水平管内含空气蒸汽流动冷凝局部换热特性

徐慧强，孙秋南，谷海峰，李昊，孙中宁

（1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； 2哈尔滨工程大学动力与能源工程学院，黑龙江 哈尔滨 150001）

引 言

水平管管内冷凝器因具有较好的耐压能力和较好的换热效果，在高温高压蒸汽冷凝系统中得到了广泛的应用。近些年来，随着核动力系统安全技术的发展，水平管管内冷凝换热器也在相关系统中获得应用，如AC600、SWR1000中的余热排出系统[1-2]和APR+中的辅助补水系统中均采用了这种高效换热器。此外，在非能动安全壳冷却系统(PCCS)的设计之中也开始使用水平管管内冷凝器，如ABER-Ⅱ的PCCS系统通过浸泡在冷却水池中的水平U形管冷凝器对安全壳内含大量不凝性气体的蒸气进行降温减压，从而确保安全壳在LOCA和MSLB等严重事故条件下的完整性不受破坏[3]。为考察PCCS系统中水平管管内冷凝器的热力特性，对水平管内含不凝性气体的蒸气流动冷凝换热特性研究显得尤为重要。

水平管内冷凝换热过程较为复杂，影响因素较多[4-6]，不凝性气体的存在更增加了研究难度。这使得已有的针对含不凝性气体的蒸气冷凝换热特性研究多集中于竖直管[7-14]，而水平管内的分析相对较少，并多为国外研究成果[15-20]。然而，目前对水平管内含不凝性气体的局部换热特性研究并不全面，缺少对压力和壁面过冷度影响的分析；采用的实验方法存在一定的不足。此外，不同流型条件下，各项因素对换热特性的影响存在一定的不同，而现有的成果中并未将其考虑其中。

为更清楚地分析水平管内含空气蒸汽流动冷凝局部换热特性，本文进行了水平管为蒸汽-空气混合物时，不同空气含量、混合气流速和压力以及壁面过冷度条件下的实验研究，结合流型判断结果，分析了上述因素对局部换热特性的影响，旨在为水平管管内冷凝器的设计提供支持。

1 实验装置与实验方法

1.1 实验系统

实验系统（图1）由蒸汽回路、空气回路、冷却水回路和实验件组成。饱和蒸汽由电加热锅炉产生，与空压机提供的空气进行充分混合后共同进入实验段，部分蒸汽被冷凝为水与剩余的混合气一起进入汽水分离器，分离出的混合气通过汽水分离器上部阀门排放到大气；凝液向下流经凝液罐排放到地沟。冷却水在离心泵的驱动下进入实验段环腔，与换热管内蒸汽呈逆向流动，吸收热量后流回到冷却水箱。

实验时，蒸汽与冷却水流量分别由涡街流量计和涡轮流量计进行测量；空气流量由质量流量计进行测量；混合气进出口温度和压力由布置在实验段进出口的T型铠装热电偶和压力传感器测量；冷却水进出口温度由T型铠装热电偶测量。

1.2 实验段

实验段由外径28 mm、壁厚1.5 mm的不锈钢管插入内径42 mm、壁厚3 mm的套管内组成，有效换热长度为1500 mm。为使内、外套管间保持良好的同轴度，在沿套管轴向的3个截面上采用定位螺丝进行同心定位（如图2所示）。实验段环腔内， 沿蒸汽流动方向等间距设置6个测量截面，如图3所示。每个测量截面处上下对称地布置4对热电偶，分别测量环腔冷却水温度和换热管外壁面温度，具体位置如图3所示。

图2 测量截面温度测点布置 Fig.2 Distribution of temperature measuring points on test section

图1 实验系统 Fig.1 Schematic diagram of experimental system

图3 测量截面布置 Fig.3 Distribution of test sections along condenser tube

1.3 实验方法及实验数据处理

实验时通过调节入口蒸汽阀门、入口空气阀门及汽水分离器上的排气阀，使蒸汽流量、空气流量、环腔冷却水流量以及换热管入口压力达到预设值，待所测温度、压力和流量参数稳定后，通过NI系统采集并记录数据，之后通过调节蒸汽、空气和冷却水流量以及实验压力改变实验工况，重复以上步骤进行后续实验。

热平衡关系

由式（1）可以得到任一截面上换热管外侧局部热通量q

式中，Ml为冷却水质量流量，kg·s-1；cp为冷却水比定压热容，kJ·kg-1·K-1；Do为换热管外径，m；Tl为环腔冷却水温度，℃；dTl/dL为环腔冷却水温度梯度，通过拟合出各测量截面处上、下环腔冷却水平均温度沿实验段轴向的分布曲线，再对其进行求导即可获得。

