引言近几年，在大气污染物排放指标要求和国家环保政策下，燃气蒸汽联合循环发电技术以其热效率高、投资费用低和环保条件好［1］等优点得到迅速推广。而随着燃气轮机技术的发展，燃气蒸汽联合循环底循环采用超临界蒸汽参数［2］，三压再热余热锅炉高压侧采用直流蒸发器。为了强化传热，提高换热效率，针对细通道内双倾斜肋片、圆形通道内肋片和螺旋肋片等结构进行研究［3-6］，一定范围内，均可实现强化传热。矩形截面螺旋通道加装肋片后，对流换热系数是未加装肋片的1.03～1.20倍［7］。亚临界区域内，工质压力和临界压力的比值为0.96~0.98时，传热恶化最明显；而超临界区域内，工质压力越接近临界压力，传热恶化越剧烈，传热系数急降，壁温飙升，严重时影响设备可靠性和安全性［8-11］。针对水和水蒸气传热特性，国内外学者通过普朗特数Pr、努塞尔数Nu及雷诺数Re等物性参数进行研究。Iwabuchi［12］和Masayoshi［13］对变压运行下的直流锅炉水冷壁内侧对流传热特性进行了试验分析。Pan［14］和Wang［15］在超临界压力下对管内工质进行了传热试验研究。何洪浩［16］等计算了660 MW超临界直流锅炉垂直管屏水冷壁内壁温度。朱明［17］和王为术［18］等提出了工程简算模型，分析1 000 MW超超临界塔式锅炉水冷壁壁温分布和垂直管圈膜式水冷壁截面温度场。唐斌［19］等对350 MW超临界锅炉水冷壁的内壁温度进行了研究。杨冬［20］等新建数学模型，计算了超临界垂直管圈锅炉水冷壁的流量分配和工质压降，对比国外研究，结果基本一致。杨杰［21］等对超临界压力塔式直流锅炉螺旋水冷壁进行了实炉试验测量，拟合超临界压力下螺旋水冷壁管对流换热系数的计算公式。阎维平［22］等针对传热恶化，引入了传热恶化计算的最新传热试验关联式，预测传热恶化最高管壁温度。超临界压力下传热特性研究需充分了解水和水蒸气的流动和物性参数，使其有足够大的对流传热系数，确保水冷壁内壁温度处于安全范围，因此，研究水和水蒸气在超临界压力区的传热特性是十分必要的。文中针对燃气蒸汽联合循环三压再热余热锅炉的设计和结构，通过建立数学模型和计算方法，计算了直流蒸发器环形肋片管的传热系数、内壁温度、外壁温度、中间点温度和肋端温度，分析了直流蒸发器换热系数和温度特性，同时判断了是否发生传热恶化现象，保证直流蒸发器安全高效稳定运行。1直流蒸发器概述三压再热余热锅炉高压蒸发器取消汽包结构，采用直流蒸发器，底循环采用超临界蒸汽参数，提高了燃气蒸汽联合循环效率。为了增加换热面积，直流蒸发器统一采用环形肋片管的结构形式，具体如图1所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.01.008.F001图1直流蒸发器示意图以GE9HA型号的397MW燃气轮机为燃气蒸汽联合循环的顶循环，性能参数如表1所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.01.008.T001表1燃气轮机排气参数项目参数型号GE9HA燃料天然气燃机出力/MW397效率/%41转速/（r/min）3 000燃气初温/℃1 430排气流量/（t/h）2 989排气温度/℃625排气压力/MPa0.1以燃气轮机排气为初始参数，对三压再热余热锅炉进行计算，并设计直流蒸发器结构，直流蒸发器结构参数如表2所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.01.008.T002表2直流蒸发器结构参数项目上层管束下层管束外径/m0.0460.036内径/m0.0290.019肋片节距/m0.0040.005肋片高度/m0.009 40.007 5肋片厚度/m0.0010.001横向排数100100横向节距/m0.1120.112横向相对节距2.433.11横向宽度/m11.211.2纵向排数44纵向节距/m0.0970.097纵向相对节距2.112.69纵向长度/m0.3880.3882模型建立2.1数学模型余热锅炉宽度方向两侧炉墙存在散热，导致直流蒸发器在烟道宽度方向吸热不均，热流密度分布呈现中间高两侧低，烟道宽度方向不均匀系数如图2所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.01.008.F002图2宽度方向不均匀系数图直流蒸发器由400根环形肋片管构成，四排布置，通过回路划分法［23］，将直流蒸发器划分为40个回路。