毕业设计（论文）-板式凝气器在火力发电厂间接空冷中的应用研究

山西大学工程学院毕业设计论文PAGEPAGE59山西大学工程学院毕业设计（论文）题目板式凝气器在火力发电厂间接空冷中的应用研究系别动力工程系专业热能与动力工程班级动本0717姓名胡晋阳指导教师焦海峰下达日期2011年02月28日设计时间自2011年02月28日至2011年06月20日毕业设计（论文）任务书一、设计题目：1、题目名称板式凝汽器在火电厂间接空冷中的应用研究2、题目来源山西大学工程学院二、目的和意义将所学的知识和技能用于实际应用当中，理论联系实际，运用科学的研究方法，对工程问题进行分析，进行设计（实验）。对于本课题而言，应对板式凝汽器的经济性及可靠性进行综合分析，并与原管式凝汽器对比，得出结论。促进板式凝汽器在电站里的应用推广。三、原始资料曲宁，田茂诚，板式换热器传热与流动分析.〔硕士学位论文〕[M].山东：山东大学，2005：1-77周耕宇，板式凝汽器在火电机组冷端系统的应用研究.〔硕士学位论文〕[M].华北电力大学，2008：1-66杨崇麟.板式换热器工程设计手册[M].北京：机械工业出版社，1998：66～81程宝华，李先瑞.板式换热器及换热装置技术应用手册[M].中国建筑工业出版社，2005：64-66四、设计说明书应包括的内容1、封面2、毕业设计任务书3、摘要、关键词4、目录5、引言（前言）6、正文7、结论8、参考文献9、原文、译文10、指导教师评语表11、封底五、设计应完成的图纸计算表及图见正文六、主要参考资料曲宁，田茂诚，板式换热器传热与流动分析.〔硕士学位论文〕[M].山东：山东大学，2005：1-77周耕宇，板式凝汽器在火电机组冷端系统的应用研究.〔硕士学位论文〕[M].华北电力大学，2008：1-66杨崇麟.板式换热器工程设计手册[M].北京：机械工业出版社，1998：66～81程宝华，李先瑞.板式换热器及换热装置技术应用手册[M].中国建筑工业出版社，2005：64-66任书恒.板式换热器的应用及其发展前景[J].石油化工设备技术，1991,12(1)：7-11汪洋，汪国山，毛新青.N-16000型凝汽器的热力性能分析与改造措施探讨[J].汽轮机技术，2004,46(4)：283-286,294钱伯章.非管壳式紧凑型节能换热器及其应用[[J].化工机械，1992,19(4)：228-236七、进度要求1、实习阶段第8周（04月11日）至第10周（04月30日）共3周2、设计阶段第2周（02月28日）至第7周（04月09日）第11周（05月02日）至第18周（06月25日）共15周3、答辩日期第18周（2011年06月20日）八、其它要求无板式凝汽器在火电厂间接空冷中的应用研究摘要凝汽式汽轮机是现代火电站和核电站中广泛采用的典型汽轮机。凝汽设备是凝汽式汽轮机装置的一个重要组成部分。凝汽设备工作的好坏直接影响到整个装置的热经济性和运行可靠性。因此应对凝汽设备的工作原理和变工况特性加以了解。本文根据火电机组冷端系统实际运行需要，鉴于板式换热器紧凑、高效的特点，提出了在火电机组冷端系统中采用板式凝汽器替代传统管壳式凝汽器的设想。论文从两个层次展开研究，第一个层次从板式凝汽器单体设计优化的角度入手，提出了板式凝汽器设计方案，对板式换热器结构进行了优化，并用传热特性和阻力特性相结合的评价指标来比较它和管壳式凝汽器的性能优劣。第二个层次则以300MW为实例，进一步阐述冷端系统采用板式凝汽器的优势。为以后板式凝汽器在火电机组的应用提供了参考。关键词：板式凝汽器；火电机组；冷端系统；应用Plate

air-cooled

condenser

in

thermalpowerplants

inthe

applicationofindirectABSTRACTTheCondensingSteamTurbineisatypicalturbinethatwidelyusedinmodernPowerPlantandNuclearPowerStation.Condensingequipmentisanimportantpartoftheequipmentofcondensingsteamturbine.Thequalityofthecondensingequipmentsoperatedirectlyeffectstheentireinstallationofthermaleconomyandrunningreliability.SoweshouldknowtheworkingprincipleofthecondensingequipmentandthecharacterofthechangingcirculatingCircumstance.Thispaperbasedontheneedsoftheoperationofthecold-condenser-system,inthelightoftheplateheatexchanger'ssomefeatures,suchascompact,efficientetc.Usingtheplatecondenserinsteadofthetube-condenserwasproposed.Thispaperwasresearchedfromtwodifferentlevels.Firstlevelwasstudiedfromthedesignoptimizationoftheplate-condenser,putforwardadesignblueprintabouttheplate-condenser,theplateheatexchangerstructurehasbeenoptimized.Atthesametimetheperformanceofthetwodifferentheatexchangerswereevaluatedbytheindicatorscombinedresistanceandheattransfercharacteristics,tocompareitandtube-condenserperformancemerits.Thesecondlevelwasstudiedfromthe300MWcool-end-system'sasanexample，todemonstratetheplatecondenser'sadvantages.Providesomereferencesfortheapplicationoftheplate-condenserinpowerplantunitinthefuture.KEYWORDS：plate-condenser;powerunit;cool-end-system;application目录第一章绪论 11.1课题研究背景与意义 11.2板式换热器应用研究现状 