管壳式换热器凝结换热特性的研究及数值计算

1、摘 要作为管壳式换热器的凝汽器在电厂中有其重要的作用，而凝汽器壳侧是由凝结 和不凝结气体组成。在换热过程中，因存在凝结换热，气体流速、压力、不凝结气 浓度、传热系数及各气体相对份额等参数，随着蒸汽的凝结，沿气体流动方向发生 很大变化，使流动与传热过程十分复杂。因此，在考虑凝结对换热影响的基础上， 利用多孔介质理论，对凝汽器汽侧的换热过程建立数值计算的控制方程，通过编程 计算，得到了压力、温度、速度、密度场等，通过对结果分析，不凝结气体的含量 对换热系数影响很大，因此利用计算结果，拟合出传热系数与空气体浓度之间的关 系式。为凝结换热器的设计及计算提供了依据。关键词：管壳式换热器，凝汽器，凝结换热

2、，传热系数，数值传热学abstractas a shelband-tube heat exchanger condenser is important to power plant, steam and non-condensable gases is existed in shell side of condenser. in the heat transfer process, as a result of the existence of condensation heat transfer, flow rate, pressure, non-condensing gas concent

3、rations, heat transfer coefficient and other parameters of gases with the condensation which was changed along the direction of gas flowing, led to the flow and heat transfer process complicated. so based on the condensation on the effects of heat transfer, using the theory of porous media, establis

4、h the equation of heat transfer process in the side of steam, getting the pressure, temperature, speed, density field by programming calculation, analyzing the result, conclude the non-condensable gas concentration had a great impact on the heat transfer coefficient, so fitting the function of the r

5、elation between heat transfer coefficient and air concentration. provide the basis for the condensation heat exchanger designing and calculation.fan wei (power machinery and engineering) directed by prof. li hui-jun摘 要作为管壳式换热器的凝汽器在电厂中有其重要的作用，而凝汽器壳侧是由凝结 和不凝结气体组成。在换热过程中，因存在凝结换热，气体流速、压力、不凝结气 浓度、传热系数及各气

6、体相对份额等参数，随着蒸汽的凝结，沿气体流动方向发生 很大变化，使流动与传热过程十分复杂。因此，在考虑凝结对换热影响的基础上， 利用多孔介质理论，对凝汽器汽侧的换热过程建立数值计算的控制方程，通过编程 计算，得到了压力、温度、速度、密度场等，通过对结果分析，不凝结气体的含量 对换热系数影响很大，因此利用计算结果，拟合出传热系数与空气体浓度之间的关 系式。为凝结换热器的设计及计算提供了依据。关键词：管壳式换热器，凝汽器，凝结换热，传热系数，数值传热学abstractas a shelband-tube heat exchanger condenser is important to power

7、plant, steam and non-condensable gases is existed in shell side of condenser. in the heat transfer process, as a result of the existence of condensation heat transfer, flow rate, pressure, non-condensing gas concentrations, heat transfer coefficient and other parameters of gases with the condensatio

8、n which was changed along the direction of gas flowing, led to the flow and heat transfer process complicated. so based on the condensation on the effects of heat transfer, using the theory of porous media, establish the equation of heat transfer process in the side of steam, getting the pressure, t

9、emperature, speed, density field by programming calculation, analyzing the result, conclude the non-condensable gas concentration had a great impact on the heat transfer coefficient, so fitting the function of the relation between heat transfer coefficient and air concentration. provide the basis fo

10、r the condensation heat exchanger designing and calculation.fan wei (power machinery and engineering) directed by prof. li hui-jun声 明本人郑重声明：此处所提交的硕士学位论文管壳式换热器凝结换热特性 的研究及数值计算，是本人在华北电力大学攻读硕士学位期间，在导师指导下 进行的研究工作和取得的研究成果。据本人所知，除了文中特别加以标注和致 谢之处外，论文中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为获 得华北电力大学或其他教育机构的学位或证书而使用过的材料。与我

11、一同工作 的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示了谢意。日学位论文作者签名:关于学位论文使用授权的说明本人完全了解华北电力大学有关保留、使用学位论文的规定，即：学校 有权保管、并向有关部门送交学位论文的原件与复印件；学校可以釆用影印、 缩印或其它复制手段复制并保存学位论文；学校可允许学位论文被查阅或借 阅；学校可以学术交流为目的，复制赠送和交换学位论文；同意学校可以用 不同方式在不同媒体上发表、传播学位论文的全部或部分内容。（涉密的学位论文在解密后遵守此规定）第一章引言1.1选题背景及意义能源工业是国民经济的基础产业，是实现现代化的物质基础，世界各国都把建 立可靠、安全、

12、稳定的能源供应保障体系作为国民经济的战略问题之一。我国是世 界上能源蕴藏和能源生产大国，我国的一次能源生产居世界第二位，但人均拥有的 煤、石油和天然气等不可再生能源只占世界平均值的55.67%、11.14%和4.38%,同 时我国的能源利用率比较低，只有33.4%,远低于发达国家的52%56%,而单位 国民生产总值能耗却是发达国家的34倍。这就使得我国的能源供需矛盾十分突 出，因此迫切需要加强能源管理，合理开发和有效利用能源。我国政府对能源问题 十分重视：早在80年代就提出了“节约和开发并重，近期把节约放在优先地位”的能 源方针政策；在2004年，经国务院批准，国家发改委发布了节能中长期专项规