热流密度剧烈变化处，回路划分稠密；热流密度变化平缓处，回路划分稀疏，回路划分示意图如图3所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.01.008.F003图3回路划分示意图2.2计算方法热力计算时，锅炉受热面烟气侧放热量、工质侧吸热量及受热面换热量误差满足：Qrp-QcrQrp×100%≤2% (1)式中：Qrp—受热面烟气的放热量，kW；Qcr—受热面对流传热量，kW。（1）温差计算。Δt=(ΔtH-ΔtK)lnΔtHΔtK (2)Δt0=ΦΔt (3)式中：ΔtH、ΔtK——受热面两端温差中较大的和较小的温度差值，℃；Δt0——交叉流温压，℃；φ——换热系数。烟气横向冲刷受热面，交叉次数小于5次时，在顺流或逆流温差基础上乘系数φ，φ的大小根据参数P和R查图可知。参数P、R计算如下：P=τMT1-t1 (4)R=τστM (5)式中：T1—烟气进口温度，℃；t1—工质进口温度，℃；τσ—总温降较大介质的温降值，℃；τM—总温降较小介质的温降值，℃。（2）烟气侧传热系数计算。受热面的换热主要为对流换热，辐射换热忽略不计，烟气横向冲刷环形肋片管错排管束计算如下：ak=0.23Czφσ0.2λSpδ×(υd0Spδ)-0.54×(hpδSpδ)-0.14×(vySpδυ)0.65 (6)式中：ak——烟气侧传热系数，kW/（m2·℃）；Cz——管排修正系数；φσ=σ1-1σ2'-1 ——相对节距影响修正系数；λ—烟气实际导热系数，kW/（m·℃）；Spδ——环形肋片节距，m；hpδ——环形肋片肋高，m；vy——烟气流速，m/s；υ——烟气实际运动黏度，m2/s。烟气折算对流传热系数不仅考虑受热面的传热阻力，还考虑金属肋片的传热阻力，计算如下：alnp=(Hpδ'H1Eμ+HmH1)×Ψpδak1+εΨpδak (7)式中：alnp——烟气折算对流传热系数，kW/（m2·℃）；Hpδ'——每米肋片管烟气侧肋片受热面积，m2；Hm——每米肋片管烟气侧肋片根部受热面积，m2；H1——每米肋片管烟气侧受热面积，m2；E——肋片有效系数；μ——接触面影响系数；ε——污染系数；Ψpδ——放热不均匀系数。（3）工质侧传热系数计算。受热面管内工质均为纵向冲刷，计算如下：a2=aHCz (8)式中：a2——工质侧传热系数，kW/(m2·℃)；aH——条件表面传热系数，kW/(m2·℃)。（4）换热系数计算。受热面换热忽略辐射换热，以对流换热为主，水垢热阻忽略不计；受热面烟气侧的热阻远远大于管壁热阻，金属管壁热阻忽略不计：K=1(1alnp+H1a2HB) (9)式中：HB——受热面管内表面积，m2。（5）温度计算。内壁温度计算：tn=tgz+qnαn （10）外壁温度计算：tw=ty-qwαw (11)中间点温度计算：tm=tn+(tw-tn)ln(dmdn)ln(dwdn) (12)肋端温度计算公式：tld=tw+qwηl2δλj(s-dw2)2 (13)式中：qw——外壁平均热流密度，kW/m2；qn——内壁平均热流密度，kW/m2；αn—内壁传热系数，kW/(m2·℃)；αw——外壁传热系数，kW/(m2·℃)；ηl——均流系数；δ——肋片厚度，m；λj——金属导热系数，kW/(m·℃)；s——肋片外径，m。3计算结果及分析3.1工质流量直流蒸发器每排环形肋片管烟气侧温度不同，下层第1排到第4排逐渐降低，为了保证蒸发器变径处工质温度相等（拟临界温度），设计每排管内工质流量不同，第一排到4排工质流量逐渐减小，如图4所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.01.008.F004图4工质流量分配图3.2传热系数直流蒸发器蒸汽侧压力处于超临界压力时，工质是单相介质，按照单相强制对流传热计算工质侧传热系数、烟气侧传热系数和换热系数，如图5~图7所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.01.008.F005图5工质侧传热系数图10.3969/j.issn.1004-7948.2021.01.008.F006图6烟气侧传热系数图10.3969/j.issn.1004-7948.2021.01.008.F007图7换热系数图由图5可知，工质侧传热系数随着工质焓值增加呈先增大后减小的趋势，最大值出现在拟临界焓值区；达到最大值后，由于工质比容增大及扩径使传热系数急剧减小，此时工质状态为蒸汽；第1排到第4排管内工质流量逐渐减小，流速逐渐降低，工质侧传热系数呈现下降趋势。