21.3板式换热器的优点 21.4论文主要的研究内容 4第二章板式换热器和管壳式换热器的性能计算 52.1板式换热器传热系数的计算 52.1.1凝结换热系数的计算 52.1.2水侧换热系数的计算 72.1.3总传热系数的计算 82.2板式换热器汽阻计算 82.3板式换热器水阻计算 112.3.1准则方程式法 112.3.2压力降计算方法 112.4管壳式换热器传热系数的计算 122.4.1美国HEI的计算方法 132.4.2前苏联BTH的计算方法 152.4.3BEAMA公式 172.5管式换热器的汽阻计算 182.6管式换热器的水阻计算 182.6.1分析法 182.6.2HEI图线法 192.7本章小结 21第三章板式凝汽器设计方案及性能评价 223.1设计条件 223.2管壳式换热器的设计 223.2.1热负荷的确定 223.2.2对数平均温差 233.2.3冷却面积的确定 243.2.4设计结果 24表3-3管式凝汽器热力计算和水力计算[4,29]汇总 243.3板式换热器的优化设计过程 263.3.1板片的结构设计 26图3-2LT板片波纹示意图 26图3-4水侧板问距的影响 30图3-5水侧板问距的影响 31图3-6蒸汽侧板问距的影响 32图3-7蒸汽侧板问距的影响 32图3-8蒸汽侧板间距的影响 33图3-9板长的影响 34图3-10板长的影响 34图3-11板长的影响 35图3-12板宽的影响 35表3-4板片主要性能参数 36图3-13板式换热器结构形式 373.3.2热工计算结果 37表3-5汽侧物性参数 37表3-6蒸汽侧阻力降计算表 37表3-7水侧计算表 383.4换热器性能评价方法 393.4.1单一的性能热性能指标方法 403.4.2传热系数与流动阻力损失相结合的热性能评价法 403.4.3单一指标性能分析 41表3-8换热器的换热系数和压降分析 413.4.4传热系数与流动阻力损失相结合的性能分析 41表3-9两种换热器的热效率 413.5两种方案结果分析 41表3-10两种设计方案比较 413.6本章小结 42第四章300MW机组实例分析 434.1实例计算 434.1.1己知参数 43表4-1机组主要技术特征 434.1.2两种换热器设计值 43表4-2设计工况下管式凝汽器参数 43表4-3设计工况下板式凝汽器参数 444.1.3凝汽器变工况运行计算的假设条件 444.2变工况运行特性分析 45图4-5汽轮机排汽量对于板式凝汽器压力的影响曲线 45图4-6循环水温度对于板式凝汽器压力君的影响曲线 46图4-7循环水量对凝汽器压力影响的特性曲线 46图4-8循环水量对凝汽器压力影响的特性曲线 47图4-9循环水温对于两种凝汽器压力影响特性曲线 47图4-10汽轮机排汽量对于两种凝汽器压力的影响比较特性曲线 484.3本章小结 48第五章结论 49表5-1两种凝汽器投资费用对照表 49参考文献 51附录：翻译 53引言凝汽式汽轮机是现代火电站和核电站中广泛采用的典型汽轮机。凝汽设备是凝汽式汽轮机装置的一个重要组成部分。凝汽设备工作的好坏直接影响到整个装置的热经济性和运行可靠性。而板式凝气设备作为一种新技术、新工艺，在近年来得到了迅猛的发展，但在目前电站中的应用还不够成熟，因此应对板式凝汽设备的工作原理和变工况特性加以了解，并在电站中进行推广应用。板式换热器的发展已经经历了l00多年的历史。1878年德国就发明了板式换热器。而我国板式换热器的研究、设计和制造开始于60年代。目前，它已经作为高效、紧凑的换热设备、大量应用于工业生产中。国内板式换热器被广泛的应用于采暖、生活热水、空调、化工等领域，也用作电厂的热网加热器。但是电厂的凝汽器采用板式换热器方面还不够成熟，鉴于上述清况，将板式换热器应用在火电机组冷端系统中具有很强的创新性及实际意义。虽然一般的板式换热器具有占地面积及重量比重小、污垢系数小、制造成本低、端差小、传热系数大以及安装检修方便清洗简单等诸多优点，但是由于存在如下问题，限制了它的应用范围和发展：密封性较差，易泄露；需要经常更换垫片，较麻烦；耐压能力较低，一般约为1MPa；耐温能力受垫片材料的影响；流道小，不适宜气—气换热或蒸汽冷凝以及流动阻力大等局限性。所以本课题从经济性可靠性出发，对以上出现的问题要做详细的研究与评估，并得出较为可靠的结论。第一章绪论1.1课题研究背景与意义能源和水资源是人类赖以生存和发展的重要条件，节约能源是我国的一项基本国策。众所周知，火电厂是消耗一次能源的大户。在当今国家能源供应干分紧张的情况和电力行业实施“厂网分开”、“竞价上网”的竞争机制下，提高节能意识，加强能源管理，完善电厂优化运行，达到节能降耗、提高经济效益的目的，具有干分重要的意义。在现代大型电站凝汽式汽轮机组的热力循环中，凝汽设备起着冷源的作用，凝汽器是冷端系统的核心换热设备，其主要任务是将汽轮机排汽凝结成水并在汽轮机排汽口建立与维持一定的真空度，而真空度是表征凝汽器工作的主要指标，是影响汽轮机经济运行的主要因索之一。真空度降低使汽轮机的有效焙降降低，影响汽轮机的出力和机组设备的安全性。电厂凝汽器一般运行经验表明；凝汽器真空下降1kPa，汽轮机组热耗会增加1.5～2.5%[1]。而且，凝汽器真空下降，会使排汽温度升高，会使汽轮机轴承中心偏移，严重时会使机组产生振动，影响汽轮机安全运行。从国内已建发电厂应用现状来看，火电机组的凝汽器均采用管壳式换热器。它具有结构简单、制造材料广泛，适应性强等优点。管壳式换热器一般由壳体、管束、管板和封头等部件组成，但是由于凝汽器壳侧的蒸汽侧流动和换热状况不理想，冷却管束和蒸汽通道的结构和布置方式也影响了换热器的换热效果，导致了凝汽器真空达不到设计值[2]。板式换热器是用压制有波纹的薄金属换热板片叠装而成的一种换热设备，它的主要优点是结构紧凑、耐温承压能力强、重量轻、污垢系数低、传热效率高，能实现多种介质换热，可以通过改变换热面积或多流程组合适应新换热工况要求，另外检修、清洗都很方便。但其流动阻力非常大，换热器各板片之间形成许多小流通断面的流道，通过板片进行热量交换。它与常规的管壳式换热器相比，在相同的流动阻力和水泵泵功率消耗情况下，其传热系数要高出一倍左右[3]。目前，板式换热器被广泛的应用于采暖、生活热水、空调、化工等领域，也用作电厂的热网加热器。但是电厂的凝汽器还没有采用板式换热器的先例，鉴于上述清况，将板式换热器应用在火电机组冷端系统中具有很强的创新性及实际意义。1.2板式换热器应用研究现状目前板式换热器已经作为高效、紧凑的换热设备、大量应用于工业生产中。它的发展已经经历了l00多年的历史。1878年德国就发明了板式换热器。而我国板式换热器的研究、设计和制造开始于60年代。1965年，兰州石油化工机械厂根据一些资料设计，制造了我国首家生产的板式换热器。