13、 划，提出了节能的指导思想、原则和目标，以及十大重点节能工程和十条保障措 施。在“十一五-(2006-2010年)规划纲要中提岀了“十一五”期间单位国内生产总 值能耗降低20%左右，主要污染物排放总量减少10%的约束性指标。而后又明确了 2010年中国实现节能减排的目标任务和总体要求，即到2010年，中国万元国内生 产总值能耗将由2005年的1.22吨标准煤下降到1吨标准煤以下，降低20%左右；. 单位工业增加值用水量降低30%o “十一五”期间，中国主要污染物排放总量减少 10%,到2010年，二氧化硫排放量由2005年的2549万吨减少到2295万吨，化学 需氧量由1414万吨减少到127

14、3万吨；全国设市城市污水处理率不低于70%,工业 固体废物综合利用率达到60%以上。换热器广泛的应用于许多工业部门中，其中管壳式换热器占了 1/3以上。由于 管壳式换热器结构可靠、技术成熟.适用面广，已成为目前热力系统中最为常用的 换热设备结构形式。化工厂中的加热器、冷却器，火力发电厂中的凝汽器、冷油器 以及压缩机的中间冷却器等都是管壳式换热器的实例。在现代工业中，火力发电厂作为将一次能源转化为二次能源的场所，是消耗一 次能源的大户。每年我国有约1/4的煤炭用于发电。管壳式换热器的性能对火力发 电厂的安全可靠性和经济性以及能源的有效利用有着重要的影响。以火力发电厂中 重要的管壳式换热器凝汽器为

15、例，国产高压200mw机组，如果凝汽器真空下 降0.98kpa,则机组热耗上升63kj/(kw h),而机组初压下降490kpa,机组热耗才 上升20.93 kj/(kwh)；对一台超高压汽轮机，凝汽器压力每降低0.981kpa,循环热 效率可提高0.5%0.7%；而对一台亚临界600mw汽轮机，循环热效率相应可提高 约0.5%。以全国年发电量1.5力亿千瓦时计算，如果真空提高0.3kpa,则每年可节 约标准煤约78.7力吨。在当前国家能源供应十分紧张的情况下，提高管壳式换热器的传热特性，进行 强化传热技术的研究己经成为节能降耗工作中的一项重要内容，为实现节能减排的 目标打下坚实的基础。因此要

16、节能减排，提高火力发电厂的经济效益和节能意识， 必须研究各种传热过程的强化问题，开发适用不同过程的强化传热结构及高效换热 设备，这不仅是现代电力工业发展过程中必须解决的课题，同时也是开展节能工作 的迫切任务。1.2目前国内外研究状况1.2.1强化传热技术发展简介管壳式换热器强化传热就是使换热器在单位时间、单位传热面积传递的热量尽 可能多。管壳式换热器强化传热方法主要有：采用改变传热元件本身的表面形状及 其表面处理方法，以获得粗糙表面和扩展表面；用添加内插物的方法增强流体本身 的扰流；改变管束支撑形式以获得良好的流动分布，充分利用传热面积；将换热管 的内外表面轧制成各种不同的表面形状，使管内外流

17、体同时产生湍流以达到同时扩 大管内外有效传热面积的目的，提髙换热管的传热性能；将换热管表面制成多孔状, 使气泡核心的数量大幅度增加，从而提高传热系数。从传热学的发展历史来看，20世纪60年代之前，研究的重点仍是揭示基本传 递现象的规律。这一时期及以前的各类文献中，几乎从未出现“强化传热"（heat transfer enhancement）的术语。发生于20世纪70年代的世界性能源危机，客观上 极大的促进了强化传热技术的研究和发展，其实质是探求在消耗一定能量的条件下 尽可能多的传递为某种过程所需的热量。因此，从70年代开始，各国均十分重视 强化传热技术的开发和应用研究。进入90年代以

18、后，强化换热技术开始由第2代 向第3代发展，第2代强化传热技术已经被逐渐认同为一种常规技术；最近又提出 了第4代强化传热技术的概念。近年来，随著激光多谱勒测速仪（ldv）、粒子图像测速仪（piv）等先进实验 和测试仪器在流体力学学科的深入应用，为换热器实验研究提供了强有力的实验手 段，极大的提高了换热器的实验测试能力，进一步推动了换热器实验研究向着高精 度、高效率和数控化方向发展。实验研究固然有其有点，但实验研究周期长、实验 过程费用较高，受多方面因素限制，实验模型经过简化后，与工程应用中换热器原 型尺寸和结构差别往往较大，难以完全相似，不可避免的存在着原始缺陷与误差， 难以进行放大设计和优化

