引言地热能作为一种清洁能源，近年来正在蓬勃发展。在地热能梯级利用系统中，首先利用地热能进行ORC发电，然后利用发电之后尾水中的热量进行供暖。冷凝装置是该系统中的重要组成部分，而现有普遍的风冷或水冷式冷凝器各自存在一定的不足，导致发电效率低，进而导致地热能综合利用效率低下。针对上述情况，提出一种新型的管内渗流冷凝器。新型管内渗流蒸发式冷凝器解决了水冷式冷凝器的水泵功耗大、风冷式冷凝器风机功耗高以及传统的蒸发式冷凝器布管困难与工质流动阻力大的缺点。本研究搭建单管换热实验台，研究冷凝器在不同工况下的换热性能，以提高地热能综合利用效率。1试验条件与试验系统1.1试验装置本研究提出的管内渗流蒸发式冷凝器原理如图1所示。换热管外部腔体内工质的冷凝通过管内水膜蒸发实现。工质在铸铁材质的腔体内流动，渗流水在中间的铜管内完成蒸发，将工质释放的热量带走。10.3969/j.issn.1004-7948.2022.01.006.F001图1管内渗流蒸发式冷凝器原理图1中：1.蒸发水循环泵；2.换热管；3.进风口；4.下蓄水池；5.上蓄水池；6.风机；7.渗流孔；8.渗流水液膜；9.工质进口；10.工质出口；11.隔板；12.换热器主体。1.2实验台搭建单管渗流蒸发式冷凝器实验台系统图如图2所示。试验系统主要由风机系统、蒸发冷却管段和渗流管段组成，每部分都有对应的计量装置。冷却水由自来水供应，通过水槽侧壁上不同高度的溢流孔保持水槽内水位高度恒定。冷却水通过渗流管壁上的渗流孔流入管壁，蒸发的水分在风机作用下由换热管上端排出，未蒸发的冷却水从换热管下端流入下水箱储存，并通过水泵加以循环利用。10.3969/j.issn.1004-7948.2022.01.006.F002图2单管渗流蒸发式冷凝器实验台系统图图2中：1.补水泵；2.阀门；3.风机；4.储液罐；5.渗流孔；6.上水槽；7.渗流管；8.套管；9.下水槽；10.恒温供水箱；11.渗流孔；G1.涡轮流量计；G2.空气流量；T.温湿度计。测量的参数主要包括冷却水的进出口温度、腔体内工质（试验中采用恒温热水）的进出口温度、工质流量、空气进出口温湿度以及流量。试验采用控制变量法，在工质（恒温水）温度为50 ℃、60 ℃、70 ℃的情况下，分别调节换热管内的通风量、渗流水水压以及工质的流量，并对上述参数进行测量。2理论分析2.1试验中的热平衡关系试验中总换热量依据工质（试验中采用恒温水）的温度变化计算，换热管内空气与冷却水膜的换热量根据空气进出口焓值进行计算，冷却水蒸发吸热量根据冷却水的蒸发量进行计算。为保证换热管内壁全部被冷却水膜覆盖，避免出现冷却水水量不足的情况，采用适当加大冷却水量的方式，使换热管下端有冷却水滴落。试验中可近似认为冷却水蒸发吸热量与显热换热量之和与试验系统的总换热量相等。其中显热换热量可通过冷却水的温度与未蒸发部分的水温计算得到。2.2与风冷和水冷式冷凝器的对比对于常规水冷式冷凝器，通常需要大量的冷却水循环进行冷却。研究中提出的管内渗流蒸发式冷凝器几乎不存在污染问题，因此冷却水的消耗量只需考虑蒸发损失即可。管内渗流蒸发式冷凝器与常规水冷式冷凝器相比，可以达到相同的冷却效果，同时耗水量仅为水冷式冷凝器的1%。此外由于水冷式冷凝器需要将冷却水提升到冷却塔，还需要克服较大的管道阻力与水泵扬程。对于风冷式冷凝器，被冷却的工质在管内流动造成管道布置困难；工质流动阻力大。为保证工质循环，需要增加汽轮机出口压力。对中低温地热发电系统而言，由于有机朗肯循环的循环压差本身较小，对效率产生较大的影响。3试验结果分析3.1试验结果试验稳定后得到不同工况下总换热量与总换热系数的变化范围。总换热量与总换热系数均随着通风量的增加而增加，3种不同温度的工质换热量约为150 W，最佳换热系数在490~550 W/(m2∙K)之间。随着工质流量增加，换热量与换热系数达到峰值，最大换热量约290 W，最佳换热系数约780 W/(m2∙K)。若改变渗流水压，总换热量与换热系数的最大值分别为273.67 W和708 W/(m2∙K)。3.2影响因素分析3.2.1通风量的影响试验分别在工质温度为50 ℃、60 ℃、70 ℃，风量在3~6 m3/h之间的工况下进行研究，总换热量的变化情况如图3所示。