现在我国板式换热器的制造厂家有四五干家，年生产2000台以上。板式换热器(PHE)由于在许多方面优于管壳式换热器，所以，尽管只有百余年的历史，但发展迅速，应用领域遍及国民经济各部门。板式换热器分为可拆卸和焊接式两大类。80年代以来，品种规格、密封结构、设计与制造技术等方面均有了突破性进展，发展方向趋于“大参数、多品种、高性能”。其中，包括耐温、耐压、耐腐蚀及其它特种PHE。(1)可拆卸板式换热器[7]板片种类繁多，但仍以人字形波纹板片为主。瑞典ALFA-LAVAL、英国APV,德国GEA和W-Schmidt、法国VICARB、日本HISAKA(日阪制作所)以及美国Transter等公司的产品技术先进，较有特色。(2)焊接板式换热器[8～16]可拆卸板式换热器的应用范围除受到压力和温度的限制外，主要是流体与密封垫片的相容性问题。因此，在高温、高压的清洁流体和有侵蚀性流体等工况下，焊接板式换热器更具竞争性。但是，其缺点是不能(或只能局部)拆开清洗、检查和维修。该产品只有半焊式和全焊式二类。目前生产全焊接式板式换热器的公司主要有ALFA-LAVAL公司生产的AlfaRex换热器、Compaplate换热器；Tranter公司生产的MAXCHANGER换热器、“双板”结构焊接板式换热器；BARRIQU-AND-ECHANGEURS公司生产的PLATULAR换热器，德国BAVEX公司开发的适用于高温、高压的全焊接板式换热器；日本千代田公司引进此技术，生产的千代2BAVEX板式换热器；Schmidt-Bretten公司生产的S-IGMAW-IG换热器；法国PACK-INOX公司生产的PACK-INOX换热器。这些换热器都采用全焊接结构，更为紧凑、重量更轻、费用更少，可在较低的流体体积下操作，并具有更高的操作压力和操作系能以及更高地效率。此外，全焊接式换热器的结构简单，更为坚固和耐用，并且易于制造和组装。1.3板式换热器的优点(1)占地面积及重量比重[17]板式换热器结构紧凑，单位体积内的换热面积为管壳式换热器的2～5倍，而且不用像管壳式换热器那样要预留出管束的检修场地。从紧凑度上比较：管壳式换热器为78m2/m3，板式换热器为220m2/m3。囚此实现同样的换热任务时，板式换热器的占地面积约为管壳式换热器的1/5～板式换热器的板片厚度为0.6～0.8mm，管壳式换热器的换热管厚度为2.0～2.5mm；(2)污垢系数板式换热器由于板间流体的剧烈湍动，杂质不易沉积和不锈钢制造的板面光滑，易清洗，所以板式换热器的污垢系数比管壳式换热器的污垢系数小得多。板壳式换热器由于换热过程处于强烈的湍流状态，高剪切力抑制了板画上污垢的形成，流体在波纹形通道内的停留时间均匀，所以其结垢倾向远低于管壳式换热器。(3)制造成本板式换热器主要用金属板材，因而原材料的价格比同样金属的管材要低。(4)端差管壳式换热器传热端差(即冷却水进口温度和被冷却介质出口温度差)为5℃左右。板式换热器由于其结构特点可以将传热端差降低至1(5)传热系数[20]板式换热器具有较高的传热效率，由于波纹状通道中流动的流体受到强烈扰动，临界雷诺数只有20～50，在很低的流速下就能达到湍流状态，并且可实现纯逆流换热，所以具有很高的传热系数。板式换热器中，冷却水侧与蒸汽侧流动均为湍流，两种流体逆向流动，由于波纹的作用引起湍流从而产生高传热率、高阻力压降和高切应力场，这将导致抑制污垢在传热面上形成。其传热系数一般为3500～5500W/(m2·K),可节省板式换热器的换热面积。(6)安装检修[18,19]管壳式换热器是由管束组成，自身重量体积都较大，在检修抽管时需要留出管束一样长的距离，占地较多，还需配备必要的起吊检修设施。管壳式换热器的设计寿命一般为30年，大修周期4年。当换热器发生泄漏时(可能是管子与管板间的泄漏或是管子破裂引起的泄漏)，可采用堵管等措施在短时间内恢复工作性能，管壳式换热器允许有7%的堵管裕量。可以根据需要采用胶球清洗装置对管内进行定期的机械清洗。板式换热器具有体积小，重量轻的特点，检修方便，不需设检修起吊设施，安装占地较少。在冷却水中可加入多种无毒强鳌合剂，这些鳌合剂具有抑制生物的生长也可促使微生物的死亡，而且这些鳌合剂相互之间还具有协调作用和增效作用，与Ca2+、Mg2+离子鳌合能防垢，还具有强渗透作用和晶格扭曲作用，使水垢晶格扭曲变疏松，在水力冲刷作用下疏松的污垢及脏污，顺冲洗水冲走，在水力冲刷时只要打开凝汽器两端的铰链活动门，在不停产的条件下，用水枪喷刷即可，缩短了维修时间，提高了经济性。1.4论文主要的研究内容本文的主要任务就是在换热器设计计算理论的基础上，通过对板式换热器和管壳式换热器进行传热计算、流动计算，设计符合冷端系统要求的凝汽器，达到节能降耗，经济运行的目的：(1)根据南屯电厂50MW[4]机组的运行条件要求，在传热计算和流动计算的基础上，对板式换热器进行了结构参数优化设计，用敏感因索分析方法对影响板式换热器性能的结构参数进行了分析。(2)引入传热系数和阻力相结合的性能指标对两种换热器的性能给出更为直观和科学的评价。(3)针对300MW机组的运行条件设计板式凝汽器，当板式凝汽器在运行参数条件偏离设计值时，对板式凝汽器运行情况进行分析，并和管壳式凝汽器进行了比较。(4)针对板式凝汽器和管壳式凝汽器进行分析总结，促进板式凝汽器在电站里的应用推广。第二章板式换热器和管壳式换热器的性能计算换热器的性能含义很广，包括传热性能、阻力性能、机械性能、经济性能，而传热性能和阻力性能是决定换热器性能优劣的关键性标志。囚为本论文主要是针对板式换热器在火电机组冷端系统中的应用，所以本章下述内容列出的都是在蒸汽冷凝相变换热条件下的板式换热器传热和流动计算公式。管壳式的计算公式给出的是火电机组凝汽器热工计算的经验公式。2.1板式换热器传热系数的计算传热系数计算(2-1)式中：a1——蒸汽侧的传热膜系数(W/m2·K)；R1——蒸汽侧污垢系数(m2·K/W)；δ——板片厚度m；λp——板片导热热阻(W/m·K)；R2——水侧污垢系数(m2·K/W)；a2——水侧的传热膜系数(W/m2·K)；2.1.1凝结换热系数的计算根据公式(2-2)可以计算蒸汽侧的凝结换热系数：（2-2）式中：Nu——蒸汽侧的努赛尔数；λ——蒸汽的导热系数(W/m·K)；de——蒸汽侧的当量直径m。影响板式冷凝器换热的因素有蒸汽流速、蒸汽干度、蒸汽压力、蒸汽与冷却介质的相对流动方向等。目前尚末有人们公认的计算式，以下介绍三种计算公式：1.Kumar.H计算公式[21](2-3)式中湍流时n=0.65～0.8，一般为0.7；C为0.1～0.3；Re=Glde/ul，其中质量流率Gl=G’l(实际的液流量)+G"l(相当的液流量)，G"l计算公式如下：(2-4)式中：Gv——两相混合物流中的蒸汽质量流率(kg/s)；ρv、ρl——分别为两相流中的蒸汽和液体密度(kg/m)fv、fl——分别为蒸汽流及相当液流量下液体流的摩擦系数。