优化内螺纹管传热特性实验研究

我国煤炭储量中，无烟煤占13%，依据当前燃烧政策和能源利用现状，电站锅炉燃用无烟煤、贫煤等低反应、劣质煤比例约为24.2%。以往电站锅炉在燃烧无烟煤时主要选用直流燃烧器四角切圆燃烧方式的固态排渣煤粉炉，但在实际运行中存在着火困难、燃烧稳定性差、燃料灰熔点低时易结渣、飞灰可燃物含量高以及低负荷需投油稳燃等问题。目前美国CE公司和FW公司、英国Babcock公司、法国Stein公司、德国MAN公司等在利用劣质煤，特别是低挥发分的无烟煤时，广泛采用W火焰燃烧技术。W火焰锅炉综合了强化无烟煤燃烧的多种措施，在燃烧低挥发分无烟煤方面具有较为突出的技术优势。目前世界上运行的W火焰锅炉都属于亚临界参数机组，而超临界W火焰锅炉一直是个空白，为了将新型的优化内螺纹管垂直管圈水冷壁技术应用于超临界W火焰锅炉的设计中，文中针对Φ32 mm×6.3 mm四头12Cr1MoVG优化内螺纹管在亚临界、近临界、超临界区的流动传热特性进行了试验研究。

关于内螺纹管传热特性研究早在上世纪60年代Swenson等〔1〕就已开展，Swenson提出了水冷壁内采用内螺纹结构，能够显著改善其传热性能，相比于光管，核态沸腾临界条件下质量流速更低，蒸汽含汽率更高;随后 Nishikawa等〔2〕、Watson等〔3〕和郑建学等〔4-5〕在亚临界压力条件下研究了内螺纹管沸腾传热特性和临界热负荷特性;Iwabuchchi等〔6〕、雄大纪等〔7〕、Kohler 等〔8〕、陈听宽等〔9〕和郑建学等〔10〕在亚临界、近临界压力条件下研究了内螺纹管传热和阻力特性。当前大型电站在炉膛高热负荷区域，尤其是燃烧器区域附近，广泛采用内螺纹管水冷壁来改善传热，提高临界热负荷，防止或者推迟传热恶化。由于内螺纹管中两相流传热机理的复杂性和内螺纹管结构参数对传热的显著影响，文中深入研究了优化内螺纹管 (OMLR)传热特性，为世界首台600 MW超临界W火焰锅炉水冷壁内螺纹管设计和运行提供可靠数据。

1 试验台架和方法

试验在高压汽水两相流及传热试验台上进行，试验系统包括升压系统和加热系统，升压系统提供最大压力为42 MPa，最大流量4.5 t/h;加热系统最大功率为150 kW，试验系统如图1所示，详细介绍请见参考文献〔4〕。试验参数包括亚临界、近临界和超临界区，压力范围:P=12～30 MPa;质量流速:G=270～1 400 kg/(m2s);外壁热负荷:q=70～380 kW/m2。试验在各压力、流量和热负荷下，逐步增加预热段功率，直到试验段壁温发生飞升，在此过程中测定受热管的壁温分布，从而得出内螺纹管在不同工况下的传热特性。

图1 高压汽水两相流试验回路系统

试验管采用Φ32 mm×6.3 mm、平均内径为Φ19.4 mm、材质为12Cr1MoVG的内螺纹管，该管为600 MW超临界W火焰锅炉水冷壁，其结构如图2所示。内螺纹管试验段热电偶布置见图3，其加热长度为2 000 mm，沿管子周围共布置Φ0.5 mm镍铬－镍硅热电偶30对，用来测量管外壁温度。而内壁温度Twi则通过将系统简化为具有内热源的一维稳态导热问题〔5〕，然后用R－K法进行数值求解。

图2 四头内螺纹管结构

图3 试验段结构及测点布置

2 垂直上升内螺纹管强化换热特性

2.1 亚临界压力区传热特性

图4 亚临界区不同热负荷下管壁温度随焓值h(干度)的变化曲线

图4示出了压力P=12 MPa、质量流速G=270 kg/(m2s)、不同热负荷时试验管壁及工质温度随焓值 (干度)的变化规律。如图4所示，在亚临界压力区由于内螺纹管的旋流作用，壁面上产生的蒸汽迅速脱离进入主流，传热强化作用显著，使得流体与管壁的换热系数很高，因此即使在低质量流速 (G=270 kg/(m2s))工况下，内螺纹管壁在很宽的蒸汽干度范围内都能得到流体的良好冷却，壁温飞升发生时的蒸汽干度值也较高，图5(a)中质量流速G=360 kg/(m2s)的壁温变化也具有同样特性。同时从图4可以看出，在过冷沸腾区，随主流过冷度减小，工质温度升高，换热系数逐渐增大;在两相蒸发区，换热系数达到最大，并基本维持不变;随着工质焓进一步增大，直到干度达到0.91时 (q=120 kW/m2)，由于液相蒸干而引起传热恶化，换热系数降低，壁温开始升高，在焓值从2 581.12 kJ/kg升高到2 827.05 kJ/kg过程中，内壁温从334.32℃升高到463.09℃，外壁温从343.43℃升高到475.82℃，仍远低于材料的安全许可温度。同时从图4中可以看出壁面热负荷对传热影响显著，热负荷越高，壁温飞升点干度越小，关于这一点会在后续部分进一步阐述。