换热管内壁面温度Twi可按式（3）计算

式中，Two为换热管外壁面温度，℃，由测量截面处的上、下壁面温度求取均值得到；λ为换热管热导率，W·m-1·K-1；Di为换热管内径，m。

换热管内局部冷凝传热系数hi计算公式为

式中，T为换热管内混合气温度，℃。实验认为混合气中蒸汽始终处于饱和状态。因此，T取值为蒸汽分压下的饱和温度。

通过对实验数据进行处理分析，得到管内局部冷凝传热系数相对不确定度计算公式

将各部分数值代入式（5）中，最终得到冷凝传热系数的计算偏差为±5.1%。

2 实验结果分析

2.1 空气含量对管内冷凝传热系数的影响

为更准确地分析空气含量对管内局部冷凝换热特性的影响，本文并没有采取文献[16,19]中所使用的实验方法。原因是使用该方法变换工况时，入口混合气流速会随空气质量分数的改变而变化，从而无法在排除流速影响的条件下确定空气对局部冷凝换热的影响。为避免此问题的出现，本实验中采取固定入口蒸汽-空气混合气体积流量，通过改变混合气中蒸汽与空气质量配比实现对入口空气含量的调节，进行不同入口空气质量分数条件下的实验研究。

图4为混合气入口体积流量和入口压力分别为18.11 m3·h-1和0.15 MPa，环腔冷却水流量为0.76 m3·h-1时，不同入口空气质量分数下，管内局部传热系数hi随局部空气质量分数w的变化结果。从图中可以清楚地看出，在任一入口空气质量分数下，管内局部传热系数均随空气含量的增加而减小。这是由于在管内换热过程中，随着蒸汽的不断凝结，空气在局部压差驱动下向凝液表面不断聚集形成气体边界层，此时蒸汽需通过对流传质和扩散方式才可以穿过该边界层进行冷凝换热，此过程增加了传热阻力，最终使得局部传热系数随空气含量的增加而减小。

图4 不同入口空气质量分数下局部传热系数hi随空气 质量分数w变化结果 Fig.4 Variation of local condensation heat transfer coefficient hiwith mass fraction of air wfor different inlet air mass concentration

此外，从图4中还可以看出，沿虚线箭头方向，即局部空气质量分数w相同情况下，hi并不相同，这说明除空气含量外还存在其他影响局部冷凝换热能力的因素。根据当前实验范围选择公认预测精度较高，适用于水平管内的Mandhane[21]流型图对管工况点1～5进行流型判断（图5）。可以发现从工况1至5，虽然局部空气含量相同，但是管内两相流型却存在一定的差别。整体上来看，管内均处于波状流，然而工况1位于环状流与波状流交界处，此时气相流速较高，液膜厚度较薄，液膜热阻较低；气液界面上的液膜波浪起伏明显，凝液表面的气体边界层受到扰动较强，对应热阻也较小，局部传热系数相对较高。当工况点从1向5移动时，管内的两相流型逐渐向分层流转变，在此过程中凝液量的增加使得液膜热阻增大；气相流速的降低使得液膜波浪起伏变小，空气对冷凝的抑制作用逐渐凸显，局部传热系数逐渐减小。当到达工况5时管内两相流型已经接近波状流与分层流的交界，相对于工况1～4，此时液膜表面波浪起伏最小，液膜厚度达到最大，局部传热系数相应地达到最低。由此可见，流型的变化使得液膜与气体边界层的热阻发生改变，最终造成了在局部空气含量相同时，冷凝传热系数存在一定不同。

图5 不同入口空气质量分数下管内Mandhane 流型判断结果 Fig.5 Flow regime prediction with Mandhane map for different inlet air mass concentration

2.2 壁面过冷度对管内冷凝传热系数的影响

针对内壁面过冷度这一变量，实验中采取固定入口混合气流速与空气质量分数，通过改变换热管外侧冷却水流量的方法来进行不同内壁面过冷度工况下的管内冷凝实验。图6为入口空气质量分数10%，混合气入口压力和体积流量分别为0.21 MPa 和31.6 m3·h-1时，不同环腔冷却水体积流量下，管内两相流型判断结果。可以发现，此时管内气液两相处于波状流向分层流过渡区间。

图6 不同冷却水流量下管内Mandhane流型判断结果 Fig.6 Flow regime prediction with Mandhane map for different coolant water volume flow