2.TovazhnyanskiyLL计算公式[22](2-5)式中：x1、x2——进出口处蒸汽干度；Rel——总的质量流率Gs下凝液雷诺数；Pr——凝液的普朗特数；ρv、ρl——进、出口处液体、蒸汽的密度(kg/m3)。3.天津大学工中峥计算公式[23](2-6)式中：Rel——总的质量流率下凝液雷诺数；H——考虑凝液膜厚度影响的无因次参数；ρv——进口处蒸汽密度(kg/m3)；ρl/ρv——密度比，考虑蒸汽压力的影响；（2-7）x2——出口处蒸汽干度（2-8）r’——考虑凝液过冷和液膜对流换热影响的参数(J/kg)(2-9)其中r为汽化潜热(J/kg)4.尾花英朗提出的计算式[24]（2-10）式中：Ql——冷凝负荷，Ql=Gl/B[kg/(m.s)]；Gl——每一通道的冷凝液，G,二MR——蒸汽总质量流量(kg/s)；nR——蒸汽流过的通道数；x——蒸汽的进出口平均干度；B——板宽度(m)；λl——冷凝液的导热系数[W/(m.K)]；ρl——冷凝液的密度(kg/m3)；μl——冷凝液的钻度[kg/(m.s)]；gc——重力加速度(N/kg)；2.1.2水侧换热系数的计算1.紊流状态下不同形状板片换热准则关系式可归结为[3](2-11)式中： Nu及Re中的特征尺寸用当量直径de表示，de=4ab/(2a+2b)；a——板片宽度(m)；b——板片间距(m)；C,n,m,P值的范围如下：C=0.15～0.40,n=0.65～0.85,m=0.30～0.45(通常用1/3),P=0.05～0.20。临界雷诺数在10～400左右，取决于板片形状。2.层流状态下板片换热准则关系式可归纳为[21]：(2-12)式中：C,n,P值的范围一般为：C=1.86～4.50,n=0.25～0.33,P=0.1～0.2(通常为0.14)；L——板片长度(m)；2.1.3总传热系数的计算在计算总传热系数的过程中，由计算蒸汽凝结侧换热系数公式(2-3)(2-6)可知需要得到换热面温度以确定需要的液体钻度和温差，可以用试算法确定.(1)假定一侧壁温twl'(2)由准则方程式求该侧换热系数al；(3)由下式计算该侧换热量q1ql=a1（t1-twl）(4)根据壁的热阻Rw，按下式计算另一侧壁温tw2q2=a2（tw2-t2)若假设壁温正确，则q1=q2。当q1≠q2时，则重新假定，直到q1=q2为止。2.2板式换热器汽阻计算板式冷凝器的汽一液两相流中，它的阻力包括摩擦阻力、局部阻力、加速及重力阻力。因此，只有分别计算出冷凝器的入口到出口间各处存在的相应阻力，其总和即为一台板式凝汽器的阻力。在各项阻力中，最主要的是摩擦阻力，加速及重力阻力很小，局部阻力约为总阻力的10%～15%所以板式换热器汽侧总阻力可按下式计算[21]：（2-13）根据天津大学的研究，板式冷凝器的总压力降ΔP与板式冷凝器流道中汽一液两相流的混合平均雷诺数Re之间有如下的关系（2-14）式中：C——有量纲(Pa)的系数；C和n与板型有关，通过试验确定（2-15）式中：；w1——进口处混合流速，；w2——出口处混合流速，；——平均黏度，；——平均密度，——平均干度，式中：ρvl、ρv2——进、出口饱和蒸汽的密度(kg/m3)ρl1、ρl2——进、出口饱和液体的密度(kg/m3)ρv、ρl——按进、出算术平均温差查取的饱和汽和饱和液体密度(kg/m3)μv、μl——按进、出算术平均温差查取的饱和汽和饱和液体的动力钻度kg/(m·s)一般计算可以根据天津大学研究和Kumar的推荐，采用用洛克哈特一马丁尼利(Lockhart-Martinelli)方法[21]。（2-16）式中：Φl——摩阻分液相系数；（ΔPf）l仅液相单独流过同一流道时摩擦阻力；（2-17）式中：fl——液体沿程摩擦系数；L——流道长度(m)；wl——液体在流道中的流速(m/s)；（2-18）式中：vl——液体比容(m3/kg)；x——沿程L的平均干度，可用换热器进口和出口干度的平均值；(2-19)C值与流态有关，一般由试验确定，Chisholm.D推荐C值见表(2-4)。表2-4不同流台下的C值流态ttlttlllC值2112105流态是一流速为液相或气相的表观速度(指假定液或气在整个流动截面中独流动时wl0或wv0)时的Re数值为1000作为分组的基础。即：液相（2-20）气相（2-21）Rel≦1000,Rev≦1000——液体层流——气体层流(11流态)；Rel≦1000,Rev>1000——液体层流——气体紊流(It流态)；Rel>1000,Rev≦1000——液体紊流——气体层流(t1流态)；Rel>1000,Rev>1000——液体紊流——气体紊流(tt流态)；液相、气相的表观速度为：（2-22）（2-23）马丁尼利参数X可近似用下式确定：（2-24）为气、液相摩擦阻力之比，气相（ΔPf）v则为：（2-25）式中：ρv——气体密度(kg/m3)；wv——气体在流道中的流速(m/s)；（2-26）式中：Gl——流过一个通道的质量流量(kg/s)；fv——蒸汽沿程摩擦系数，波纹板可近似用下式计算：紊流区（2-27）层流区（2-28）过渡区摩擦系数f的确定，可在紊流区和层流区的边界之间采用内插法确定。对板式换热器，其过渡区一般在10～150的雷诺数范围内。需要说明，fl、fv均应由试验确定，在无试验值的情况下，才采取如上方法进行近似计算。在各项阻力中，最主要的是摩擦阻力，加速及重力阻力很小，局部阻力占总阻力的10%～15%，所以，板式冷凝器的气侧总压力降可按下式计算（2-29）2.3板式换热器水阻计算板式换热器液侧压降的计算方法[21]。2.3.1准则方程式法（2-30）式中：B——系数，随不同型号的板式换热器而定；M——流程数；d——指数，与型号有关，d为负值。由式子Eu=ΔP（/ρw2）计算压力降2.3.2压力降计算方法一台板式换热器的压力降由角孔压力降和流道压降力组成，即（2-31）(1)流道压力降(人字形板)（2-32）式中：f——摩擦系数；L——流道长度，该值应将平面长度乘以波纹展开系数；(2)角孔压力降△P"（2-33）式中：f——摩擦系数；n——一个流程中的流道数；2.4管壳式换热器传热系数的计算在下述文章中列出的管壳式换热器传热系数公式都是电厂管壳式凝汽器的换热器传热系数计算经验性公式。换热器的热阻由3部分组成，即水侧的放热热阻Rw、管壁的热阻Rt及汽侧的放热热阻Rs。传热系数K，即：（2-34）式中：——管壁到冷却水的表耐专热系数[W/(m2.K)]；δ——冷却管壁厚(m)；λ——冷却管热导率[W/(m.K)]；——汽一气混合物到管壁的表耐专热系数[W/(m2.K)]；其中，冷却水侧的表面传热系数aw和管壁的热导率λ可以计算出确定，但汽侧的表面传热系数as与汽一气混合物的流速、空气相对含量及管束排列方式等许多因素有关。