水平管内蒸汽冷凝局部换热特性实验研究

王军龙，孙中宁，谷海峰，周艳民

(哈尔滨工程大学 核安全与仿真技术国防重点学科实验室，黑龙江 哈尔滨 150001)

目前，水平管内冷凝换热器在海水淡化、空调制冷等行业被广泛应用。与竖直管换热器相比，水平管换热器具有传热效率高、结垢少和抗震能力强等优点[1]，因此也广泛应用于核电站非能动余热排出系统的设计[2]。以AC600非能动余热排出系统设计为例，该系统位于蒸汽发生器的二次侧，系统所采用的水平管换热器位于核电厂烟囱内，当系统运行时，蒸汽发生器产生的蒸汽直接进入换热器内被管外侧空气冷却而冷凝，凝液回流至蒸汽发生器内部，从而将一次侧的热量导出[3]。因此了解蒸汽在水平管内的流动凝结换热特点，对换热器的设计及系统性能的评价具有重要意义。

迄今为止，已有很多学者对水平管内蒸汽冷凝换热特性进行了研究，但多数研究集中于包括R22、R113等在内的制冷工质[4-10]，而关于水蒸气在水平管内凝结换热[11-13]的文献则相对较少，对于纯水蒸气在水平管内的冷凝现象还缺乏充分的认识，且现有计算蒸汽冷凝传热系数的常用关系式，如Cavallini等[5]、Shah[7]、Dobson等[8]的关系式，对于纯水蒸气冷凝传热系数计算的适用性还缺乏相应的验证。因此本文拟搭建相关实验台，研究纯水蒸气在水平管内的局部冷凝换热特性，分析影响蒸汽冷凝传热系数的因素，并通过与现有文献所提出的常用关系对比，以分析现有关系式对于纯水蒸气冷凝传热系数计算的适用性，最终确定适用于水平管内纯水蒸气冷凝传热系数计算的最佳关系式。

1 实验系统

1.1 实验装置

实验装置主要包括电蒸汽锅炉、蒸汽过热器、涡街流量计、实验段及凝液罐等，如图1所示。实验段为一套管式换热器，换热管选用φ28 mm×1.5 mm的不锈钢管，套管选用φ48 mm×3 mm的不锈钢管，实验段的有效换热长度为1 500 mm；蒸汽过热器布置在锅炉的出口，用于去除饱和蒸汽中携带的水分以产生微过热蒸汽，从而保证涡街流量计测量蒸汽流量的准确性，之后蒸汽从实验段一端进入换热管内，被环腔内逆向流动的冷却水冷却而发生冷凝，凝液随蒸汽向实验段出口流动，最终进入凝液罐，而未冷凝的蒸汽经排放阀排入大气。

1——电蒸汽锅炉；2——减压阀；3,8,13——截止阀；4——蒸汽过热器；5——涡街流量计；6——调节阀；7——实验段；9——凝液罐；10——球阀；11——压差传感器；12——涡轮流量计；14——冷却水泵；15——冷却水箱

主要测量参数包括：蒸汽流量和压力、换热管进口压力及进出口压差、凝液罐压力、换热管进出口温度、冷却水环腔温度、换热管壁面温度、冷却水进出口温度、冷却水质量流量、冷却水进口压力。其中冷却水环腔温度由6对铠装热电偶测量，换热管外壁面温度由焊接在管壁上的6对热电偶测量，热电偶采用上下对称布置方式，其中第1组截面测点距离法兰端面100 mm，之后每隔260 mm布置1组测点，图2为热电偶具体位置示意图。图中Tc,top为冷却水环腔上部温度测点，Tw,top为换热管上壁面温度测点，Tc,bot为冷却水环腔下部温度测点，Tw,bot为换热管下壁面温度测点。实验时，先通蒸汽排除管内的空气，待换热管进出口温度及凝液罐温度相等，并为相应压力下的饱和温度时，即可认为系统内的空气已排除干净。

图2 实验段温度测点分布示意图

1.2 实验数据处理方法

换热管内局部热流密度的计算式为：

(1)

式中：mc为冷却水的质量流量，kg/s；cp,c为冷却水比定压热容，kJ/(kg·K)；di为传热管内径，m；dTc(x)/dx为冷却水沿程温度梯度。在处理实验数据时，通过拟合各测点温度得到冷却水温度分布曲线，之后对该曲线进行求导得到该温度梯度。拟合关系式的相关系数R2≥0.99，表明拟合结果较好。