图7与图8为对应工况下，内壁面过冷度Δt以及hi随w的变化结果。从图中可以看出，在全工况范围内，当环腔冷却水流量增加时，相同空气含量对应的内壁面过冷度相应增大；管内局部冷凝传热系数在不同流型条件下，随w的变化规律存在差异。当管内处于波状流时，Δt的变化不会引起hi的改变；而进入分层流后，hi明显随Δt的增加而减小。

图7 不同冷却水流量下内壁面过冷度Δt随局部空气 质量分数w变化结果 Fig.7 Variation of inner wall sub-cooling Δtwith mass fraction of air wfor different coolant water volume flow

管内气液两相处于波状流时，冷凝换热过程相对较为复杂，此时局部换热能力主要受局部空气含量以及波状流发育程度影响（见2.3节）。结合图6可以发现，当冷却水流量发生改变时，波状流下各工况点的流型变化规律基本一致，这意味着此时hi随w的变化也大致相同。而当管内气液两相进入分层流后，随着主流气体流速减小，换热管底部液池深度增大，冷凝换热主要依靠换热管顶部的膜状凝结进行。由Nusselt膜状凝结分析解可知，此时Δt为影响局部换热能力的主要因素，Δt增加意味着液膜热阻增加，相应的局部传热系数随之减小。

2.3 混合气流速对管内冷凝传热系数的影响

图9为入口空气质量分数为10.4%，混合气压力0.16 MPa，冷却水流量为0.736 m3·h-1，不同入口混合气流速uin条件下，使用Mandhane流型图对实验工况进行流型判断结果。根据流型变化区间，选择流型相近的工况进行对比以分析混合气流速对局部传热系数的影响。图10为管内分别处于环-波状流、波状流以及波-分层流条件下，hi随w的变化结果。通过对比各流型范围内实验结果，可以针对 流速对换热的影响总结出以下规律：环状流下，hi随uin的增加而增大；波状流下，uin的改变不会引起hi明显的变化；分层流下，hi随uin的增加逐渐减小。由此可见，流型的不同使得uin对冷凝换热的影响产生明显的差异。

图8 不同冷却水流量下局部传热系数hi随空气 质量分数w变化结果 Fig.8 Variation of local condensation heat transfer coefficient hiwith mass fraction of air wfor different coolant water volume flow

图9 不同入口混合气流速下管内Mandhane流型判断结果 Fig.9 Flow regime prediction with Mandhane map for different inlet mixture gases velocity

图10 不同入口混合气流速下各流型变化区间内局部传热系数hi随空气质量分数w变化结果 Fig.10 Variation of local condensation heat transfer coefficient hiwith mass fraction of air w for different inlet mixture gases velocity

当管内为环状流时，主流气相流速较高，其对凝液的携带效果十分明显，在空气含量相同的条件 下，入口混合气流速越高，壁面处液膜厚度越薄，相应的凝液热阻越小，最终使得hi随uin增加而增大；随着蒸汽的不断凝结，管内两相流动进入波状流，这属于环状流与分层流的过渡区间，管内冷凝过程介于流动冷凝末端与膜状冷凝初始状态。主流气体流速的降低，使得在此区间内流速对换热的影响较为微弱；与此同时，管内冷凝换热尚未完全转变为膜状凝结，因此过冷度对换热的影响也相对较小，此时决定hi大小主要是局部的空气含量，因此当w相同时，uin的改变对hi无明显影响。

为进一步研究波状流下局部冷凝换热特性，整理所有处于波状流工况点，将相同w范围内hi随w的变化结果进行对比，如图10(b)中②-1与③、①与②-2所示，对应工况的管内流型见图9。结合两图可以发现，当流型越靠近波状流与环状流的边界，相同w所对应的hi越大；越靠近波状流与分层流的边界，相同w所对应的hi越小，这说明在波状流条件下，波状流的发育程度也是决定hi的高低的重要因素。当波状流处于初始状态，即管内流型刚由环状流转变为波状流，此时液膜表面由于受到主流气体的剪切作用出现明显的波浪起伏，这会对气体边界层产生扰动效果，从而减小空气对hi的负面影响，而随着波状流的逐渐发育，主流气相流速减小，凝液惯性增加，液膜表面的波浪起伏程度逐渐减小，空气对hi的抑制作用也随之增强，相同w下的hi也相应变小。由于工况②-1与①相对于③与②-2更接近环状流，其对应的波状流发育程度处于初始状态，因此hi也相对较高，局部换热能力较强。