由于这些因素又沿着汽流方向都在不断变化，因此，as也沿着冷却面积不断变化，给传热系数的计算带来了困难。根据对数平均温差整理得出的总体传热系数一般在2300～4700[W/(m2.K)]之间。由于采用的试验和考虑的影响因素不同，求取总体传热系数的方法也各不相同。目前我国广泛采用美国热交换协会(HEI)标准曲线法和前苏联全苏热工研究所(BTH)的公式和辅助曲线法。2.4.1美国HEI的计算方法美国传热学会(HEI)标准《表面式蒸汽凝汽器》中，规定计算总体传热系数的公式是[25]：（2-35）式中：C1—系数，按冷却管外径由表2-1查得表2-1HEI公式中系数C1和冷却管外径的关系表冷却管外径d2（mm）16～1922～2528～3235～3841～4548～51C1274727052664262325822541图2-3HEI的基本传热系数K0与水速的关系由于系数C1是以新管、壁厚为1.24mm、海军铜管、冷却水温为21℃为基础，所以需对清洁程度、冷却水温度、管材和壁厚进行修正。当冷却水进口温度和冷却管材料、壁厚与上述不一致时，由图2-图2-4冷却水温度修正系数βt曲线由于在实际运行中，换热器不可避免地要积垢，所以还必须乘上一个清洁系数β3。β3映了冷却管内外壁表面的污垢对总体传热系数的影响，主要与冷却水的洁净程度有关。对利用自然水源(江河湖海)的直流供水系统，β3一般取0.8～0.85；对利用冷却塔的循环供水系统，β3一般取0.75～0.8。近年来，胶球清洗装置得到了广泛的运用，使冷却管内表面保持洁净，对此，β3可取0.8～0.90。表2-2冷却管材料、壁厚修正系数βm管材壁厚（mm）0.560.710.891.241.652.112.77海军黄铜1.061.041.021.000.960.920.87砷黄铜1.061.041.021.000.960.920.87铜铁合金1941.061.041.021.000.960.920.87铝黄铜1.031.021.000.970.940.900.84铝青铜1.031.021.000.970.940.900.84B100.990.970.940.900.850.800.74B300.930.900.870.820.770.710.64冷轧低碳钢1.000.980.950.910.860.800.74304/316型不锈钢0.830.790.750.690.630.560.49钛0.850.810.770.71这样总体传热系数K=K0β3βtβmW/(m2·K)(2-36)HEI公式是国外广泛采用的电站凝汽器总传热系数计算公式。HEI公式简单明了，使用方便，各种有关冷却管材料品种、规格以及冷却水温的修正系数资料很齐全。该公式在使用上有一个重要优点，就是无需事先假定任何参数，可以一次直接计算出结果。该公式的缺点是，孤立地考虑了冷却水流速、冷却水进出口温度的影响，而没有考虑这些参数对总体传热系数的影响是彼此有关的；另外，它也没有考虑冷却水流程数对总体传热系数的影响。HEI方法使肚界上用得最为广泛的一种，在商业上，一般都以HEI为标准。2.4.2前苏联BTH的计算方法苏联在1982年颁布的《火力和原子能电厂大功率汽轮机表面式凝汽器热力计算指示》中规定：凝汽器总平均传热系数按下述别尔曼公式确定[26]。K=4070ββWβtβZβdW/(m2·K)（2-37）（2-38）（2-39）（2-40）式中：β——考虑冷却表面清洁状况和冷凝管材料及壁厚的系数；vw——冷却水在冷凝管内的流速，m/s；x——系数；Z——冷却水的流程数；dl——冷凝管内径，mm；βw，βt，βz，βd——考虑冷却水流速、冷却水温度、冷却水流程数和蒸汽负荷率等影响的修正系数。式(2-4)适用于冷却水温twl≤45℃、管内水速。vw=1～2.5m当x/β≤0.6时x=0.12β（1+0.15twl）(2-41)当x/β>0.6时（2-42）计算时，可按已知数据tw1和β代入式(2-41)和式(2-42)求出x值，再按比值x/β大小决定采用式(2-41)还是式(2-42)。当tw≤35℃时（2-43）（2-44）式中：dk——蒸汽负荷率，g/(m2·s)。可见，采用别尔曼公式计算总传热系数时，要预先假定dk值，通过逐步逼近方法，最终确定总传热系数。当35℃<tw1<45℃（2-45）当凝汽器在设计负荷Dnk下，以及当，的情况时（为临界排汽量)βd=1（2-46）当时（2-47）其中，。表面清洁状况和管材及壁厚的影响系数按下式计算：β=β3βm（2-48）式中：β3—冷却表面清洁系数，与冷却方式和水质有关，查表2-3；βm—管材修正系数，对壁厚δ=lmm的黄铜管为1.0，B5管为0.95,B30管为0.92，不锈钢管为0.85。管子和水质情况β3直流供水和清洁水0.80～0.85循环供水和化学处理（氯化、二氧化碳）的水0.75～0.80污脏水和可能形成矿物沉淀的水0.65～0.75新管0.80～0.85具有连续清洗的凝汽器0.85钛冷凝管0.90别尔曼公式比较全面地考虑了影响传热系数的各种因素及其相互的联系，计算工作量较大。在进行设计工况下的凝汽器计算时，必须预先假定比蒸汽负荷；在变工况计算中，该公式规定了考虑比蒸汽负荷变化的修正系数。该公式使用的条件是：冷却水温<45℃，冷却水管内流速(1～2.5)m/s。2.4.3BEAMA公式英国凝汽器总平均传热系数的计算是根据英国电器机械制造协会(TheBritishElectricalAlliedManufacturesAssociation)的标准进行的，这种计算方法和HEI相似，由下式计算[27]：K=K0β3βtβmW/(m2·K)（2-49）式中：K0——凝汽器管在清洁情况下，冷却水入口温度21℃时的基本平均传热系W/(m2·℃)，它随水循环水流速vw和管外径d1的变化关系由图2-4可查得；β3——凝汽器管清洁系数，对循环供水，水质为洁净的河水或海水时，β3=0.95；水质较脏时，β3=0.9；βt——考虑冷却水平均温度影响的修正系数，由图2-3可查得；βm——考虑管材和壁厚影响的修正系数，由表2-2可查得。图2-5凝汽器基本平均传热系数K0和水温修正系数βt此方法总平均传热系数得的计算公式对外径在13～32mm的管子都适用，但它没有考虑蒸汽负荷率和空气相对含量的影响。这些公式都是在特定的管束布置条件下试验得出的，有一定的局限性，但是计算方便，且能够满足工程计算的要求。2.5管式换热器的汽阻计算凝汽器汽阻，主要由三部分组成：管束进口截面处的阻力，主管束区阻力和空气冷却区的阻力。蒸汽在进入管束后，速度降低，部分动能转变为压力能，使压力有所回升，因而管束入口截面的汽阻通常不太大。它和进入第一排管束时汽流速度有关，速度愈大，汽阻也愈大[27]。