19、设计，且测量误差的存在对测量仪器及测量人员的测量经 验都有较高的要求。因此随着换热器向着大型化、高参数化不断发展，单纯依靠实 验研究方式已不能很好的适应换热器的研究和开发需要。为了更好的适应换热器的研究和开发需要，数值模拟技术已经广泛的应用在换 热设备研究开发和设计的各个环节。近年來，国内学者在国外数值模拟研究的基础 上，在换热器数值模拟方面也开展了越来越多的工作。1.2.2数值传热学的基本思想简介随着计算机的迅速发展，用数值方法对传热问题的分析研究取得了重大进展， 在20世纪70年代已经形成一个新兴分支数值传热学。在介绍数值传热学的基 本思想之前，需要先介绍描述流动与传热问题的控制方程组。设

20、在如图11所示的三维直角坐标系中有一对流换热过程，流体的速度矢量u 在三个坐标上的分量分别为u, v, w,压力为p,流体的密度为°。这里，为一般 化起见及p都是空间坐标及时间的函数。对图中所示的微元体积dxdydz, 应用质量守恒定律、动量守恒定律及能量守恒定律。可得出三个守恒定律的数学表 达式叫图1-1三维直角坐标系及微元体(1) 质量守恒方程对图11中固定在空间位置的微元体，质量守恒定律可表示为单位时间内微元体中流体质量的增加二同一时间间隔内流入该微元体的净质量据此，可以得出以下的质量守恒方程，又称为连续性方程空+炖+迸凹*如0dt dx dy dz上式中的第2, 3, 4项是

21、质量流密度(单位时间内通过单位面积的流体质量)的散 度，可用矢量符号写出为(1-2)对于不可压缩流体，其流体密度为常数，连续性方程简化为(1-3)dzv(tr) = 0(2) 动量守恒方程对图1-1所示的微元体分别在三个坐标方向上应用newton第二定律(f ma )在流体流动中的表现形式微元体中流体动量的增加率二作用在微元体上各种力之和引入newton切应力公式及stokes的表达式，可得3个速度分量的动量方程如下动量方程*d(pu) d(p«u) d(pvu) d(pwu)h+dt dxdydz旦+2dx dxdu加s2燈诗“dxdv du + dx dyd+ lldzdu dw

22、 + dz dx动量方程d(pv) d(puv) d(pw) d(pwv)+ “ + dt dx dydz辱2dy dxdx dy ) dy“ divu + 2 +dv dw + dz dy(l-4b)w 动量方程0(0v) d (puw) d(pvw) d(pvnv)+ dtdxdydzdp d n 一 +dy dxdu dw 一 + dz dxdv dw dz dydw+2加i叨+2“空dzdzdz+ pfz4c)式中“为流体的动力粘度，“称为流体的第二分子黏度，对气体可取为2/3。在数值传热学中常常将上述3式等号后的分子粘性作用项做如下变化，以动 量方程为例fidivu + 2 + dx

23、dxidv du"kfd+ dz(du dw lz+dxdx+ fidivu= div(“gradu) + s.(1-5)据此.上述动量方程可以进一步写成以下矢量形式(l-6a)(l-6b)(l6c)-div(puu ) = div(/2gradu) + su -乎+ div (pvu) = div(/ltgradv) + j 一 詈 mp弓)+ div (pwu) = div(ptgradw) sw - dtdz式中s“，sv，s”为3个动量方程的广义源项，其表达式可对照式(15)得出如下(l7a)(l7b)(l7c)对于粘性为常数的不可压缩流体，su = svsw=o,于是式(1

24、6)简化成为 + div(wl/) = div(ygradu)-丄羊(l-8a) + divvu) = div(vgradv) -(l-8b)号 + div(wu) -div(vgradw)(l8c)式中“为流体的运动粘度。式(16)(18)称为navier-stokes方程，简称n-s方程。(3) 能量守恒方程对图所示的微元体应用能量守恒定律：微元体内热力学能的增加率二进入微元体的净热流量+体积力与表而力对微元体做 的功。再引入导热fourier定律，可得出用流体比焙方及温度7*表示的能量方程a (ph) d(puh) d(pvh) d(pwh)dt dx dydz(1-9) - pdivu

25、 + div(xgradt) + 0 + s*式中人是流体的导热系数，£为流体的内热源，0为由于粘性作用机械能转换为热 能的部分，称为耗散函数，其计算式如下筒调£)1噹罔mdu dw+dz dx2dv3z+v j+ xdivu(m0)式(19)中pdivu系表面力对流体微元体所做的功，一般可以忽略；同时对理想气体, 液体及固体可以取hcj ,进一步取°为常数，并把耗散函数0纳入到源项耳中(sr ®+ )»于是可得+ div(put)- j/v( gradt) + st(ml)丹cp对不可压缩流体有(m2)+ div(ut) -gradt) +