图5 亚临界区不同质量流速下管壁温度随焓值h(干度)的变化曲线

图5示出了压力P=16 MPa、热负荷q=200和q=250 kW/m2时、不同质量流速下管壁及工质温度随焓值 (干度)的变化规律。从图5可以看出，随着质量流速的提高，亚临界压力下壁温飞升时的蒸汽干度显著提高。如图5(a)所示，当G=360 kg/(m2s)时，发生传热恶化的干度值为0.8;当G=600 kg/(m2s)时，发生传热恶化的干度值提高到0.9左右;随着质量流速进一步升高，当G=800 kg/(m2s)时，内螺纹管内壁温飞升在接近工质蒸干时才开始发生，这主要是由于质量流速提高时，两相流体强制对流的湍流强度得到加强，强化了湍流传热。

此外，由图5(a)可知，当热负荷q=200 kW/m2时，在未发生传热恶化的两相正常传热区，质量流速G分别为360，600和800 kg/(m2s)时，对应的内壁温度分别为465.45℃，428.41℃和357.68℃左右。与图5(a)相比，在相同工质焓值的试验点下图5(b)内螺纹管壁温度普遍升高，当热负荷q=250 kW/m2，质量流速为G=600和G=800 kg/(m2s)时，发生传热恶化的干度值分别为0.68和 0.72，内壁温分别为 500.32℃和464.37℃。试验结果表明，质量流速对内螺纹管传热的影响是显著的，在相同的压力和热负荷条件下，质量流速越高，传热效果越好，随着质量流速的增大，内螺纹管的内壁温水平降低，传热恶化发生时的干度减小。

2.2 近临界压力区传热特性

图6示出了压力P=21 MPa、质量流速G=700 kg/(m2s)、不同热负荷时管壁及工质温度随焓值(干度)的变化规律。如图6所示，近临界压力区传热特性与亚临界压力区相似，在未发生传热恶化的两相区，内壁温度与工质温度差在50～70℃左右。当q=250 kW/m2时，发生壁温飞升时的工质焓值为2 130.57 kJ/kg，对应的工质干度为0.53;当热负荷q减小到150 kW/m2时，直到工质干度接近1.0左右才发生壁温飞升。试验结果表明降低热负荷可以有效地推迟或避免传热恶化发生。

图6 近临界区不同热负荷下管壁温度随焓值h(干度)的变化曲线

图7 近临界区不同质量流速下管壁温度随焓值h(干度)的变化曲线

图7给出了近临界压力区，压力P=21 MPa、热负荷q=250 kW/m2时、不同质量流速下管壁温度随焓值 (干度)的变化规律。由图7可知，在近临界压力区 (P=21 MPa)时，随着质量流速的增加，管内流体湍流强度增加，强化管壁与流体之间换热的同时，也使得主流带走壁面上汽泡的能力增强，迫使壁面无法形成连续的汽泡层，从而显著加强了换热效果，使得管壁温度大幅降低和发生传热恶化的干度却明显升高，在两相区内内壁温较管内工质温度高约30℃，传热恶化被有效滞后。如图7(a)管壁温度随焓值 (干度)的变化规律，当G=500 kg/(m2s)时，发生传热恶化的干度是0.8左右;当G=700 kg/(m2s)时，发生传热恶化的干度被推迟滞后到约0.9，而当质量流速进一步增大到900 kg/(m2s)时，工质发生传热恶化时的干度却没有明显的变化，仍为0.9左右，原因在于当压力低于临界压力时，内螺纹管内沸腾传热具有界限质量流速，接近或超过此流速，可避免壁温飞升发生。

此外对比图5和图7，可以明显看出，近临界压力小质量流速时发生壁温飞升的干度显著减小，这主要是由于在近临界压力范围内，内螺纹管中旋流改善传热的能力迅速减弱，壁温飞升点焓值减小，关于这个结论与文献〔11〕报道一致。

2.3 超临界压力区的传热特性

图8 超临界区不同热负荷下管壁温度随焓值h的变化曲线

图8示出了超临界压力区P=25 MPa，P=28 MPa和P=30 MPa，质量流量G=700 kg/(m2s)，G=850 kg/(m2s)和G=950 kg/(m2s)，不同热负荷下管壁温度随焓值的变化规律。如图8所示，在压力和质量流速相同的情况下，内壁温度随着热负荷的增大而增大;从图8中可以得到当P=25 MPa时，对应的拟临界温度为384.47℃，拟临界焓值为2 136.25 kJ/kg;当P=28 MPa时，对应的拟临界温度为394.04℃，拟临界焓值为2 149.66 kJ/kg;当压力进一步升高到30 MPa时，对应的拟临界温度为399.84℃，拟临界焓值为2 157.92 kJ/kg。