（2-50）式中： C——与管束结构形式有关的系数，其值在3.9×10-4～5.9×10-4之间，当管束外围蒸汽通流面积较大，沿汽流方向冷却管排数不多时，C可取下限值；Dk——蒸汽流量(kg/s)vs——凝汽器压力下干饱和蒸汽比体积(m3/kg)；L——冷却长度(m)；dl——冷却管外径(m)；n——冷却管数；2.6管式换热器的水阻计算2.6.1分析法水阻是指冷却水流经凝汽器水侧时所受到的阻力，其值等于冷却水进出口接管处静压之差。它包括冷却水在换热器冷却管中的摩擦损失ΔP1、冷却水在进入和离开冷却管时所引起的管段损失ΔP2以及冷却水在水室中的压力损失ΔP3三部分[26]。（MPa）（2-51）式中：λ——摩擦阻力系数；Vw——冷却水流速(m/s)；l——冷却管长度(m)；dl——冷却管内径((m)；z——流程数。冷却水在冷却管内的流动一般都在湍流区域，λ可从一般水力学手册中查得。在3×103≤Re≤105情况下，（2-52）考虑到冷却管壁可能不清洁和积垢，为了安全起见，由式(2-26)得出ΔP1可增加20%的安全裕度，即（2-53）ΔP2与管子早管板上的连接方法上有关，对胀接的换热器（2-54）在计算水室中的压力损失（2-55）式中，Cn——冷却水在水室接管中的流速(m/s)2.6.2HEI图线法美国HEI标准[25]提供了一套计算凝汽器水阻的曲线，表示了冷却水平均温度为25℃，管壁厚度为1.24mm的各种管径、洁净的新管子每米长度内的摩擦损失ΔP1，与水速Vw的关系。对于壁厚不是1.24mm，冷却水平均温度不是25℃时，应将查得的ΔP1分别乘以表2-5所列的壁厚修正系数C所以，冷却管内摩擦损失（2-56）式中：l——冷却管长度(m)；z——流程数；表2-5摩擦损失的壁厚修正系数C1外径（mm）壁厚（mm）2.772.111.651.240.890.710.56161.300.940.910.89191.281.161.061.000.950.930.9061.000.960.940.9251.000.960.940.93281.161.091.041.000.970.950.94321.141.081.041.000.970.960.94351.131.071.031.000.970.960.94381.121.061.031.000.970.960.95411.101.051.021.000.970.960.95451.101.051.021.000.980.970.96481.091.051.021.000.980.970.96511.081.041.021.000.980.970.96图2-6摩擦损失的温度修正系数C2图(2-7)是单流程凝汽器水室中、冷却管出、入口的管端损失与流速的关系。凝汽器出口水室中的压力损失ΔP3o和进口水室中的压力损失ΔP3i可根据各自接管中的实际流速分别查得。而冷却管出入口处的管端损失ΔP2综合地反映在一根曲线上，其值根据冷却水在冷却管重点流速Cw查得(双流程阻力可以在单流程管端损失上乘以2倍)图2-7凝汽器水和管段损失1—管端损失2—水室进口损失3—水室出口损失凝汽器水阻Hw认为是下述三部分阻力之和：ΔP=ΔP1+ΔP2+ΔP3i+ΔP3o(2-57)式中：ΔP1——冷却管内摩擦阻力，它的大小与冷却水在冷却水在管内的流速、管径、管长以及管内壁的表面状态有关；ΔP2——冷却管端部阻力，它与管内流速、管端部的结构情况有关ΔP3i——水室中的损失ΔP3o——进出水室阻力，它与进出水室的水流速、水室形状及冷却水流程数有关。2.7本章小结本章主要介绍了板式换热器和管壳式换热器传热计算和流动计算的方法，为下一章的换热器设计计算奠定了基础。第三章板式凝汽器设计方案及性能评价板式换热器在工业、建筑业、能源事业、新能源利用和热回收等各工业部门中得到了广泛的应用。在本文中考虑用板式换热器取代火电机组冷端系统中的管壳式凝汽器，凝汽器的工作性能好坏直接影响到机组运行的综合特性，故合理设计非常重要。3.1设计条件南屯电厂三、四期工程原设计两炉两机，型号为N50-8.83-1，总装机容量2×50MW,年发电量6亿kWh，自投产以来，汽轮机真空一直偏低，汽轮机运行背压比设计大2.822kPa，特别是夏季没有热用热户，机组均以纯凝方式运行。汽轮机排汽量由抽汽工况时的118.8t/h增大至148.4t/h。由于凝汽器原按抽汽机组设计，而且凝汽器漏气现象严重，背压值升高，影响发电量。现考虑更换新的凝汽器，以满足机组经济运行的需要。设计参数条件如下表：表3-1设设计条件参数凝汽器的蒸汽流量Dk=167t/h蒸汽比焓hc=542.3kcal/kg凝汽器压力Pc=6.5kPa冷却水温度t1=26℃冷却水流量W=10020t/h表3-2限制条件参数凝汽器设计工况水阻≤65kPa凝汽器汽侧进口允许最高温度80℃凝结水过冷度≤0.5℃端差≤6.087℃凝汽器汽阻～0.4kPa3.2管壳式换热器的设计本文主要针对电厂冷端系统设计凝汽器，管壳式换热器的设计计算方法已经比较成熟和完善，在本论文中将不再赘述，下面只简单介绍其部分设计过程，其热工计算可以参考第二章第二节、第四节及第六节的相关内容，下面将直接给出计算结果，作为接下来板式换热器设计的参考和依据：3.2.1热负荷的确定在设计计算的第一步就是要确定换热器的热负荷。它是指凝汽器传给冷却水的热量，也就是由蒸汽、疏水等带入的全部热量减去凝结水带走的热量，但是由于疏水带入的热量与汽轮机排汽带入的热量相比一般较小，所以，可以忽略不计。为了便于以后的分析和叙述，把热负荷的式子写成只考虑主汽轮机排汽的形式：Q=Wρc（t2-t1）=Dk（hc-hs）=167（542.3×4.187-157.58）/3.6=98090.69（kW）(3-1)式中：W——冷却水流量(m3/s)t1,t2——冷却水出口温度(℃)；ρ——冷却水密度(kg/m3)；c——冷却水的比热容[kJ/(kg·℃)]；3.2.2对数平均温差蒸汽在换热器中的放热凝结过程干分复杂(如图3-1所示)，每部分的热负荷、冷却水温升、蒸汽凝结温度都不尽相同。采用对数平均温差作为蒸汽与冷却水之间的传热温差。图3-1蒸汽在换热器中凝结过程在计算对数平均温差时，又假定蒸汽的凝结温度ts沿冷却面积不变，即不考虑汽阻及空气含量对凝结温度的影响。在热负荷和循环倍率已知的情况下，可假设水的平均温度，求取凝汽器循环水出口温度，并计算对数平均温差。对数平均温差：℃（3-2）式中：ts——蒸汽凝结温度，即凝汽器压力下的饱和温度(℃)；Δt2-1——冷却水的温升((℃)；δt——凝汽器的传热温差：(℃)；由式子(3-1)可以得：℃（3-3）3.2.3冷却面积的确定在热负荷和对数平均温差已经确定的的条件下确定冷却面积的大小只需计算总体平均换热系数，而在电厂凝汽器的设计过程中可以参照前面提到的美国传热学会HEI公式(2-14)，不需要迭代，直接计算。