26、/psp式(12), (l4a), (l-4b), (l-4c)及(111)包含6个未知量，“ v,杠p, t及p,还需 补充一个联系p和p的状态方程，方程组才能封闭p-fm(m3)对理想气体可有p = prt(1-14)其中r为摩尔气体常数。至此，已得到流动与传热问题的质量守恒定律、动量守恒定律及能量守恒定律 的数学表达式。在流动与传热问题求解中所需求解主要变量(速度及温度等)的控制方程都可 以表示成以下通用形式-+ div (pu(p) = div(grad(p) +(1-12)dtr式中0为通用变量，可以代表-v, w, t等求解变量；q为广义扩散系数；s.为 广义源项。这里引入“广义”

27、二字，表示处在q与s.位置上的项不必是原来物理意义 上的量，而是数值计算模型方程中的一种定义，不同求解变量之间的区别除了边界 条件与初始条件外，就在于耳与»的表达式不同【对于不同的方程及变量，。的 取值不同，其详细的分类将在第三章以表格的形式详细列出。得到控制方程后，若要求解还需确定计算模型的初始条件与边界条件，且控制 方程还有守恒与非守恒形式，关于守恒与非守恒形式的讨论在文献2中有详细的分 析，故本文不再赘述。对前面介绍的描写流动与传热的偏微分方程，数学界已经发展出了不少获得其 精确解(又称分析解)的数学方法。这些精确解是在整个求解区域内连续变化的函 数。但是直到目前，这些分析解还

28、只能对少量的简单的情形得出，对于大量具有工 程实际意义的流动与传热问题，数值计算的方法越来越广泛的得到应用。数值传热学(numerical heat transfer, nht)又称为计算传热学(computational heat transfer, cht),是指对描写流动与传热问题的控制方程采用数值方法通过计 算机予以求解的一门传热学与数值方法相结合的交叉学科。数值传热学求解问题的 基本思想是：把原来在空间与时间坐标中连续的物理量的场(如速度场，温度场， 浓度场等)，用一系列有限个离散点(称为节点，node)上的值的集合来代替，通过 一定的原则建立起这些离散点上变量值之间关系的代数方程(

29、称为离散方程， discretization equation),求解所建立起來的代数方程以获得所求解变量的近似值。 上述的思想可以用图12來表示。在过去的几十年内已经发展出了多种数值解法，其间的主要区别在于区域的离 散方式、方程的离散方式及代数方程求解的方法这3个环节上。在流动与传热计算 中应用较广泛的是有限差分法(finite different method, fdm),有限容积法(finite volume method, fvm),有限元法(finite element method, fem)及有限分析法(finite analytic method, fam)o现将它们的主要思想

30、简述如下：；建立控制方程、确定初始! 条件与边界条件 4m i划分了区域，确定节点i(区域离散化)i建立离散方程 (方程离散化)初始与边界条件离散化求解离散方程以当前值重建离散方程hmm !n mfn 线性问题;非线性问题解收敛否i是解的分析图1-2物理问题数值求解的基本过程有限差分法(finite different method, fdm)是历史上最早采用的数值方法，对 简单几何形状中的流动与换热问题也是一种最容易实施的数值方法。其基本点是： 将求解区域用与坐标轴平行的一系列网格线的交点所组成的点的集合来代替，在每 个节点上，将控制方程中每一个导数用相应的差分表达式来代替，从而在每个节点

31、上形成一个代数方程，每个方程中包括了本节点及其附近一些点上的未知值，求解 这些代数方程就获得了所需的数值解。由于各阶导数的差分表达式可以从taylor展 开式来导出，这种方法又称建立离散方程的taylor展开法。有限差分法的主要缺点 是对复杂区域的适应性较差及数值解的守恒性难以保证。有限容积法(finite volume method, fvm)。在有限容积法中将所计算的区域划 分成一系列控制容积，每个控制容积都有一个节点做代表。通过将守恒型的控制方 程对控制容积做积分来导出离散方程。在导岀过程中，需要对界面上的被求函数本 身及其一阶导数的构成作出假定，这种构成的方式就是有限容积法中的离散格式

32、。 用有限容积法导岀的离散方程可以保证具有守恒特性，而且离散方程系数的物理意 义明确，是目前流动与传热问题的数值计算中应用最广的一种方法。值得指出，曾 经有文献将有限容积法作为有限差分法的种形式的看法刃。实际上这两种数值方 法在获得离散方程的途径方面完全不同，正像有限分析法与有限差分法获得离散方 8程的方法不同而作为两种离散数值方法一样，将有限差分法与有限容积法作为两种 数值方法更为合适。有限元法(finite element method, fem)。在有限元法中把计算区域划分成一系 列元体(在二维情况下，元体多为三角形或四边形)，在每个元体上取数个点作为 节点，然后通过对控制方程做积分来获

33、得离散方程。其与有限容积法区别在于：(1) 要选定一个形状函数(最简单的是线性函数)，并通过元体中节点上的被求 变量之值来表示该形状函数。在积分之前将该形状函数带入到控制方程中去；这一 形状函数在建立离散方程及求解后结果的处理上都要应用。(2) 控制方程在积分之前要乘上一个权函数，要求在整个计算区域上控制方程余 量(即代入形状函数后使控制方程等号两端不相等的差值)的加权平均值等于零， 从而得岀一组关于节点上的被求变量的代数方程组。有限元法的最大优点是对不规则区域的适应性好。但计算的工作量一般较有限 容积法大，而且在求解流动与换热问题时，对流项的离散处理方法及不可压缩流体 原始变量法求解方面没有

