则重新假定一新的，重复第三步以后的所有计算，直到相符为止。在的缺液区，此时的传热系数可按文献18推荐的关系式计算： （3-24）其中，3.4 管外侧压力损失Gilli12从与直管群列流动时的压力损失推算出盘管（螺旋管）组成的管束错列流流动的流体压力损失计算公式： (3-25)式中，为传热管倾斜（螺旋上升角）修正系数，用式（3-26）计算： (3-26)为管排修正系数，用式（3-27）计算： (3-27)为管子布置修正系数，与前述一样。3.5 管内压降关系式工质在管道中流动产生的压降包括：流动压降(包括摩擦阻力压降和局部阻力压降)、加速压降和重位压降。因此每一小段工质的压降按式(3-28)计算: (3-28) (3-29)3.5.1 摩擦阻力压降计算1 单相流体摩擦阻力压降计算螺旋管内单相流体摩擦阻力压降按式（3-30）计算： (3-30)正确的选取摩擦阻力系数对于计算摩擦阻力值有决定性的意义，本文用文献19，20推荐的公式计算：当时： (3-31)其中，当时： (3-32)当时： (3-33)临界雷诺数用文献21推荐的公式计算： (3-34)2 两相流体摩擦阻力压降计算两相流体的摩擦阻力与两相流体的含汽率关系甚大。由于汽的密度比水的密度小，水对汽有个浮力作用，因而汽的流动速度比水的流动速度快，即汽水有相对运动，而且汽与水之间有相对摩擦，所以两相流体的流动阻力与单相流体是不一样的。流型对摩擦阻力也有影响，这是由于蒸汽在水中分布不同、流型不同，也就是汽与水的接触面积不同，因而阻力是不同的。本课题中两相流体的摩擦阻力计算采用的是均相模型的计算公式。均相模型假定：汽和水均匀的混合在一起，与泡状流近似，只考虑汽和水的比容不同，汽和水之间没有相对运动，即认为二者的速度相同。这就是说，该模型认为：除了汽比水的比容大一点外，汽和水性质是完全一样的。因此这种模型的实质是把汽液两相流变成单相流(汽水混合物单相流)。我国水动力计算标准22推荐下式作为计算螺旋管内汽水混合物压力损失的计算公式： (3-35)式中，为摩擦阻力损失校正系数，按下式计算：当G=1000kg/m2s时，当G1000kg/m2s时， (3-37)3.5.2 局部阻力压降计算1. 单相流体局部阻力压降计算所谓局部阻力压降是指流体流动时由于截面的改变(扩大或缩小)或流动方向改变而引起能量损失。在蒸汽发生器中的局部阻力一般都处于自模化区，即与流体的数无关，因此可按式（3-38）来计算局部阻力损失： (3-38)弯曲半径不变的螺旋管阻力系数按式（3-39）计算： (3-39)式中：系数，按不同的管子内径与螺旋半径之比和由线算图查取。对于加热的管件，工质的流速和比容沿管长是不断变化的，理论上在计算局部阻力时应按产生阻力点的流速和比容计算，在实际工程计算中，为了简化计算，除靠近管子入口和出口处的局部阻力按“当地”的比容或流速计算外，其余均按沿管长的平均比容(或平均流速)计算。对于蒸发管的加热水段(单相区段)和蒸发区段是必须分开计算的。2. 两相流体局部阻力压降计算与单相流体相同，两相流体在流通截面或流动方向改变时，也会影响到流体速度场的改变并使流体的质点产生撞击和涡流，引起局部阻力损失。不仅如此，流通截面和流动方向的改变对两相流体的影响比单相流体还要大得多，因为在速度场改变的同时，还产生蒸汽浓度分布场的改变。两相流体局部阻力计算采用均相模型，汽水之间相对速度对局部阻力影响通过局部阻力系数来反映。两相流体局部阻力压降按式（3-40）计算： (3-40)汽水混合物通过弯曲半径不变的螺旋形管圈时，阻力系数按式（3-41）计算 (3-41)3.5.3 重位压降计算1. 单相流体重位压降计算重位压降又称重位压头，它是由于工质的重力作用而产生的压降。单相流体的重位压降可由式(3-42)计算： (3-42)式中：管子进出口之间的水标高差，m。当上升下降管件的总行程不超过10m，并且其入口联箱和出口联箱在同一标高时，其重位压降可略去不计。