换热管内局部表面冷凝传热系数hc(x)为：

(2)

式中：ΔT(x)为壁面过冷度，℃；Tb(x)为沿程主流温度，℃(由于换热管内蒸汽主流温度测量困难，换热管内沿程未布置相应的温度测点，而实验测得换热管进出口压降很小，进出口蒸汽温度相差1 ℃左右，因此本文根据进出口温度通过线性插值方法得到换热管内沿程主流温度分布)；Twi(x)为换热管沿程内壁面温度，可通过所测局部换热管外壁面温度得到：

(3)

式中：Two(x)为换热管各截面外壁面温度的平均值，℃；do为传热管外径，m。

1.3 不确定度分析

实验过程中，由于各参量在测量过程中均会伴随一定的不确定度，不确定度直接影响实验结果的精度。在实验数据处理时，局部冷凝传热系数的计算公式为：

(4)

式中，Ts(x)为饱和蒸汽温度，Ts(x)=Tb(x)。由式(4)可得冷凝传热系数的相对不确定度：

(5)

将各部分计算值代入式(5)，即可得冷凝传热系数的最大相对不确定度：

(6)

由此得到冷凝传热系数最大相对不确定度为5.1%。

2 结果与分析

2.1 蒸汽压力对传热系数的影响

换热管入口流速约为6.0 m/s，不同压力下冷凝传热系数的沿程变化示于图3。

图3 不同压力下冷凝传热系数的沿程变化

由图3可见，在同一换热管入口流速下，冷凝传热系数随压力的升高而增大。这是由于压力的升高使主流蒸汽密度增大、温度升高，蒸汽导热系数增大，从而有利于传热进行；另一方面，温度的升高使液膜表面张力和运动黏度降低，加速了液膜脱落，减弱了液膜对蒸汽冷凝的影响。

2.2 蒸汽流速对冷凝传热系数的影响

换热管进口压力为0.15 MPa，进口流速分别为28.2、31.9、34.2、39.5、43.1 m/s时，冷凝传热系数的沿程变化示于图4。

由图4可看出，冷凝传热系数随换热管入口蒸汽流速的增大而增大。这是由于，蒸汽流速的增大使混合气体与冷凝液膜的剪切力增大，液膜排出能力增强，同时也使液膜的厚度减薄，从而减小了液膜的热阻。

2.3 壁面过冷度对冷凝传热系数的影响

实验中通过改变冷却水的质量流量改变壁面过冷度，观察其对冷凝传热系数的影响，结果示于图5。从图5可见，壁面过冷度随冷却水质量流量的增大而增大，而冷凝传热系数则随冷却水质量流量的增大而减小。这是由于壁面过冷度的升高，增大了传质过程的动力，使蒸汽冷凝量增大，而凝液量增大会使凝结液膜变厚，液膜热阻增加，从而导致冷凝传热系数减小。

图4 不同进口流速下冷凝传热系数的沿程变化

2.4 与常用关系式的对比

采用3种常用关系式计算冷凝传热系数，并与实验结果进行对比，结果示于图6。

由图6可看出，Cavallini关系式[5]及Dob-son关系式[8]的计算结果较实验结果偏大，部分相对偏差大于50%，平均相对偏差分别为43.7%和58.7%，Shah关系式[7]的计算结果相对较好，与实验结果的相对偏差在±30%以内，平均相对偏差为12.7%。实际上，Cavallini及Dobson关系式是以制冷剂为实验工质所得的传热关系式，所用传热管径较小，质量通量较高，质量通量变化范围为50～500 kg/(m2·s)，而本文质量通量较低，变化范围为16～50 kg/(m2·s)。图6对比结果说明Cavallini及Dobson关系式不适用于低质量通量下冷凝传热系数的计算。由Shah关系式可看出，冷凝传热系数随压力的升高而降低，而本文的实验结果表明，冷凝传热系数随压力的升高而升高，这说明Shah关系式还有待改进。

