压力式螺旋型喷嘴降温特性试验

黄晓庆，张 旭，叶 蔚

（同济大学暖通空调及燃气研究所，上海201804）

我国火力机组发电量占总发电量的80%以上，火力发电是我国需水量最大的行业之一.按照我国电力工业发展规划，今后应着重建设在煤矿附近的“坑口电站”，缺水问题是此发展规划的最大障碍.在电站中最有效的节水措施就是发展空冷技术，但空冷技术在应用过程中，受环境气温影响较大.特别在夏天，由于环境气温高，空冷器热流体出口温度满足不了工艺要求.为了解决这一矛盾，可采用蒸发冷却强化空冷器空气侧的换热方法，常用换热设备包括：混合（干／湿）系统、喷淋式空冷器及增湿型空冷器（包括填料增湿及喷雾增湿）.其中，喷雾增湿型空冷器通过喷嘴对入口空气进行喷雾冷却的方式因其系统相对简单，初投资低且回报率高，并易于对现有系统进行改造而受到青睐［1－3］.

根据形状和喷射的特点，喷嘴主要有以下几种类型：压力式雾化喷嘴、旋转式雾化喷嘴、双流体雾化喷嘴、超声雾化喷嘴、撞击式雾化喷嘴等.本文采用压力式螺旋型喷嘴TF6进行入口空气冷却的试验研究，包括TF6喷嘴流量特性试验、一二排TF6喷雾降温试验、一三排TF6喷雾降温试验［4－5］.

1 试验装置及工况表

试验系统包括四部分：高温烟气系统、通风系统、喷淋系统和测试系统.图1是喷雾降温试验系统示意图.高温烟气系统包含循环风机、高智能热风炉、风管、排烟口、高温测量段等；通风系统包含风机及风机调速装置、风道、通风系统测量段等；喷淋系统包含水箱、高压水泵、输水段、喷嘴、接水盘、喷淋测量段等.

试验段为2 500mm×1 450mm×800mm的长方形箱体，顶部布置四排喷嘴，排与排间距为500 mm，同排喷嘴间距为725mm，底部设置接水盘，具体布置如图1所示.试验所用喷嘴为压力式螺旋型喷嘴TF6，实心锥，喷雾角90°，外螺纹管径0.635cm（1／4英寸），具体结构如图2所示.试验主要测量参数及仪器仪表详见表1，用Fluke每10s对数据进行一次采集.试验工况如表2所示，其中一二排TF6喷嘴喷淋七组工况，一三排TF6喷嘴喷淋二组工况.

图1 喷雾降温试验系统示意图（单位：mm）Fig.1 Schematic diagram of spray cooling system（unit：mm）

表1 试验主要测量参数及仪器仪表Tab.1 Major measurement parameters and instruments

图2 喷嘴结构示意图Fig.2 Structure diagram of nozzle

2 试验原理

试验根据热湿交换原理，进行喷雾降温空气侧传热传质的计算.试验结果的准确性和可靠性，主要取决于空气侧参数（干湿球温度）的准确性.

表2 试验工况表Tab.2 Test conditions

温差是热交换的推动力，而水蒸气分压力差则是湿（质）交换的推动力［6］.

当空气与水在一微元面积dA上接触时，空气温度变化为dt，显热交换量

式中：G为与水接触的空气量，kg·s－1；cp为空气的定压比热容，J·（kg·℃）－1；h为空气与水表面间显热交换系数，W·（m2·℃）－1；t，tb为主体空气和边界层空气温度，℃；A为水与空气的接触面积，m2.

式中：hmp为空气与水表面间按水蒸气分压力差计算的湿交换系数，kg·（N·s）－1；Pq，Pqb为主体空气和边界层空气的水蒸气分压力，Pa；w为主体空气含湿量，kg·kg－1.

由于水蒸气分压力差在比较小的温度范围内可以用具有不同湿交换系数的含湿量差代替，所以湿交换量也可写成

式中：hmw为空气与水表面间按含湿量差计算的湿交换系数，kg·（m2·s）－1；wb为边界层空气的含湿量，kg·kg－1.

式中：r为温度tb时水的汽化潜热，J·kg－1.