在过热段中，由于其重位压降在总压降中所占份额较小，只有当压力大于10MPa，并且在联箱的各过热器管子间有很大的吸热不均性时，为了计算各并联管的流量偏差，对于单行程的辐射式过热器和屏式过热器，才计算其重位压降。由于蒸汽的密度较小，在蒸汽管道中的重位压降一项与流动压降相比其数值也较小，因此在换热器的管道计算中规定，只有当工质的焓值小于2500kJ/kg时才计算其重位压降。2. 两相流体重位压降计算两相流体的重位压降计算公式与单相流体重位压降的计算公式是不同的，本课题中两相流体的重位压降计算采用的是分相模型进行计算的。管内汽液两相流的流型23分为泡状、弹状、环状和液雾状，而主要流型为泡状流和环状流。水在管中靠管内壁流，占据截面积；汽在管子中间由水形成的“水管”中流，占据管截面积；考虑汽水的相对速度：水的真实速度为；汽的真实速度为。这种模型把汽和水两相分别考虑，也考虑了汽水之间相对速度的影响，比较真实地反映了流动情况。图3-6汽水混合物分相模型示意图如图3-6，取一小段管子，长为。这时管子中水的质量为，管子中汽的质量，汽水混合物总质量为+，管子中汽水混合物体积，可方便的推出真实容积密度计算式(3-43)，即： (3-43)定义：。为截面含汽率，它的物理意义为：蒸汽占据管截面的份额。这时，因此上式可写成： (3-44)汽水混合物在管屏、管内流动时因垂直标高不同而引起的压力差，称为重位差压，按式(3-45)计算： (3-45)3.5.4 加速压降计算1. 单相流体加速压降计算单相流体的加速压降可按式（3-46）计算： (3-46)式中：、出口和进口截面上的工质的流速，m/s；、出口和进口截面上的工质的比容，m3/kg。式(3-46)适用于沿流动方向管道截面不变的情况，对于不可压缩流体，只有当工质与外界有热交换时才产生加速压降。在低于临界压力时，加热和压力对水的比容变化影响很小，因此值也很小。对于过热蒸汽，加热和压力变化对比容变化有一定的影响，但值与其它压降值相比数值也较小。因此，对于低于临界压力的单相流体可以不计其加速压降。在超临界压力锅炉的大比热区，工质受热后比容变化较大，特别在热负荷较高时相对较大。因此，当单侧加热时如管子热负荷大于460kw/m2或双侧加热时热负荷大于230kw/m2以及当工质焓值小于1700kJ/kg时，应按式(3-46)计算加速压降的值。2. 两相流体加速压降计算当汽水混合物在不加热的管中向上流动时，由于压力逐渐降低产生自汽化，同时蒸汽的比容也增大，此时也会产生两相的动量变化，但一般情况下此影响很小，可以不计。在加热的蒸发管中，由于水的不断汽化，使汽水混合物的容积增大很多，因此加速压降较大，特别是在低压时，在热负荷较大的蒸发管中加速压降比较显著。对于均相流体，加速压降可以按式(3-47)计算： (3-47)式中：饱和蒸汽比容，m3/kg；饱和水比容，m3/kg；管段出口质量含汽率；管段入口质量含汽率。 (3-48)本章结合多头螺旋管式蒸汽发生器的特点，提出了总传热系数的计算方法，并推荐了管外放热系数（压降）和管内有相变及无相变放热系数（压降）的计算关系式，给实际工程设计提供了坚实的理论基础。第4章260MW高温气冷堆蒸汽发生器的设计第4章 260MW高温气冷堆蒸汽发生器的设计本章从工程实际出发，根据以上所提供的设计方法，利用螺旋管内外传热系数及压降的推荐公式，在热力计算和水力计算的基础上，对260MW高温气冷堆蒸汽发生器进行了设计。4.1 设计参数由已知的热功率，给定的氦气的入口温度、螺旋管内的给水/蒸汽温度、水侧出口压力（蒸汽压力）和氦气入口压力，在风机允许的压头下，可计算出一、二次回路的质量流量。具体的设计参数见表4-1。