2.5 冷凝换热系数关系式

前文分析指出，壁面过冷度是影响冷凝传热系数的一个重要因素，而所用的3个常用关系式中均未体现出这一影响，而且，蒸汽流速及压力也是冷凝传热系数的重要影响因素，因此为改善冷凝传热系数的计算结果，本文通过对实验数据的分析，拟合得到新的冷凝传热系数关系式。采用无量纲准则数Ja表示过冷度的影响，相对压力比Pred(实验压力与水临界压力比)表示压力的影响，则换热管内局部Nu(x)可表示为局部蒸汽雷诺数Rev(x)、Ja(x)及Pred的函数，即：

图5 不同冷却水质量流量下壁面过冷度(a)和冷凝传热系数(b)的沿程变化

图6 冷凝传热系数的实验值与常用关系式计算值对比

(7)

式中：λl为液相导热系数；C为常数项；m、n、k分别为各指数项，通过拟合得到。

通过对实验工况各局部数据点的拟合可得：C=36.15；m=0.106；n=-1.324；k=0.609。其适用范围为：0.005 9≤Pred≤0.042 8；0.039≤Ja(x)≤0.156；5 756≤Rev(x)≤92 289。在计算Rev及Ja时，定性尺寸为传热管外径do，查表所得物性参数的定性温度为主流蒸汽的饱和温度，根据拟合关系式计算得到的冷凝传热系数与实验值的比较示于图7。由图7可看出，由式(7)计算所得的冷凝传热系数与实验值符合较好，二者之间的相对偏差在±15%之内，平均相对偏差为6.2%。

图7 新冷凝传热系数关系式计算结果与实验结果比较

3 结论

1) 冷凝传热系数随蒸汽压力和质量流量的增大而增大，随壁面过冷度的增大而减小；2) Shah关系式冷凝传热系数计算结果较Cavallini及Dobson关系式的计算结果更准确，3个关系式计算的平均相对偏差分别为12.7%、43.7%、58.7%；3) 在实验范围内，本文拟合换热关系式的计算结果与实验结果的相对偏差在±15%以内，平均相对偏差为6.2%。

参考文献：

[1] MACEDO L A, TORRES W M. Simulation of steam condensation in the presence of noncondensable gases in horizontal condenser tubes using RELAP5 for advanced nuclear reactors[C]∥International Nuclear Atlantic Conference. Rio de Janeiro: Associacao Brasileira de Energia Nuclear, 2009.

[2] WU Tiejun, VIEROW K. Local heat transfer measurements of steam/air mixtures in horizontal tubes[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 2006, 49: 2 491-2 501.

[3] 陈炳德,肖泽军,卓文彬. AC600二次侧非能动余热排出系统热工水力特性实验研究[R]. 成都:中国核动力研究设计院,1999.

[4] CHATO J C. Laminar condensation inside horizontal and inclined tubes[J]. ASHRAE J, 1962, 4(2): 52-60.

[5] CAVALLINI A, ZECCHIN R. A dimensionless correlation for heat transfer in forced convection condensation[C]∥Procecdings Sixth International Heat Transfer Conference. [S. l.]: [s. n.], 1974.

[6] SINGH A, OHADI M M, DESSIATOUN S V. Emperical modeling of stratified wavy flow condensation heat transfer in smooth horizontal tubes[J]. ASHARE Trans: Symp-osia, 1996, 9: 596-603.

[7] SHAH M M. A general correlation for heat transfer during film condensation inside pipes[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 1979, 22: 547-556.

[8] DOBSON M K, CHATO J C. Condensation in smooth horizontal tubes[J]. Journal of Heat Trasfer, 1998, 120: 193-213.

[9] CAVALLINI A, CENSI G, DEL-COL D, et al. In tube condensation of halogenated refrige-rants[J]. ASHRAE Trans, 2002, 108(1): 4 507.

[10] van ROOYEN E, CHRISTIANS M, LIEBEN-BERG L, et al. Probabilistic flow pattern-based heat transfer correlation for condensing intermittent flow of refrigerants in smooth horizontal tubes[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 2010, 53: 1 446-1 460.

[11] JASTER H, KOSKY P G. Condensation heat transfer in a mixed flow regime[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 1975, 19: 95-99.

[12] 邢玉雷. 真空水平管内蒸汽凝结换热实验研究[D]. 大连:大连理工大学,2008.

[13] 尹铭. 水平管内低压蒸汽冷凝现象研究[D]. 大连:大连理工大学,2002.