在超临界压力下，汽—液密度差消失，内螺纹管中旋流改善传热的能力进一步减弱，管壁温度与工质的平均温差在100～200℃。同时在拟临界点(hcr=2 149.6 kJ/kg)前后的换热规律不同，在拟临界焓值附近，管壁温度曲线较为平缓，即壁温上升速度较慢，这是由于当流体温度小于拟临界温度而壁温大于拟临界温度时，出现了与过冷流动核态沸腾现象类似的传热强化现象，此时管壁与流体之间的温度差减小，之后内壁温度与工质温度之差随焓值的增加而增加，放热系数随焓值的增加逐渐降低，表明超临界水的传热好于超临界汽的传热。如图8(b)所示，以压力P=28 MPa，质量流速G=950 kg/m2s，热负荷q=350 kW/m2为例来说明管壁和工质温度随焓值的变化规律。当焓值从1 322.70 kJ/kg增加至2 115.06 kJ/kg，流体温度从298.66℃升高到392.19℃，内壁温度却从386.19℃升至434.55℃;当焓值从2 161.169 kJ/kg增加至2 617.134 kJ/kg，流体温度从394.67℃升至417.03℃，内壁温度却从448.65℃大幅度升至543.39℃，升高了94.74℃。

3 内螺纹管中对流换热系数

3.1 单相水对流换热

单相介质在光管内的湍流强制对流换热系数计算式为Dittus-Boelter公式:

内螺纹管相对光管有强化传热的作用，通过对试验数据的线性回归，可以拟合得到内螺纹管内单相介质的换热系数试验关联式:

式 (2)适用范围:压力P=12～21 MPa，质量流速G=270～900 kg/(m2s)，外壁热负荷q=60～250 kW/m2，Re数范围为 28 500～251 000，Pr数范围为0.87～2.26，相对误差小于12.8%。

3.2 两相对流换热

由于内螺纹管的旋流作用，核态沸腾仅在含汽率很小时存在，而两相强制对流区沿管长方向占有很大部分，因而本文认为内螺纹管内沸腾换热系数的研究着重在两相强制对流区。利用Lockhart-Martinelli关系式中系数Xtt来关联试验数据:

式 (3)中 αtp为两相对流换热系数;αlo为全液相流换热系数;Xtt为L－M参数:

当汽液两相均为紊流时，参数Xtt为:

考虑到压力和质量流速的影响，两相强制对流区的换热系数的试验数据可整理为:

式 (6)中 αlo为全液相对流换热系数，由式 (1)来确定;Pcr为临界压力，Pcr=22.115 MPa;Gmax为试验中的最大质量流速，亚临界压力区为Gmax=800 kg/(m2s)。

对382个工况的试验数据进行拟合，可以得到两相换热系数计算关联式为:

式 (7)适用范围:压力 P=12～20.5 MPa，质量流速G=270～900 kg/(m2s)，外壁热负荷q=70～350 kW/m2，平均误差小于15%。

3.3 干涸后的传热

试验研究表明，内螺纹管干涸传热主要发生在高干度区，根据光管的研究结果可知，影响干涸后传热的主要因素包括:压力、质量流速、热负荷和干度等。干涸发生时流动结构基本上是雾状流动，汽相传热起主要作用，因此用汽相参数对换热公式进行整理:

根据式 (8)，利用Slaughterback经验关系式，并考虑到压力P/Pcr修正，对试验数据进行拟合后可得干涸后换热系数计算关联式为:

式中 kcr=0.914为热力学临界点的导热系数;Prg，w为以壁温为定性温度得到的汽相Pr数，其他物性以饱和温度为定性温度。

式 (9)适用范围:压力P=12～21 MPa，质量流速G=270～900 kg/(m2s)，外壁热负荷q=70～350 kW/m2，平均误差为12.3%。

4 结论

基于优化内螺纹管在600 MW超临界W火焰锅炉水冷壁的设计与应用，文中研究了Φ32 mm×6.3 mm四头12Cr1MoVG优化内螺纹管内壁在亚临界、近临界、超临界区，不同质量流量、不同热负荷下的流动传热特性，并拟合建立了单相、两相换热系数以及干涸后传热计算关联式。压力、质量流速、壁面热负荷对换热性能都有显著的影响，试验结果表明:在亚临界压力区，内螺纹管内壁换热性能良好，发生传热恶化的临界热负荷高;在近临界压力区，传热特性与亚临界压力区相似，但内螺纹管中旋流改善传热的能力迅速减弱，使得抑制传热恶化的能力降低;在超临界压力区，内螺纹管中旋流改善传热的能力进一步削弱，管壁温度与工质的平均温差在100～200℃。同时，由试验结果发现内螺纹管在拟临界点附近具有不同换热机理，管壁温度曲线较为平缓，出现与过冷流动核态沸腾现象类似的传热强化现象，从而有效改善了管壁的换热性能。