因为总热交换量dQz＝dQx＋dQq，可得

3 试验结果分析

3.1 TF6流量特性

TF6流量特性试验中，测量了二排TF6喷嘴（4个）同时喷淋的L及p（设置7个压力控制值：2.0，3.0，5.0，7.0，10.0，15.0，20.0bar），拟合得到TF6的流量特性

式中：l为单个喷嘴流量，L·min－1；p为喷嘴压力，bar.变化趋势如图3所示.

3.2 热湿交换过程分析

本文以一二排TF6喷嘴喷淋工况2为例分析喷雾降温的热湿交换过程.如图4所示，入口空气取样断面干球温度tdb为79.2℃，湿球温度twb为36.4℃.开启喷淋系统，随着p的升高（设置10个压力控制值：0.5，0.7，1.0，2.0，3.0，5.0，7.0，10.0，15.0，20.0bar），L增大，tdb明显降低，twb略微下降.当p达到7.0bar时，tdb基本达到twb，继续增加p，tdb下降不明显，但tdb逐渐接近并等于twb.

根据热湿交换原理，具体分析一二排TF6喷嘴喷淋工况2的热湿交换过程，如图5所示.p达到7.0bar时，tdb下降不再明显，即Qx随着p的升高而绝对值增大，当p达到7.0bar时，显热交换平衡.随着p的增加，Qq随着空气含湿量的增加而增大，但p达到7.0bar后，空气析湿，Qq下降.Qz存在平衡再下降的趋势.

图5 一二排TF6工况2热湿交换过程Fig.5 Heat and mass transfer in TF6 Line 1and 2，Condition 2

3.3 关联式拟合

根据蒸发冷却原理，入口空气干湿球温差ΔT为空气干球温降的驱动力，即通过蒸发冷却方式，tdb所能达到的冷却极限为twb.图6列出了一二排TF6七组工况冷却效果（取样断面干球温降Δtdb）随ΔTV（V为蒸发率）的变化.七组工况呈现共同趋势，即随着ΔTV的增大，Δtdb增大，但达到某一特定值时，ΔTV逐渐减小，Δtdb继续增大，此时空气析湿.由此可以判断，在达到某一特定值前，空气降温的主要机理为蒸发冷却，在达到某一特定值后，空气降温的主要机理为水与空气间的对流换热.因此，应该对所得数据进行分段拟合.

图6 一二排TF6Δtdb随ΔTV的变化Fig.6 ΔtdbvsΔTVin TF6Line 1and 2

本文对以蒸发冷却为主要降温机理的数据段进行拟合，拟合出Δtdb与ΔTL间的关系

ΔT代表蒸发冷却的驱动力，L与液滴表面积密切相关，拟合结果具有物理意义.此外，相关系数R2＝0.943 43，拟合结果可靠，如图9所示.

3.4 TF6不同位置喷淋降温效果比较

图7，8分别为一三排TF6工况1空气取样断面温度变化及热湿交换过程，其变化趋势与一二排TF6工况2类似.同样拟合出一三排TF6Δtdb与ΔTL间的关系

其拟合的相关系数R2＝0.953 67，拟合结果可靠，如图9所示.

对一二排TF6及一三排TF6的冷却效果拟合曲线进行比较，如图9所示.当ΔTL相同时，一二排TF6的喷雾降温效果略好于一三排TF6.

4 结论

（1）通过分析TF6流量特性试验数据，得到单个TF6喷嘴的l与p的平方根成正比，其比例系数为3.18.

（2）在一二排TF6七个工况和一三排TF6二个工况中，当p达到7.0bar时，tdb基本达到twb，继续增加p，tdb下降不明显.在蒸发冷却为主要机理的降温过程中，L并不是越多越好，而是存在一个最佳压力.当超过最佳压力时，空气析湿，主要降温机理为水与空气间的对流换热.

（3）本文对以蒸发冷却为主要降温机理的数据段进行拟合，拟合出一二排TF6及一三排TF6冷却效果Δtdb与ΔTL间的关系，并给出关系式的适用范围.相关系数接近1，拟合结果可靠.拟合式中ΔT代表蒸发冷却的驱动力，L与液滴面积密切相关，拟合结果具有物理意义.

（4）对一二排TF6及一三排TF6的冷却效果拟合曲线进行比较，说明当ΔTL相同时，一二排TF6的喷雾降温效果略好于一三排TF6，即排间距500mm略好于1 000mm.

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