濕煙氣冷凝過程傳熱計算及工程應用

劉江寧， 雷承勇

(1. 國家電投集團河北電力有限公司，石家莊 050000；2. 上海發電設備成套設計研究院有限責任公司，上海 200240)

目前，國內大型燃煤電站鍋爐一般采用石灰石-石膏濕法脫硫，這是目前技術最成熟的SO2控制技術。在濕法脫硫系統中，吸收液與高溫煙氣直接接觸，高溫煙氣被增濕冷卻、露點升高。脫硫后的凈煙氣從煙囪排出并與溫度較低的環境空氣混合后降溫，煙氣中的水蒸氣過飽和凝結，對光線產生折射、散射，煙羽呈現出白色或者灰色，即一般所稱煙囪“冒白煙”。白煙現象視覺效果差，嚴重影響社會公眾對燃煤電廠的接受程度。目前，我國已有部分地區政府環保部門對煙羽控制提出了要求，如天津、河北、山西等地要求燃煤電廠采取煙溫控制等措施，基本消除有色煙羽現象。一些燃煤電廠通過在脫硫塔后加裝煙氣冷凝換熱器來實現此煙氣降溫的要求。脫硫后的煙氣屬于飽和濕煙氣，在煙氣冷凝換熱器中的傳熱屬于含大量不凝氣體蒸汽的凝結傳熱，不凝氣體體積分數可高達85%。它與空氣冷卻器中的凝露同屬混合氣體的冷凝，但由于水蒸氣含量不同，其傳熱傳質機理也不同。現有試驗通常利用加濕熱空氣模擬燃氣鍋爐煙氣，研究混合氣體在水平單管外、垂直套管換熱器或單排間壁式換熱器內的對流冷凝傳熱情況[1-3]，對燃煤電站鍋爐工程應用中使用最普遍的多排管束換熱器的相關研究很少。筆者以后者為研究對象，通過理論分析和試驗驗證得出可指導工程設計的傳熱計算準則方程。

1 煙氣冷凝傳熱計算方法

1916年，Nusselt首先提出純凈蒸汽層流膜狀凝結的分析解[4]。但不凝氣體的存在會對蒸汽的凝結傳熱產生明顯影響，主要有2點：一是冷凝換熱器各處的冷凝溫度不同；二是冷凝中除傳熱之外還有傳質的影響[1]。Colburn等[5]在1934年最先研究了含不凝氣體的蒸汽冷凝問題，目前為止，對于含不凝氣體的冷凝計算大多仍是基于Colburn-Hougen方法進行的。

Colburn-Hougen的豎壁膜式冷凝傳熱原理如圖1所示。濕煙氣在煙氣冷凝換熱器中的傳熱過程包括導熱形式的顯熱傳熱和水蒸氣凝結形式的潛熱傳熱，這兩部分的比例影響傳熱系數的大小。水蒸氣必須先以擴散方式穿過不凝氣體界膜，才能到達冷凝液膜開始凝結過程。

圖1 Colburn-Hougen冷凝傳熱機理圖Fig.1 Colburn-Hougen condensation heat transfer mechanism

取x向坐標為豎直向下的重力方向，y向坐標為液膜厚度方向，建立邊界層微分方程組。

連續性方程

(1)

式中：u、v分別為速度矢量在x、y方向的分量。

動量方程

(2)

式中：ρ為密度；p為微元體上的壓力；η為動力黏度。

能量方程

(3)

質量擴散方程

(4)

式中：φH為組分H的體積分數；D為組分的擴散系數。

對模型進行以下假設：(1)常物性，定壁溫，忽略液膜慣性力，整個系統為穩態系統；(2)液膜溫度為該水蒸氣分壓力下的飽和溫度。

則以上方程組可簡化為

(5)

(6)

其邊界條件為：

y=0時，u=0,T=Tw

(7)

式中：Tw為管壁溫度；Ts為對應于壓力p下的飽和溫度；δ為液膜厚度。

對式(5)和式(6)積分得到液膜內的速度分布和溫度分布：

(8)

(9)

式中：下標l代表液膜。

由式(8)積分得到凝結液膜的質量流量qm如下：

(10)

由x處微元體的熱平衡得：

(11)

式中：r為汽化潛熱；cg為水蒸氣比熱容；Tg為混合氣體主流溫度；λg、λl分別為混合氣體和液膜的導熱系數；δg為不凝氣體界膜的厚度。

分離變量、積分并結合x=0時的邊界條件，得：

(12)

式中：Rg為水蒸氣氣體常數。

應用牛頓冷卻公式可得：

(13)

從而得到混合氣體的局部復合傳熱系數：

(14)