表4-1蒸汽发生器的设计参数热功率MW260一次回路质量流量kg/s111氦气入口/出口温度700/253氦气压力MPa7一次侧压力损失MPa0.039二次回路质量流量kg/s101.5给水/蒸汽温度180/530蒸汽压力MPa19压力损失MPa24.2 计算方法和步骤根据给定的热功率，先假设一个传热系数，由传热方程，（其中为热功率，为传热系数，为传热面积，为传热温差）计算出传热面积。其中传热温差可根据工质进出口温度得出。计算出传热面积后，再根据设计的传热管外管径计算出传热管数目及长度，就可以初定管束结构了。为了保证螺旋管长度基本相同，就得保持传热管的螺旋上升角和径向节距ST一定。结构初步确定的正确与否，要靠热力计算和水力计算来验证。热力计算是根据初步确定的结构，确定传热系数及蒸汽发生器各传热段（预热段、蒸发段、过热段）的传热面积，看其是否与假设相符合，否则重新假设。水力计算是计算工质流道的水力阻力，根据水力阻力计算结果可以算出各段的压降，用以检验热力计算的正确与否。设计计算的具体步骤如下：1、估算传热系数；2、计算传热面积；3、初步确定管束结构；4、建立热工水力计算模型；5、计算管束阻力；6、校核传热系数；7、校核传热面积；8、校核管束阻力；9、校核管间脉动；10、确定管束结构。4.3 螺旋管束结构设计蒸汽发生器传热面管束是由与中心同心的多头螺旋管圈组成。设计时取，为了保持蒸汽发生器外观和谐，螺旋管缠绕层数为24层，中心柱直径定为0.5m。缠绕管子时，第一层取2个头一起缠，根据计算出SL，进而算出相对轴向节距SL/d，当相对轴向节距小于1.4或大于1.8时，就开始换头缠下一层，并且为了保持传热的均匀性，第一层管子向左缠，第二层管子向右缠，如此一直缠到第24层。最内层螺旋管螺旋直径0.545m，最外层螺旋管直径2.27m，管束高度8.43m，共220根换热管子。所有传热面管束由三块辐射状支撑板支撑。受热面螺旋管排列结构参数见表4-2。表4-2受热面螺旋管排列结构螺旋盘管层数13467101114151819212224螺旋管头数2345678受热面螺旋管束结构参数见表4-3。表4-3受热面螺旋管束结构层 数螺旋直径m轴向节距SL/d导程mm轴向管排数10.5451.49474.721420.621.7008518830.6951.90595.2516840.771.408105.622750.8451.545115.87520760.921.682126.1519070.9951.364136.423581.071.467146.721891.1451.570157263101.221.673167.3191111.2951.420177.5225121.371.502187.75213131.4451.585198.125202141.521.667208.375192151.5951.485218.7219161.671.526228.9210171.7451.595239.25201181.821.663249.45192191.8951.485259.875215201.971.543270.025207212.0451.602280.35200222.121.453290.6220231.1951.505301212242.271.556311.22064.4 热工水力模型根据以上结构设计方法，在热力计算和水力计算的基础上，建立热工水力计算模型，如图4-1。 水侧 氦气侧 19MPa 530 7MPa 700 93.552MW 19.9 MPa 365.4 7 MPa 538 56.312MW 0.4 MPa 367.4 7MPa 441 110.037MW 21 MPa 180 7 MPa 253图4-1热工水力计算模型4.5 多值性的校验多值性的现象是指管子中的流量在一定条件下从一种稳定的流量变到另一种稳定的流量，从而造成很大的流量偏差或流动方向的改变。多值性产生的原因是管子的水动力特性（压差流量特性）呈多值曲线（即在一个压差下有几个流量）。