由图6可知，烟气侧传热系数与工质焓值无关，取决于烟气参数，上层和下层烟气侧传热系数分别保持不变，保持直线；而烟气冲刷上层管束时，流速低，上层烟气侧传热系数低于下层。下层从第1排到第4排，烟气流速逐渐减小，烟气侧传热系数呈现下降趋势；上层从第1排到第4排，烟气流速逐渐增大，烟气侧传热系数呈增加趋势。由图7可知，直流蒸发器换热系数与工质侧和烟气侧传热系数均有关系；但是烟气侧热阻远大于工质侧，占主导地位。随着工质焓值增加，换热系数呈现先增加后减小的趋势。下层第1排到第4排，烟气侧和工质侧传热系数增减趋势一致，直流蒸发器换热系数呈现减小趋势；上层第1排到第4排，烟气侧和工质侧传热系数增减趋势相反，直流蒸发器换热系数基本不变，4条曲线基本重合。3.3温度特性根据数学模型和计算方法，得到直流蒸发器的整体和每排环形肋片管温度分布曲线，如图8~图12所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.01.008.F008图8温度分布图10.3969/j.issn.1004-7948.2021.01.008.F009图9每排内壁温度图10.3969/j.issn.1004-7948.2021.01.008.F010图10每排外壁温度图10.3969/j.issn.1004-7948.2021.01.008.F011图11每排中间点温度图10.3969/j.issn.1004-7948.2021.01.008.F012图12每排肋端温度图由图8可知，直流蒸发器肋端温度最高，工质温度最低，符合换热规律。随着工质焓值增加，温度呈升高趋势。直流蒸发器变管径处，温度变化比较平缓，为近拟临界焓值区。此区域内，工质温度高于拟临界温度时，传热强化开始消失，内壁温度急剧增加。在远离拟临界焓值的低焓值区和高焓值区，内壁温度随焓值的增大而增大，但低焓值区超临界水的换热强于高焓值区超临界汽。由图9～图12可知，直流蒸发器下层4排管子的工质进出口温度相等，从第1排到第4排，内壁、外壁、中间点和肋端温度呈现减小的趋势；但是幅度较小，四条曲线几乎重合；而上层4排管子工质入口温度相等，出口温度不同，烟气流向为第4排到第1排，温度逐渐降低，从第1排到第4排，内壁、外壁、中间点和肋端温度呈现增大的趋势。但是越靠近工质侧，每排肋片管温度相差越小，内壁温度相差最小，肋端温度相差最大。3.4传热恶化判断超临界压力下，直流蒸发器传热恶化主要取决于工质热物理特性、质量流速和热流密度。工质垂直向上流动，肋片管采用参数A判断是否出现传热恶化。A=α2α840 (14)式中：α2——超临界压力下工质焓840 kJ/kg≤h≤2 800 kJ/kg时，管内传热系数，kW/(m2·℃)；α840——超临界压力下工质焓h=840 kJ/kg时，管内传热系数，kW/(m2·℃)。α840=0.023λdRe0.8Pr0.4 (15)直流蒸发器上下两层管径不同，质量流速不同，传热恶化判别式q/ρω值也不相同，计算结果如表3所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.01.008.T003表3传热恶化计算结果名称q/ρωA是否恶化上层0.13＞1否下层0.10＞1否经计算，直流蒸发器环形肋片管内工质满足q/ρω0.39，A＞1，管内工质不发生传热恶化现象，保证了锅炉安全稳定运行。4结语（1）直流蒸发器烟气侧传热系数与工质焓值无关，取决于烟气参数；随工质焓值增加，工质侧传热系数先增大后减小，最大值出现在拟临界焓值区，此时工质状态为蒸汽。直流蒸发器换热系数与工质侧和烟气侧传热系数均有关系，但是烟气侧热阻远大于工质侧，占主导地位。（2）直流蒸发器肋端温度最高，工质温度最低，符合换热规律。直流蒸发器变径处，为近拟临界焓值区域，此区域内，工质温度高于拟临界温度，传热强化开始消失，直流蒸发器内壁温度急剧增加；在远离拟临界焓值的低焓值区和高焓值区，内壁温度随焓值的增大而增大，但处于低焓值区超临界水的换热强于高焓值区超临界汽。（3）直流蒸发器内壁、外壁、中间点和肋端温度，越靠近工质侧，每排肋片管温度相差越小，内壁温度相差最小，肋端温度相差最大。（4）直流蒸发器管内工质满足A＞1，不发生传热恶化，同时在拟临界焓值区，内壁温度随焓值变化平缓，存在传热强化。