当换热管内空气流量大于5 m3/h时，3种温度的工质换热显著增加，最大可达到150 W。当管内空气流量较小时，管内空气的相对湿度接近100%，管内空气与冷却水膜的热质交换程度降低，此时蒸发的水分不能被来流空气及时带出管外。当风量增加后，空气对管内冷却水膜的扰动增加，使水膜厚度减小，传热阻力减小，促进冷却水与管壁之间的热湿交换，增加换热量。10.3969/j.issn.1004-7948.2022.01.006.F003图3通风量对总换热量的影响通风量对总换热系数的影响如图4所示。3种温度下工质的换热系数均随风量的增加而增加。尽管随着风量的增加，60 ℃和70 ℃的工质传热系数显著增加，但试验风量范围内，最佳运行工况仍然是工质温度为50 ℃的工况。10.3969/j.issn.1004-7948.2022.01.006.F004图4通风量对总换热系数的影响当试验达到最大风量，50 ℃工质的换热性能最优异，总传热系数为557.9 W/(m2∙K)，最佳换热量为149.2 W。主要原因是试验中有效换热长度短，有效换热面积较小，冷却换热时间短，对温度较高的工质降温效果不理想。3.2.2工质流量的影响试验中流量分别选择0.10 m3/h、0.13 m3/h、0.16 m3/h、0.20 m3/h和0.25 m3/h，风量均为试验允许的最大风量，工质温度分别为50 ℃、60 ℃和70 ℃进行研究。3种工质温度下，随着工质流量的变化，换热量的变化情况如图5所示。换热量在0.15~0.2 m3/h范围内出现一个峰值，出现峰值的原因是工质流量较小时，无法提供足够的热量进行换热，但高温工质比低温工质提供更多可交换的热量。随着工质流量的增加，提供的热量也增加，使得3种工质温度下的换热能力增强。若继续增加流量，由于没有足够的时间进行换热，导致换热量减少。10.3969/j.issn.1004-7948.2022.01.006.F005图5工质流量对换热量的影响工质流量对换热系数的影响如图6所示。随着热源流量的增加，换热系数先增加后减小，并存在一个最佳值，出现峰值的原因与换热量出现峰值的原因相同，70 ℃的工质换热性能最优。工质流量在0.15~0.20 m3/h范围内出现最优换热性能，若超出该范围，换热能力将大幅下降。因此工质的流量对试验结果影响很大，应考虑工质流量的设计对后续整体换热器的影响。10.3969/j.issn.1004-7948.2022.01.006.F006图6工质流量对换热系数的影响3.2.3渗流水压的影响传统的蒸发式冷凝器具有使换热性能最佳的喷淋密度范围。与传统的蒸发式冷凝器类比，喷雾密度可以类比为管内渗流水量，渗流水量又受上水槽中水压的影响，因此将渗流水压作为一项影响换热性能的因素进行研究。通过改变上水槽的液位高度改变渗流压力与流量。根据试验情况，设置5个不同的溢流孔位高度分别为95 mm、105 mm、115 mm、125 mm和135 mm。通过改变渗流水压，最大换热量可达273.67 W。渗流水压对换热量的影响如图7所示，当水位高度为115 mm时换热量达到最大，表明冷却水膜可以很好地覆盖换热管内壁，达到最佳换热效果。之后换热量有小幅波动，但总体趋势平稳。10.3969/j.issn.1004-7948.2022.01.006.F007图7渗流水压对换热量的影响造成小幅波动的原因主要有：水膜的湍流程度随渗流水量的增加而增加，此时传热增强；渗流水量的增加导致水膜变厚，增大热阻不利于换热。渗流水压对换热系数的影响与换热量相似，在115 mm水位下，最大换热系数约为708 W/(m2∙K)。此时如果水位继续升高，循环水泵的功耗增加，但换热系数变化不大，反而不利于节能。4结语提出一种新型管内渗流蒸发式冷凝器，研究风量、工质流量和渗流水压对其换热性能的影响：（1）当试验中达到最大风量约为5.8 m3/h，工质温度为50 ℃时的换热性能最佳，此时总换热量达到119.2 W，总换热系数达到557.9 W/(m2∙K)。（2）在试验条件下存在一个最佳工质流量，当工质流量为0.15~0.20 m3/h时，整体换热性能最佳。在整体冷凝器的后续设计中也应重点考虑工质流量对换热性能的影响。（3）最佳的渗流水位高度为115 mm，达到最佳换热效果之后，换热量总体趋势平稳。