管件在多值性区域工作，就不能保证受热面管内的流量，因此应避免出现或确定其可靠工作范围。多值性可以在水平管、垂直上升管，特别是在下降流动的悬吊管、包墙管或减温器的进出水管系统中发生。在某些正常工况下出口不汽化的管系中，如发生多值性可以使管子烧毁。校验多值性应在最低负荷下进行。本设计推荐式（4-1）来进行多值性校验，即若满足该式，则其水动力特性是单值的。 (4-1) (4-2)式中：系数，按表4-4选取。压力，kgf/cm214023表4-4 系数表经校验： kJ/kgkJ/kg可见， 所以，水动力特性是单值的。4.6 管间脉动的校验对进口欠热水出口为汽水混合物或过热汽的并联管束（或管屏）都要校验管间（或屏间）脉动，管间脉动和屏间脉动一样，其特点是管子或管屏的进口与出口流量作周期性的有规律的波动，而且进口流量与出口流量的波动相位差。大幅度脉动时进口流量的最低值可以减小到比正常流量小好几倍甚至可能达到负值（即发生倒流），换热器管子金属壁温也作大幅度的波动和升高，因此是一种不能容许的水动力异常工况。校验脉动的计算应在最低负荷（以及相应的工作压力）下进行。本设计推荐采用动态蓄质量系数的方法来校验管间脉动。1、计算方法：为校核并联蒸发管是否会产生脉动，需要算出管内动态蓄质量系数及阻力比，然后按图4-2确定蒸发管是处于稳定区还是脉动区。图4-2关系曲线2、动态蓄质量系数按式（4-3）计算： (4-3)式中：，kg/m3，kg/m3过热段和蒸发段吸热量之和， kJ/(kgs)3、阻力比按式（4-4）计算： (4-4)式中 水段压降，为流动阻力与重位压降之和，Pa；含汽段压降，为含汽段流动阻力与重位压差之和，Pa。经校验，；。由图4-2可知，蒸发管处于稳定区。 防止管间脉动、发生流动不稳定性的方法，可采用提高系统压力，增加系统进口节流，减小系统出口节流等措施24。在设计中，可在系统入口加装节流圈，过冷水段采用小直径管子，蒸发段和过热段采用大直径管子来增加入口段压降，减小出口段压降，若热负荷一定，可提高设计的质量流速，使之不处于脉动区。4.7 节流圈的选取在一个管屏中为了消除热偏差、脉动或多值性，要进行各种水动力可靠性校验，每一种校验计算都要得出最小必需的节流度数值，在设计中应采取这些计算结果中的最大数值（孔径最小）来决定节流圈尺寸。节流圈一般不宜装在管屏或管圈的出口处，因为这样会促使脉动并使多值性的特性更加恶化。只有在出口不汽化的向下流动的悬吊管中为便于排汽，或单相流体过热器管束中为了便于安装等特殊场合，才可在管子出口装设节流圈25。节流圈应选用耐磨材料制造，为防止阻塞，本设计选取节流圈孔径为8mm。4.8 主要设计及计算结果根据文献26-29所提供的各种物性参数，在热力及水力计算的基础上，得出以下主要设计及计算结果。受热面主要设计参数见表4-5。传热管束设计参数过冷水段管子mm252蒸发段管子尺寸mm252过热段管子尺寸mm径向相对节距( ST/d )1.565轴向相对节距( SL/d )1.557传热面积m21823.8管子长度m193.59管束层数24管束高度m8.43管子尺寸mm21.23.3表4-5受热面主要设计参数设计计算主要结果见表4-6：4-6蒸汽发生器设计计算主要结果项目/内容单位预热段蒸发段过热段氦气速度m/s15.215.215.2氦气流量kg/s111111111氦气传热系数W/m22427.62427.62427.6水侧入口压力MPa21.020.419.9水侧入口温度180367.4365.4给水流量kg/s101.5101.5101.5水侧出口压力MPa20.419.919.0水侧出口温度367.4365.4530水侧放热系数W/m229007.83200015186.6总传热系数W/m21402.741410.041332.64对流传热温差72.75115.1170.9传热面面积m21070.2343.8409.8管子展开长度m113.636.4943.5热功率MW110.03756.31293.552管子尺寸m管束高度m4.951.591.89蒸汽发生器结构简图见图4-3：图4-3 260MW高温气冷堆蒸汽发生器结构简图蒸汽发生器主要由筒体、套筒、管束、中心筒、氦风机、氦气进出口通道、给水和蒸汽管嘴等组成。