根据热平衡，换热器的冷却面积，（3-4）式中：Q——凝汽器的热负荷(kW)；K——总体传热系数[W/(m2·K)]；Δtm——蒸汽和冷却水之间传热对数平均温差(℃)；3.2.4设计结果表3-3管式凝汽器热力计算和水力计算[4,29]汇总项目名称符号单位计算公式数值一热力计算（一）已知数据凝气器压力PcMpa已知0.0065排气量Dkkg/s汽轮机热平衡计算给定46.388冷却水进口温度t1℃供水条件给定26排气焓值hckJ/kg汽轮机热平衡计算给定2270.067冷却倍率m有凝汽器供需方共同给定60（二）计算热负荷QkWDk(hc-hs)98090.694对应下饱和蒸汽温度ts℃查水蒸汽表37.627凝结水过冷度△tc℃取值0.5冷却水过冷度δ℃取值0.5凝结水温度tc℃ts-△tc37.127凝结水焓hskJ/kg由水压和水温查得155.537冷却水质量流量qmt/hmDk2783.333冷却水温升△t2-1℃8.417冷却水出口温度t2℃t1+△t34.417端差δt℃ts-t23.210对数平均温差tm℃6.540冷却水流程数Z选定2冷凝管内水速vwm/s方案比较时选定2冷凝管内径d1m选定0.023冷凝管外径d2m选定0.025清洁系数β3选定0.85系数c1由表2-1查得2705温度修正系数βt查图2-31.08管材根据水质选定HSn70-lA锡黄铜管管材修正系数βm查表2-21.01传热系数K0K03825.447总体传热系数KW/(㎡.K)K0β3βtβm3546.878冷却面积A㎡4228.451总冷凝管数n06702.547冷凝管长度Lm8.036二水力计算（一）已知数据冷却水流速vwm/s由实际管数和水量计算2冷却水温度t1℃给定26冷凝管内径d1m给定0.023冷凝管外径d2m给定0.025管长度L′m8.036端管板厚度Bm由结构设计给定0.04（二）计算单位管长摩擦阻力h0KPa/m2管壁修正系数C1查表2-50.972冷却水温度修正系数C2查图2-60.958冷凝管总摩擦阻力ΔP1KpaC1C2LZh29.952管端阻力ΔP2Kpa查图2-72.2水室进口阻力ΔP3iKpa查图2-71.7水室出口阻力ΔP3oKpa查图2-70.6总水力阻力ΔPKpaΔP1+ΔP2+ΔP3i+ΔP3o34.4523.3板式换热器的优化设计过程3.3.1板片的结构设计板式换热器是由以金属板片为换热元件，它是由不锈钢、工业纯钛或其它材料的薄板压制而成。板片的波纹形式直接影响到板片的传热性能、阻力降以及整机的承压能力。目前已存在百余种核心结构，其主要波纹形式有：人字形波纹、水平平直波纹、斜波纹等。按照板片的连接方式又分为：可拆卸式和焊接式。考虑到火电机组冷端系统蒸汽冷凝的技术要求，需要密封性更好的全焊接板式换热器，考虑到蒸汽凝结压力降的限制条件，所以选择波纹结构为LT波形的低阻力板片(其波纹形式见图3-2)，并且组成不等截面的流道，分别用于蒸汽和水。但是由于目前没此类型可选板型，所以需要对于板片的结构进行优化设计。图3-2LT板片波纹示意图3.3.1.1目标函数的建立本文中换热器优化设计问题，换热量Q、两侧流体的质量流量以及给出一些相关参数的变化范围在上节管壳式换热器的计算过程已确定，求满足以上要求的且投资最省的设计方案，把经济性作为性能评价指标。这是一个非线性约束的规划问题，其数学模型的标准式为[28]：式中：obj——目标函数；st——所受约束的条件；opt.var.——优化变量；Pt——换热器的投资费用；Q——换热量。原问题的对偶问题可写为：板式换热器的投资费用可表示成单位面积单价和换热面积的乘积，由于目前对于材料成本和劳动力成本的计算还比较困难，单位面积单价也会因为不同材料和不同劳动力成本而变化，因此在本文计算过程中忽略了价格因索对优化结果的影响，直接用换热面积，也即是以用材量作为约束条件进行优化设计，这种不会因材料、类型、劳动成本的变化而变化，适用性更强。根据等价原理，假设污垢热阻不变的情况下，式中：R——总传热热阻，(m2·K)/W；A——总的材料面积，m2。优化变量的选择板式凝汽器的实质是水和蒸汽通过板片发生热交换。在换热材料一定的情况下，影响换热器性能的主要因索有状态参数和结构参数。状态参数参照上面管式换热器设计参数取定。结构参数主要是指换热器的面积，宽度和高度以及板间距。由于前面已把换热面积作为约束的条件之一，因此在换热面积一定的前提下，影响换热器性能的主要结构参数只有换热器的长度、宽度和两侧板间距，这四个变量是本文所选用的优化变量[28]约束条件的确定(a)两侧流量的限制，con(Dk)和con(W)；(b)蒸汽阻力损失限制和水侧阻力损失限制con(ΔPv)、con(ΔPl)；(c)结构尺寸的限制con（b）(宽度)，con(l)(高度)和con(Dv)、con(Dl)板间距；（d）换热面积的限制(A)。算法的选择在数学上，优化选型问题属于离散变量的整数优化问题。目前，求解整数优化问题的常用方法有：随机枚举法、分支界定法、枚举法和割平面法。枚举法由于能逐个列举所有的可行解及其目标函数值，为计算结果的分析和处理提供大量的有用信息，因此本文选用此方法来作为优化设计的计算方法。实际计算(a)目标函数[28](3-8)式中：a1——蒸汽侧的传热膜系数(W/m2K)；R1——蒸汽侧污垢系数(m2·K/W)；δp——板片厚度m；λp——板片导热热阻(W/m·K)；R2——水侧污垢系数(m2·K/W)；a2——水侧的传热膜系数(W/m2·K)；蒸汽侧传热计算关联式[28]：(3-9)水侧传热计算关联式[21]：(3-10)(3-11)(b)优化变量取长度l、宽度b和蒸汽侧板间距Dv、水侧板间距Dl作为优化变量。(c)约束条件1.两侧流体流量的限制在优化设计的过程中两侧流体的流量和管壳式凝汽器的流量相同蒸汽侧Dk=167（t/h），水侧W=10020（t/h）2.结构尺寸的限制长度(m)l>0、宽度(m)b>0，板间距Dv>0、Dl>03.换热面积的限制A=44.流动阻力限制ΔPy≤400Pa,ΔPl≤65000Pa在本文计算过程中，l和b的步长均去为0.1m,Dl、Dv的步长取为0.001m。根据第三节管式换热器的计算结果，以及为了减少运算量的需要，所以h的取值范围在1～9m,l的取值范围在1～4m,Dv的取值0.008～0.04m,Dl的取值范围从0.003～0.022m结构参数的敏感性分析为了设计出换热量大、结构紧凑的换热器[43,44]，必须了解结构参数对于换热器性能的影响。为此，根据计算结果。本文对结构参数进行了敏感性分析，分析的结果将用于指导设计。