34、有限容积法成熟以二维稳态导热问题为例，在直角坐标的均分网格上采用fdm, fvm及fem 的网格及p点离散方程涉及到的邻点情况，如图13 (a), (b), (c)中。图中黑点 代表温度场离散方程所涉及到的节点。(b)mwn-心&s se(c)ne:£swse(d)(a) fdm； (b) fvm： (c) fem； (d) fam图1-3不同数值方法区域与节点的划分有限分析法(finite analytic method, fam)。有限分析法是由美国籍华人陈景仁 教授在1981年提出的。在这种方法中，也像有限差分法那样，用一系列网格线将 区域离散，所不同的是每一个节点与相

35、邻的4个网格(二维)问题组成计算单元， 即一个计算单元由一个中心节点与8个相邻点组成(图1-3 (d)o在计算单元中把 控制方程中的非线性项(如ns方程中的对流项)局部线性化(即认为速度已知), 并对该单元上未知函数的变化型线做出假设，把所选定型线表达式中的系数和常数 项用单元边界节点上未知的变量值来表示，这样该单元内的被求问题就转化为第一 类边界条件下的一个定解问题，可以找岀其分析解：然后利用这一分析解，得出该 单元中点及边界上8个邻点上未知值间的代数方程，此即为单元中点的离散方程。 有限分析法中的系数不像有限容积法中那样有明确的物理意义，对不规则区域的适 应性也较差【卸。1.3本文的研究内

36、容目前，世界各国在高效换热器理论研究及新技术新产品开发方面己进入高层次 的探索阶段。各国为提高换热器性能进行的研究主要是强化传热，提高对苛刻工艺 条件和各类腐蚀介质适应性材料的开发，以及向着高温、高压.大型化方向发展所 作的结构改进。当今高效换热器技术的发展以计算流体力学(cfd)、数值传热学 (nht)、模型化技术、强化传热技术及新型换热器开发等形成了一个高技术体系。本文的研究思路是以数值传热学的基本思想为指导，对管壳式换热器内凝结换 热特性进行理论分析，建立计算模型并通过编制的程序对模型进行计算，分析计算 结果，得出结论。本文的主要目的是对管壳式换热器内含有不凝结气体的凝结换热过程进行数值

37、 计算，主要分析管壳式换热器的凝结换热过程中，不凝结气体对传热性能的影响， 并且对求解传热系数方程加以改进。在研究方法上，选用现代化大型火力发电厂的凝汽器作为研究对象。在传热学 角度上，凝汽器是一种管壳式换热器，管壳式换热器内凝结换热的过程相当于凝汽 器在工作状态下的流动与传热过程。首先，理论上对凝结换热特性进行阐述；然后， 建立计算模型，确定初始条件和边界条件。数值解法采用有限容积法，区域离散化 釆用内节点法，即方法b,控制方程的离散釆用控制容积积分法，釆用simple算 法求解离散方程，整个计算过程通过程序实现，最后将计算结果导入到tecplot 10 进行绘图，对计算结果进行分析。目前的

38、主要困难是，计算程序为源代码程序，计算模型复杂，调试所需的工作 量较大；管壳式换热器内流动与传热的问题非常复杂，需要建立合理的计算模型。第二章管壳式换热器的换热分析凝汽器壳侧为汽-气混合物，在通过冷却管束时，因存在凝结换热，气流速度、 压力、不凝结气浓度、传热系数.密度及各气体相对份额等参数，随着蒸汽的凝结, 沿管程方向发生很大变化，使流动与传热过程十分复杂。2.1凝汽器的传热过程作为汽轮机发电机组的重要组成部分，凝汽器的工作性能对整个机组运行的好 坏有很大影响。从传热学的角度来看，凝汽器是一种典型的管壳式换热器，其结构 如图2-1所示。10 9131-后水室：2-管板；3-冷却水管；4-热井

39、；5-进水管；6-水室隔板；7-前水室;8-出水室；9-管子支撑隔板；10-进汽管；11-空气冷却区；12-挡板;13-外壳：14-抽气口图2-1凝汽器示意图2.1.1传热过程表达式蒸汽在凝汽器内的凝结过程基本上是等压过程，其绝对压力值取决于蒸汽凝结 时的饱和温度，此温度取决于冷却水温度（大致在030°c）以及冷却水与蒸汽之间 的传热温差（通常约为1020°c）。考虑到大气压力下蒸汽的饱和温度为100-c,因 此凝汽器是在远低于大气压力下即较奇真空条件下工作的10ju2jo大多数凝汽器都采用水平管外凝结的工作方式，为使凝结过程连续进行，冷却 水需在循环水泵的驱动下连续不断地