根据厂房总体布置，蒸汽发生器设计为立式。蒸汽发生器的型式很多，本设计选用逆流、单程、直流式。其结构形式应根据其使用介质、温度、压力及污垢等情况决定，在结构设计上还应考虑对工艺的要求及制造上的可能性。本次设计的结果与文献30，31相比较设计结果合理，表明以上所提出的计算方法是合理和正确的。结论结论螺旋管具有传热系数大，结构紧凑等优点，被广泛用作核电站、低温、动力、化工和石油设备。由于螺旋管束受热面的结构设计和传热计算都不同于一般形式的管壳式换热器，因此，本文从工程实际出发，提出了多头螺旋管束受热面结构的设计方法，并推荐了螺旋管内、外传热和阻力的计算关系式，给出了设计计算的基本步骤，最后对260MW高温气冷反应堆蒸汽发生器进行了设计计算。通过本课题的研究工作，得出以下结论：1、提出了多头螺旋管束受热面结构的设计方法，推荐采用保持传热管的螺旋上升角和径向相对节距一定，通过调整螺旋盘管中螺旋管的头数和轴向相对节距（既有不均匀的轴向相对节距）的方法来设计多头螺旋管束受热面结构。径向节距的相等使得热负荷较为均匀，螺旋上升角相同，使协调轴向节距和管子头数较容易。2、推荐了螺旋管内单相流体、汽水两相流体换热系数和压降的设计计算关系式，以及螺旋管外气体横向冲刷换热系数和压降的设计计算关系式。同时也推荐了校验静态水动力特性的计算公式，并提出了防止管间脉动，发生流动不稳定性的方法。3、采用所提出的多头螺旋管束受热面结构的设计方法以及螺旋管内外传热与压降的关系式，对260MW蒸汽发生器进行了设计计算。本设计选用逆流、单程、直流式蒸汽发生器，该蒸汽发生器传热面管束是由与中心同心的多头螺旋管圈组成，共有220根换热管子。螺旋管共缠绕24层，最内层螺旋管螺旋直径0.545m，最外层螺旋管直径2.27m，管束高度8.43m，所有传热面管束由三块辐射状支撑板支撑。本文得到的结果不仅适用于高温气冷反应堆的蒸汽发生器，而且适用于各种工业设备中的螺旋管式换热器和螺旋管式热交换器。由于水平有限及时间上的限制，本文的工作只能到此为止，还有很多工作需要完善。目前，换热器已采用计算机辅助设计来进行结构方面的优化，对多头螺旋管式换热器进行软件技术开发将是笔者今后努力的方向。致谢致谢首先，我要衷心感谢我的导师周云龙教授。本文是在周云龙教授的严格要求和精心指导下完成的，文中的点滴都包含了周云龙教授的心血。导师高尚的人格、渊博的学识和严谨的治学态度使学生受益匪浅。导师在百忙中一丝不苟地指导本文的完成，并认真审阅了全文，提出了很多中肯意见，对于论文质量的提高起了重要的作用。导师在求学深造之路上对学生的帮助，学生也是十分的感激，在此谨向导师周云龙教授表示诚挚的谢意！其次，我也要感谢我的同事孙斌、洪文鹏、李岩和郭婷婷老师。他们在我完成本文期间，尽自己所能帮助我，使我得以顺利完成本文，在此也向他们表示诚挚的谢意！个人简历本人于1970年1月出生，1991年7月毕业于北方交通大学热能动力机械与装置专业，获工学学士学位。1991年8月分配到吉铁分局机务段任检修工程师，1993年10月调入吉铁分局职工学校担任讲师，1998年12月调到东北电力学院动力工程系，从事教学与科研工作。任职期间，发表学术论文多篇。攻读学位期间发表的论文攻读学位期间发表的论文1 电站锅炉水循环安全在线监测和报警系统.锅炉技术.2001，32（3）2 汽轮机各缸相对内效率变化对热耗率影响的计算模型.东北电力学院学报 2001，21（4）3 水平管
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