(a)水侧板间距的变化对换热器性能的影响图3-3水侧板问距的影响(l=8.lm,b=1.4m,Dv=图3-4水侧板问距的影响(l=8m,b=1.5,Dv=0.02m)在换热面积一定的前提下，保持板长度、宽度不变，改变板间距从0.003～0.022m,得到的传热系数和水侧阻力损失见图(3-3)～图(3-5)。由图可以看出，在保持三种不同的板长和板宽，以及蒸汽侧板间距不变的条件下，水侧阻力损失的变化趋势干分相似，在其余的结构参数一定的条件下，传热系数曲线随板间距变化不明显；但是在三种不同的板长和板宽情况下，传热系数变化明显，这说明水侧板间距对于换热器冷却性能的不如板长和板宽的影响显著。随着水侧板间距的增大，水侧的阻力损失急剧下降，直到Dl=0.008m左右时，下降的趋势才趋于平缓。造成此现象的原因主要是在两侧流体流量、换热面积、板长、板宽一定的前提下，水侧板间距增大，使二次水侧的净流面积增大，使水的流速降低，传热系数减小，水侧的阻力损失减小图3-5水侧板问距的影响(l=7.9m,b=1.6Dv=0.02m)由图(3-3)～图(3-5)还可以看出，水侧板间距的变化对于总体传热系数的影响不大，但是水侧板间距如果缩小到0.008m左右时，水侧阻力损失就会随着板间距的减少而急剧升高。基于此本文把水侧板间距取为0.008m.(b)蒸汽侧板间距的变化对换热器性能的影响由图(3-6)～图(3-8)的变化趋势可以看出，在保持三种不同的板长和板宽，以及水侧板间距不变的条件下，蒸汽侧阻力损失的变化趋势很相似，这说明了蒸汽侧板间距对于蒸汽侧阻力损失的影响比较显著，且随着板间距的降低，换热系数在逐步增加。从与图(3-3)～图(3-5)比较中也可以看出，蒸汽侧板间距变化对于换热器性能的影响要比水侧板间距变化的影响强。同时也不难发现，如果为了增大换热系数而一味地降低蒸汽侧板间距，当板间距减小到0.02m左右的时候，蒸汽测阻力损失就会急剧升高。必将消耗更多的能量。从此点出发，本文把蒸汽侧的板间距取为0.02m。图3-6蒸汽侧板问距的影响(l=8m,b=1.5,Dl=0.008m)图3-7蒸汽侧板问距的影响图3-8蒸汽侧板间距的影响(1=7.9m,b=1.6Dl=0.008m(c)板长对换热器性能的影响板长的变化对于换热器的性能也有重要的影响，图(3-9)～图(3-11)是在水侧板间距为0.008m,蒸汽侧板宽为0.02m，板宽度分别为1.4～1.6变化时，传热热阻和水侧阻力损失随着板长度变化曲线。可以看出板长从6.8～9.2时，传热热阻的变化比较平缓呈下降趋势，而阻力损失却随着长度的增加而迅速上升。这是因为在水侧的阻力损失中，摩擦阻力损失和沿程长度成正比，当长度增加时，水侧的摩擦阻力也随之增加。总换热热阻减少，表明了在蒸汽测的宽度一定的条件下，板长的增加导致单板面积增加，流道数减少，可以提蒸汽侧流速，但是相应的水侧阻力会增加，所以综合考虑板长选择8m比较合适，此时水侧阻力刚好在65kPa左右。图3-9板长的影响(Dv=0.02m,Dl=0.008m,b=1.5)图3-10板长的影响(Dv=0.02m,Dl=0.008m,b=1.6)图3-11板长的影响(Dv=0.02m,Dl=0.008m,b=1.4)(c)板宽对换热器性能的影响图3-12板宽的影响（Dv=0.02mDl=0.008m,l=8）在板间距、板长固定的前提下，板宽和传热热阻、阻力损失之间的变化规律如图3-12所示和板长相似，其原因是因为蒸汽侧流程的增加，导致了传热热阻的增加。在板长、板间距一定的条件下，如果增加板宽度，会增大单板面积，减少流道数，提高流速，使总体传热热阻减少，但是蒸汽侧的阻力损失却会急剧上升，所以本文把宽取为1.5m，此时蒸汽侧阻力损失大概在400Pa左右。由计算所得到的板片主要性能参数见表(3-4)表3-4板片主要性能参数板片单板换热面积f（m2）12板厚δ（m）0.6×10-3宽/窄通道宽度d（m）0.02/0.008蒸汽侧通道截面积s（m2）0.16蒸汽侧流程长度L(m)1.5水侧通道截面积s（m2）0.012板片长度（m）8.0板片宽度（m）.7板片的组合方式及特性在此方案中采用分段压制成的无孔矩形的凸凹形板，组成宽窄通道，蒸汽和水分别通过。每段尺寸的凸凹相同。段数和长度的根据以上凝汽器设计容量大小确定，板管由凸对凸形成。沿纵向和横向将板管的板边焊接在一起，组成板束，然后在上下和左右侧按工作压力要求组装在一起。(见图3-13板错式换热器结构形式)其特性：①该凝汽器板管是竖向布置，冷凝水在冷凝时，冷凝液向下流动，流速较大，换热系数较高，减少了冷凝液过冷所需传热面。此外，蒸汽流速较高又使液膜减薄，汽流分布均匀，不易在板管内积聚不凝结气体。所以热效率高、换热量大、换热面积小、流体压降小、节省材料等优点。图3-13板式换热器结构形式②用一套模具可压制成不同长度的凸凹板片，组成不同规格的板管，产品质量容易得到保证。③由于板管束组和压紧板壳全部采用焊接结构，不易泄漏等。④全焊接板片换热，可以实现“错流”换热具有“静搅拌”作用，能在较低的雷诺数下形成湍流。3.3.2热工计算结果采用117个冷凝通道，换热器面积A=2796m2，全凝、顺流布置，入口处为不饱和蒸汽，蒸汽干度0.9149，顺流全程平均干度为x=0.44表3-5汽侧物性参数汽侧参数凝结水参数蒸汽进口焓值h2270.068kJ/kg密度ρvl993.0487kg/m3蒸汽进口压力Pc0.0065Mpa动力粘度μvl0.000683kg/(m·s)蒸汽进口温度tj37.62786℃运动粘度vvl6.88E-07m2/s蒸汽出口温度tc37.12786℃导热系数λl0.6072W/(m·K)蒸汽比容v22.00959m3/kg比热Cpl4.1789kJ/(kg·℃)密度ρvv0.045435kg/m3普朗特数Prl4.5517动力粘度μvv1.02E-05kg/(m·s)运动粘度vvv0.000225m2/s汽化潜热γ2426.236kJ/kg蒸汽定压比热Cpv1.928698kJ/(kg·℃)蒸汽普朗特数Prv1.016322蒸汽导热系数λv0.019425W/(m·K)表3-6蒸汽侧阻力降计算表总蒸汽流量Dkkg/s汽轮机热平衡计算给定46.38888889冷凝通道数n取值117单位蒸汽流量qvkg/sDk/n0.39648623平均干度x全凝顺溜布置0.44平均干度下的汽相分量qvvkg/sqvx0.174453941平均干度下的液相分量qvlkg/sqv（1-x）0.222032289汽相流速wvm/sqvv/(ρv·sv)23.9978696雷诺数Revwvde/vv4260.82526摩擦系数fv1.22/Rev0.2520.148500328分汽相压降△PvPa4fv(L/de)·(ρvwv2/2)291.4218878液相流速wlm/sqvl/(ρl·sl)0.001397416雷诺数Relwlde/vvl81.2569071摩擦系数fl38/Re0.467652552分液相压降△P