40、流过冷却管内，不断吸收蒸汽凝结时放出的汽 化潜热。整个传热过程包括以下几个环节：冷却管外表面上的蒸汽凝结放热；通过 管壁金属本身及管内外表面上的污垢层的导热；管内壁对冷却水的对流换热。所以 这是由多个坏节串联组成的复杂传热过程。凝汽器内的传热过程可由下式表示：q = kfb(2-1)2(九-龙2几"讥)(2-2)式中 0凝汽器的热负荷，w,k凝汽器的传热系数，wgk)；f凝汽器的冷却面积，加彳；m凝汽器的对数平均传热温差，k；dc汽轮机排汽量，kgls；hc 汽轮机排汽比焙，j/s；hc凝结水比焙；kj isdw冷却水流量，kg/s；cw冷却水比热容，j/(kg.k)；匚冷却水出口温

41、度，k；心冷却水进口温度，k。传热过程的示意图如图22所示：与凝汽器压力相对应的饱和蒸汽温度可表示为:(2-7)2.1.2凝汽器的各换热环节凝汽器换热过程可以概括为三个环节：管外凝结放热，通过管壁及污垢热阻导 热，管内强制对流换热【°。(1) 管外凝结放热管外凝结放热是水蒸汽在凝汽器冷凝表面上释放潜热凝结为水的过程。蒸汽与 低于饱和温度的壁面接触时有两种不同的凝结形式。如果凝结液体能很好的润湿壁 面，它就在壁面上铺展成膜。这种凝结形式称为膜状凝结。膜状凝结时，壁面总是 被一层液膜覆盖着，凝结放出的相变热(潜热)必须穿过液膜才能传到冷却壁面上 去。这时，液膜层就成为换热的主要热阻。当凝

42、结液体不能很好的润湿壁面时，凝 结液体在壁面上形成一个个的小液珠，称为珠状凝结。(a)膜状凝结膜状凝结与珠状凝结的定性图示见图23产生珠状凝结时，所形成的液珠不断 发展长大，在非水平的壁面上，因受重力作用，液珠长大到一定尺寸后就沿壁面滚 下。在滚下的过程中，一方面会合相遇的液珠，合并成更大的液滴，另一方面也扫 清了沿途的液珠，使壁面重复液珠的形成和成长过程。(b)珠状凝结图2-3两种凝结形式膜状凝结时，在壁面形成的凝结液膜阻碍蒸汽与壁面直接接触，蒸汽只能在液 膜表面凝结，所放出的潜热必须通过液膜才能传到壁面，因此膜状凝结的传热系数 要小于珠状凝结时的传热系数。当发生珠状凝结时，大部分的蒸汽可以

43、与壁面直接接触凝结，所释放岀的汽化 潜热直接传给壁面，因此珠状凝结换热与相同条件下的膜状凝结换热相比，表面传 热系数要大几倍甚至一个数量级国。虽然珠状凝结的传热系数明显的大于膜状凝结的传热系数，但是珠状凝结很难 获得，即使能够暂时获得也很难长久的保持。在凝汽器中，蒸汽主要是膜状凝结， 有时，这两种类型的凝结可能同时存在。目就凝汽器的传热计算，均采用膜状凝结 的计算公式。到目前为止，人们已经对蒸汽凝结时的热交换过程进行了大量的研究工作，但 是还不是非常清楚。如果说，纯蒸汽的凝结放热已研究的很充分，但当蒸汽中存在 着空气时，就使这种换热过程变得大为复杂，尤其是在空气冷却区更是如此，极大 地恶化了蒸

44、汽与冷却水之间的热量交换。(2) 管壁及污垢热阻导热通过管壁及污垢热阻的导热是从壁面高温侧到壁面低温侧的热量传热，亦即穿 过固体壁及内.外壁面上污垢的导热过程。管壁的导热性能主要受管子的材料，管壁厚度，管壁内、外表面积等因素影响。 污垢热阻是凝汽器在使用一段时间后，在壁面上积有的腐蚀物、污物或其他杂质。 污垢热阻会增大凝汽器的总热阻，降低传热系数。所以，在进行换热计算时，应考 虑污垢热阻。在确定污垢热阻时，应考虑物理和经济两种因素。在物理上应考虑的因素有：流体和沉积物的性质；流体温度；管壁温度；管壁 材料和粗糙度；流体流速等。经济上应考虑的因素有：凝汽器的生产成本；清洗周期和费用；折旧费和维护

45、 费用等。对于管壁污垢，一般都会定期通过凝汽器的清洗來降低其热阻值，且污垢热阻 的计算也有比较详实的数据参考。(3) 管内强制对流换热管内强制对流放热是冷却水在循环水泵的驱动下与管内壁面进行热量传递的 过程。管内强制对流换热方式在换热设备中得到广泛的应用。管内强制对流换热可分为层流、过渡流和湍流。当kw2300时为层流， &=230010000时为过渡流，比10000时为湍流。在凝汽器中，水在管内的流 速多半为1.52mls.经计算，如果采用内直径为17mm的管子，冷却水温为of, 当/?,=10000时的流速为1.05/s。因此，凝汽器内冷却水的流动处于湍流区域。对 于对流换热来说，