当管内流型过渡到分层流时，根据2.2节中的分析可知，此时管内冷凝能力主要受Δt的影响。图11为对应图10(c)工况下Δt随w的变化结果。由于此参数范围内Δt随uin的增加而增大，相应的hi随uin增加而减小，这验证了之前分析中所得到的在分层流下，内壁面过冷度是决定管内换热能力的主要因素这一结论的准确性。

2.4 压力对管内冷凝传热系数的影响

图12为入口混合气体积流量和空气质量分数分别为25.59 m3·h-1和10%，环腔冷却水流量为0.794 m3·h-1条件下，入口压力分别为0.15、0.2、0.3和0.4 MPa时，hi随w的变化结果。根据图中结果可以明显地看出，局部冷凝传热系数随入口压力的增加而增大，这与文献[19]得到的结论有所不同。造成这种差异的原因在于，文献[19]中采取在入口固定混合气质量流量条件下，通过改变入口压力实 现工况的改变。这种方法忽视了在入口混合气质量流量保持不变的条件下，混合气总压的变化，使得气相密度也发生变化，入口混合气流速相应随之改变，因此实验结果不能排除流速的干扰，真实反映出压力对冷凝换热能力的影响。本文采取固定入口混合气流速，进行不同压力工况下的实验研究，使实验结果更具准确性。

图11 不同入口混合气流速下内壁面过冷度Δt随局部空气质量分数w变化结果 Fig.11 Variation of inner wall sub-cooling Δtwith mass fraction of air w for different inlet mixture gases velocities

图12 不同入口压力下局部传热系数hi随空气 质量分数w变化结果 Fig.12 Variation of local condensation heat transfer coefficient hiwith mass fraction of air w for different inlet mixture gases pressure

考察压力p对冷凝换热的影响，首先从物性变化的角度进行分析。当混合气压力p增加时，相同条件w下蒸汽分压增加，饱和温度随之升高，相应的气相黏度增大，凝液黏度减小。这种黏度变化结果，使得主流气体对凝液的携带效果增强，凝液与换热管壁面之间的黏滞力减小，从而令凝液更容易被排出，相应地液膜厚度变小，液相热阻降低，最终使hi随p的增加而升高。

其次，气液界面处气体边界层内传质过程的强弱也决定了冷凝换热能力的高低。为更深程度地研究压力p对冷凝传热系数的影响，对不同压力下的蒸汽传质能力进行对比，引入Sherwood数Sh表示蒸汽对流传质过程的强弱。根据Gilliand准则式可知，在混合气流速与空气质量分数相同的条件下有

式中，A为常数；ρg为混合气密度，kg·m-3；μg为混合气动力黏度，Pa·s；p为混合气总压，MPa。

图13为在局部空气质量分数分别为10%、20%和30%时，Sh/A随混合气总压力的变化结果，可以发现混合气总压力的增加使Sh也随之增加，这意味着蒸汽对流传质能力也相应增大，冷凝换热能力得到增强，因此出现图12中hi随p的增加而增大的实验结果。

图13 固定入口混合气流速Sh/A随混合气总压力变化结果 Fig.13 Variation of Sh/Awith total mixture gases pressurefor fixed inlet mixture gases velocity

3 结 论

（1）含空气蒸汽水平管内强制对流冷凝局部传热系数随局部空气含量的增加而减小，随混合气总压的上升而增大。

（2）局部空气含量w相同的条件下，管内气液两相处于环状流时，混合气流速uin是影响局部换热能力的主要因素，hi随uin上升而增加；处于分层流时，内壁面过冷度Δt决定了冷凝换热过程的强弱，hi随Δt的增加而减小；处于波状流时，uin与Δt对hi无明显作用，此时决定hi大小的因素为波状流的发育程度，流型状态越靠近环状流，hi相应越大；越靠近波状流，hi越小。

符 号 说 明

cp——比定压热容，J·kg-1·K-1

Di——换热管内径，m

Do——换热管外径，m

hi——冷凝传热系数，W·m-2·K-1

L——换热管长，m

M——质量流量，kg·s-1

p——压力，Pa

q——热通量，J·m-2

Sh——Sherwood数

T——温度，℃

Δt——换热管内壁面过冷度，℃

u——混合气流速，m·s-1

V——体积流量，m3·h-1

w——空气质量分数

ρ——密度，kg·m-3

下角标

g——混合气

in——入口

l——冷却水

s——饱和

wi——内壁面

wo——外壁面

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