2 濕煙氣冷凝傳熱試驗

2.1 試驗系統

在上海某亞臨界600 MW電站鍋爐上進行濕煙氣冷凝傳熱試驗，圖2為試驗段系統圖。從電廠脫硫塔后的煙道引出部分濕煙氣進入試驗段煙道。試驗段水平煙道沿煙氣流向依次布置煙氣冷凝換熱器、煙道除霧器和煙氣加熱器，最后由試驗段煙囪排放。冷卻水取自電廠閉式循環冷卻水。試驗所用冷凝換熱器為電廠鍋爐、暖風器中常用的多排管束錯列換熱器，管內冷卻水與煙氣逆流布置。

圖2 試驗系統圖Fig.2 Schematic diagram of the experimental system

試驗段設置有可編程邏輯控制器(PLC)控制系統，用于試驗設備的控制和數據采集；同時還布置煙氣流量計、熱電阻、電磁流量計等儀表，分別用于測試計算所需的煙氣量、進出口煙氣溫度和進出口冷卻水溫度、冷卻水流量。試驗所用離心風機采用變頻控制，試驗過程中可通過變頻器調節來得到所需工況。

部分測試儀表和設計參數如下：煙氣流量計為VCA510-10型庫爾巴流量計，精度為1%，設計煙氣體積流量為10 000 m3/h(標態，濕基)；熱電阻為PT100雙支，精度A級；電磁流量計精度為0.5%，設計質量流量為40 t/h。

2.2 試驗數據處理

由圖1可知，對于試驗段換熱器，其傳熱路徑為煙氣-管壁-冷卻水。根據熱量平衡原理，在試驗過程中，當系統達到穩定后，濕煙氣通過管壁傳導的對流凝結放熱量等于管內冷卻水升溫吸收的熱量，此熱量可由冷卻水吸熱量計算公式計算得到

Q=cpqm，wΔT

(15)

式中：Q為系統傳熱量；cp為冷卻水比定壓熱容；qm,w為冷卻水質量流量；ΔT為冷卻水進出口溫差。

試驗段換熱器平均表面傳熱系數h由下式計算:

(16)

式中：A為試驗段冷凝換熱器的傳熱面積，由換熱器結構計算得到。

將由式(15)和式(16)計算得出的傳熱系數作為試驗值。

根據對流傳熱問題積分方程組的求解及比擬理論，流體橫掠錯排管束對流傳熱時傳熱系數h的茹卡烏斯卡斯計算公式為[4]

(17)

式中：C、n、m等常數由試驗數據確定；Re、Pr分別為煙氣側雷諾數和普朗特數；Re中的煙氣流速取傳熱管束最小截面處的平均流速，特征長度為傳熱管外徑d，定性溫度為煙氣平均溫度(即煙氣進出口溫度的算術平均值)。

根據前述理論分析，考慮水蒸氣冷凝潛熱對對流傳熱的強化作用，用因子Ln對對流傳熱準則數關系式進行關聯擬合，則耦合了凝結潛熱的無量綱數準則方程的形式應為：

(18)

用式(18)對試驗數據進行多元回歸擬合，得到平均表面傳熱系數的準則數方程：

(19)

圖3給出了試驗段擬合值與試驗值的比較。由圖3可知，用式(19)計算出的擬合值與試驗值的誤差在15%以內，可用于冷凝換熱器的設計。

圖3 試驗段擬合值與試驗值的比較Fig.3 Comparison between fitted values and experimental data for the test section

試驗范圍如下：煙氣流速3～8 m/s，2 000≤Re≤5 000，4%≤φH2O≤14%，進口煙氣溫度45～60 ℃，進口水溫15～25 ℃。其中，φH2O為濕煙氣中水蒸氣的體積分數；常數m按管束強制對流傳熱準則方程選取，m=1/3[4]。

3 工程應用

根據準則數方程式(19)設計的電站鍋爐濕法脫硫煙氣冷凝換熱器于2016年11月在某超超臨界1 000 MW機組鍋爐上投運，性能參數良好，部分設計和運行數據見表1。

表1 煙氣冷凝換熱器部分設計和運行參數Tab.1 Design and operating data of the flue gas condensing heat exchanger

由表1可以看出，運行數據與設計數據基本吻合，根據試驗結果擬合出的準則方程可用于工程設計；由于換熱器設計時考慮了裕量，實際濕煙氣降溫幅度(7 K)優于設計值(6 K)；冷凝液呈酸性[6]，水質清晰、無懸浮物。煙氣冷凝換熱器投運至今一年多，運行良好，未發生低溫腐蝕現象，除濕減排效果令人滿意。

4 結 論

(1)根據豎壁膜式冷凝傳熱原理，水蒸氣必須以擴散方式穿過不凝氣體界膜，才能到達冷凝界膜開始冷凝過程。無量綱因子Ln反映了混合氣體飽和溫度與實際溫度下的傳熱能力之比。

(3)根據所提出的準則數方程設計的煙氣冷凝換熱器實際運行數據與設計值吻合，該方程可用于電廠煙氣冷凝換熱器的工程設計。