46、在流体速度不变的情况下，湍流的换热效果要好于层流的换热效 果。2.2不凝结气体对凝汽器换热性能的影响通过对传热过程及各换热环节的描述，已经获知在凝汽器的各换热环节上都不 同程度的存在着热阻，影响着传热系数。在三个环节中，蒸汽含不凝结气体在管外 凝结放热，即凝汽器汽侧蒸汽-空气混合物的凝结换热过程，对凝汽器整体换热性 能影响很大。传热系数随着不凝结气体浓度的增加而降低，例如文献3中提出水蒸蒸汽中质量含量占1%的空气能使表面传热系数降低60%o2.2.1漏入真空系统的空气量在实际运行中，凝汽器中不可避免的存在一部分空气，空气主要以三种形式进 入凝汽器：随汽轮机排汽和外界疏水带入；通过真空系统中的设

47、备和管道阀门 漏入；加热器热交换过程中把释出的不凝结气体导入的。锅炉给水和补水的水质都有严格要求，所以随汽轮机排汽、补水和疏水而带入 的空气量是不多的，主要是从真空系统的不严密处漏入的。漏气量除与真空系统中 的设备尺寸和结构有关外，也与设备安装质量有关，如凝汽器壳体数目、低压缸排 汽口数目和尺寸、凝汽器的接口型式、法兰和焊口的严密真空阀门的密封程度，以 及水封工作是否正常等。漏入空气量还与运行工况有关，如汽轮机启动时，真空区 域会一直延伸到髙压缸的调节级汽室、加热器，以及部分蒸汽管道，致使漏气量增 加。正确的估计凝汽装置的漏气量，对合理的选择抽气设备的容量至关重要。知道 凝汽器漏入的空气量，就

48、可计算出凝汽器内汽、气混合物分压与总压，从而可对凝 汽器内凝结换热特性进行正确的分析。2.2.2汽、气混合物及其分压力由于空气漏入凝汽器，凝汽器中的绝对压力就不能按照饱和压力与温度的关系 来和凝结蒸汽的温度相对应。当有空气存在时，凝汽器压力乃是蒸汽和空气的混合 物的压力，混合物的温度，只能决定混合物中蒸汽的分压力；当混合物压力为一定 值时，混合物中蒸汽的分压力在数值上与混合物中蒸汽量和空气量的比值有关。凝 汽器工作时，蒸汽不断被凝结，不凝结气体不断被浓缩，最后从空气冷却区出口抽 出汽、气混合物。蒸汽从凝汽器入口进入管束，向空气冷却区的出口流去，此间由 于蒸汽不断的被凝结，蒸汽量与空气量的比值随

49、之不断的改变，蒸汽的分压力也因 之改变。如图24所示，从入口到抽气口，由于沿程存在阻力，凝汽器总压力从最初的坊 下降到抽气口最终压力耳，整个汽阻曲=pk_p；°沿程流动过程中，由于蒸汽凝 结，蒸汽的分压力丹逐渐降低；由于空气浓缩，空气的分压力巳逐渐增加，特别在 空气抽出口处，蒸汽的分压力降到最低，而空气的分压力增加到最大值，并超过了 蒸汽的分压力i®。0-0凝汽器进口截面；1-1空气冷却区进口截面：2-2空气冷却区出口截面 图2-4汽、气混合物压力和分压力沿程变化2. 2. 3蒸汽中空气含量对放热的影响从换热机理上来说，当蒸汽含有不凝结气体时，冷凝表面不仅存在液膜边界层,

50、液膜外还存在一个不凝气体积聚的气态传质边界层，如图25所示。传质边界层增大 了凝结换热的热阻，导致换热器总体换热系数显著降低。不凝结气体的质量分数越 大，双边界层气液界面上饱和蒸汽分压力越低，相对应的蒸汽温度也越低，即传质 边界层的热阻越大呵。因此总体换热系数随不凝结气体质量分数的增加而减小。图2-5混合蒸气在水平圆管上的凝结在靠近液膜表面的蒸汽侧，随着蒸汽的凝结，蒸汽分压力减小而不凝结气体的 分压力增大。蒸汽在抵达液膜表面进行凝结前，必须以扩散方式穿过聚枳在界面附 近的不凝结气体层。因此，不凝结气体层的存在增加了传递过程的阻力。同时蒸汽 分压力的下降，使相应的饱和温度下降，减小了凝结的驱动力

51、&,也使凝结过程削 弱叫就凝汽器来说，可以通过前面描述的换热机理得岀：在壁面处，由于蒸汽凝结 的结果，靠近壁面处蒸汽的分压力将减少，并且逾近壁面处减小的愈多。根据道尔 顿定律，壁面各处混合物的总压力是不变的，则逾靠近壁面处空气分压力愈大。所 以靠近壁面处空气的浓度比较大，形成一层空气膜，远离壁面处的蒸汽必须穿过这 一空气膜才能达到液膜表面处凝结，导致饱和r氐于蒸汽压力为刃时所对应的饱和 温度，这相当于增加了热阻，使传热系数下降。凝汽器的入口处，空气在总气流中所占的份额很少，一般不超过0.01%,随着 蒸汽向抽气口方向的流动，蒸汽逐渐凝结，则空气所占的份额逐渐增加，在凝汽器 的抽气口处，

52、空气含量迅速增加，可达50%60%左右，这时空气对于放热会发生 很大的影响117484910由于凝汽器体积庞大，内部结构复杂，研究汽侧蒸汽空气混合物的具体凝结放 热过程是非常复杂的。不凝结气体的浓度与传热系数的关系不应该是一个单值函数 关系，例如蒸汽流速，管束布置等因素会对空气的聚积有所影响，这样就间接的导 致了空气浓度与传热系数关系的不确定。国内学者在分析漏空气对凝汽器蒸汽凝结 放热系数影响和凝汽器汽侧空气量聚积损失的基础上，提出了一些凝汽器传热系数 的计算方法级纠，为进一步研究漏空气对凝汽器传热性能的彩响奠定了一定基础。 但截至目前为止，关于漏空气对凝汽器凝结换热的影响尚未形成统一认识，也

53、没有 一套确定漏空气量及壳侧脏污等因素对凝汽器传热性能影响的有效方法【2习。第三章换热器模型的建立及方程离散3.1概述本程序釆用以(“、v、p)为基本变量的原始变量法来求解凝汽器壳侧汽/气 相流动与换热的控制方程组，即求解压力耦合方程的半隐方法，在文献中称为 simple算法。这种算法在不可压缩流体的ns方程数值求解中应用非常广泛，并 且也已经成功地应用于可压缩流体流场的计算中。本章只介绍以凝汽器作为算例的管壳式换热器凝结换热计算模型，包括物理模 型的简化、控制方程组.辅助关系式、边界条件及控制方程组的离散和数值计算方 法。程序结构及功能说明将在第四章进行介绍。该计算模型及其离散方程是基于数

54、值传热学的思想及方法建立起來的，在文献2中已经对多种计算格式进行了详细的 介绍，因此，在介绍计算模型的过程中，将直接引用数值传热学的计算格式，对于 计算格式本身将不再进行讨论，3.2物理模型的简化在上一章的内容里主要讨论了管壳式换热器的传热过程及凝结相变换热过程， 其中以凝汽器作为研究对象，介绍了管壳式换热器内发生凝结相变时流动与传热的 过程，但是在工程实际中凝汽器的壳侧蒸汽流动是发生在复杂结构的冷却管束间的 多维、多组分的两相流动，并且在流动过程中还发生凝结相变。凝汽器壳侧蒸汽流 动和凝结传热的复杂性主要表现在以下四个方面：(1) 由于现代大型凝汽器管束布置的复杂性及不规则性，使得凝汽器壳侧

55、的蒸汽 流动现象呈现复杂的多维特性；(2) 由于泄漏等原因，实际上进入凝汽器壳侧的蒸汽中含有少量的不凝结气体， 凝汽器中的流体为多组分工质，随着蒸汽的凝结，不凝结气体浓度不断增大，并对 凝结换热过程产生重要影响；(3) 由于凝汽器中凝结过程主要发生在冷却管束区，而冷却管束间的流动和传热 过程本身的复杂性，给准确地计算蒸汽在该区域的流动和凝结换热过程带來了极大 的困难；(4) 凝汽器壳侧同时存在汽相蒸汽空气混合物和液相凝结水，凝结水以水膜和 水滴等多种形式存在，并与蒸汽相互作用，表明了凝汽器壳侧的流动是一个复杂的 汽/气液两相流动现象。对于如此复朵的物理现象建立完全数学模型并进行求解是不可能的，

56、为了建立 适合于凝汽器壳侧蒸汽流动特性的物理模型，对凝汽器壳侧蒸汽流动与传热过程作 以下几个方面的合理简化23：(1) 由于凝汽器管板将凝汽器沿冷却管轴向分成多个汽室，如果忽略凝汽器管板 的壁面效应，则各个汽室中的流动可以近似认为是蒸汽横掠管束的二维定常流动；(2) 由于蒸汽在管束区流动的复杂性以及冷却管数量的巨大，求解流场中的各个 冷却管周围区域的流动细节是不现实的。由美国d.b.spalding和s.v.patankar在七 十年代提出的多孔介质模型24的基本思想为解决这一困难提供了途径，即将管束 区的蒸汽流动模拟成在具有分布阻力和分布质量汇的多介质孔中的流动。分布阻力 和分布质量汇的数值可以采用由水平管束的对流凝结换热试验得出的半经验关系 式来确定；(3) 凝汽器壳侧不凝结气体的来源较多，并且难以准确地确定泄漏的位置和数 量，为方便起见，我们假定不凝结气体均由汽轮机排汽带入，沿蒸汽空气混合物的 流动路程，空气绝对含量不变，但空气的相对含量随着蒸汽的不断凝结而增大；(4) 在考虑凝汽器壳侧液相和汽.气相之间的相互作用时，认为液相的作