螺旋管蒸汽發(fā)生器三維熱工水力程序HeTAF開發(fā)

劉 凱，王明軍，章 靜，田文喜，秋穗正，蘇光輝

(西安交通大學(xué) 核科學(xué)與技術(shù)學(xué)院，陜西 西安 710049)

蒸汽發(fā)生器是核動(dòng)力系統(tǒng)一、二回路能量傳遞樞紐，作為核反應(yīng)堆一回路壓力邊界，是一回路帶放射性冷卻劑與二回路工質(zhì)的隔離屏障。蒸汽發(fā)生器結(jié)構(gòu)龐雜，且涉及熱工水力現(xiàn)象復(fù)雜多變，因此其運(yùn)行可靠性對(duì)核電廠安全運(yùn)行具有重要意義[1]。

螺旋管蒸汽發(fā)生器具有結(jié)構(gòu)緊湊、換熱效率高、抗膨脹熱應(yīng)力強(qiáng)等優(yōu)勢(shì)，在能源動(dòng)力、石油化工等領(lǐng)域得到廣泛應(yīng)用。國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)管側(cè)和殼側(cè)流動(dòng)換熱特性開展了大量實(shí)驗(yàn)研究。Messa等[2]和Genic等[3]分別采用多個(gè)具有不同節(jié)距、螺升角等結(jié)構(gòu)參數(shù)的螺旋管換熱器實(shí)驗(yàn)段開展了冷熱流體逆流換熱實(shí)驗(yàn)，獲得了殼側(cè)對(duì)流換熱系數(shù)關(guān)系式；Zhao等[4]在一定系統(tǒng)壓力、質(zhì)量流量和加熱功率范圍內(nèi)開展了一系列螺旋管內(nèi)兩相流動(dòng)沸騰實(shí)驗(yàn)，獲得了阻力和換熱系數(shù)關(guān)系式；Hwang等[5]進(jìn)行了具有不同螺旋直徑螺旋管內(nèi)干涸特性實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)果表明在低質(zhì)量流量下，二次流對(duì)干涸點(diǎn)含氣率影響較大；白博峰等[6]研究了螺旋管蒸汽發(fā)生器在同步啟動(dòng)過(guò)程中的流動(dòng)和傳熱特性，瞬態(tài)單相湍流傳熱和臨界熱負(fù)荷規(guī)律與穩(wěn)態(tài)有明顯不同；畢勤成等[7]開展了高壓下高溫氣冷堆蒸汽發(fā)生器螺旋管內(nèi)兩相流動(dòng)實(shí)驗(yàn)，得到了螺旋管內(nèi)兩相摩擦阻力關(guān)系式。

近年來(lái)，計(jì)算流體力學(xué)(CFD)方法在核動(dòng)力系統(tǒng)安全分析中得到廣泛應(yīng)用[8-11]。Zhao等[12-13]針對(duì)立式U型管蒸汽發(fā)生器開展了正常運(yùn)行及傳熱管堵塞事故工況下全尺寸熱工水力特性分析，獲得了液相溫度、空泡份額等一二次側(cè)關(guān)鍵參數(shù)分布；Mu等[14]實(shí)現(xiàn)了對(duì)長(zhǎng)期運(yùn)行條件下蒸汽發(fā)生器沉積物分布的預(yù)測(cè)，并分析和評(píng)估了沉積物污垢熱阻對(duì)蒸發(fā)器傳熱性能的影響；He等[15]基于OpenFOAM開發(fā)了適用于管殼式換熱器的多孔介質(zhì)方法求解器，結(jié)合MB-2蒸汽發(fā)生器基準(zhǔn)題開展了模型驗(yàn)證，計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)符合較好。針對(duì)高溫氣冷堆(HTGR)螺旋管蒸汽發(fā)生器，Li等[16]模擬了管束間流體熱攪混過(guò)程，獲得了不同流量下貝克萊數(shù)(Pe)沿流動(dòng)方向的變化規(guī)律；Ma等[17]采用一維程序分析了啟動(dòng)過(guò)程及非均勻加熱條件下兩相流動(dòng)不穩(wěn)定性；Olson等[18]采用二維多孔介質(zhì)方法開展了穩(wěn)態(tài)熱工水力計(jì)算，并研究了流量變化、換熱管位移和堵塞對(duì)溫度分布的影響。目前以螺旋管蒸汽發(fā)生器整體為對(duì)象的相關(guān)研究較少，因此開發(fā)其全尺寸三維熱工水力特性分析程序并開展設(shè)備級(jí)數(shù)值模擬，對(duì)于螺旋管蒸汽發(fā)生器設(shè)計(jì)優(yōu)化及安全評(píng)價(jià)具有重要意義。

開源CFD平臺(tái)OpenFOAM具有編程環(huán)境開放特性，便于進(jìn)行數(shù)據(jù)接口創(chuàng)建、模型修改植入及求解器編寫，更好地滿足用戶自主開發(fā)需求，已在航空航天、化工過(guò)程等領(lǐng)域得到廣泛應(yīng)用。本文采用多孔介質(zhì)方法對(duì)具有復(fù)雜多層螺旋套管結(jié)構(gòu)的換熱組件區(qū)域進(jìn)行簡(jiǎn)化，構(gòu)建殼側(cè)流動(dòng)換熱特性數(shù)學(xué)物理模型，并建立管側(cè)水-水蒸氣兩相流動(dòng)沸騰換熱特性分析模型，采用網(wǎng)格-節(jié)點(diǎn)數(shù)據(jù)映射方法實(shí)現(xiàn)管殼兩側(cè)耦合傳熱計(jì)算，基于OpenFOAM平臺(tái)開發(fā)適用于螺旋管蒸汽發(fā)生器的三維全尺寸熱工水力特性分析程序HeTAF。

1 數(shù)學(xué)物理模型

螺旋管直流式蒸汽發(fā)生器多采用套筒式組件結(jié)構(gòu)，由外套筒、中心筒及二者之間環(huán)形腔體內(nèi)多層反向纏繞螺旋套管組成，如圖1所示。管殼兩側(cè)工質(zhì)逆向流動(dòng)，換熱組件殼側(cè)單相高溫工質(zhì)自上而下沖刷螺旋管束，管側(cè)單相過(guò)冷水在螺旋管內(nèi)自下而上流動(dòng)，與殼側(cè)流體換熱后發(fā)生相變，依次經(jīng)過(guò)泡狀流、彈狀流、環(huán)狀流和滴狀流后轉(zhuǎn)變?yōu)閱蜗嗾羝嬖趶?fù)雜的兩相流動(dòng)沸騰換熱現(xiàn)象。

圖1 換熱組件幾何結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Schematic diagram of heat exchange assembly geometric structure

1.1 殼側(cè)工質(zhì)流動(dòng)換熱模型

本文基于多孔介質(zhì)方法對(duì)換熱組件內(nèi)復(fù)雜螺旋管結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡(jiǎn)化，建立了殼側(cè)工質(zhì)流動(dòng)換熱特性數(shù)學(xué)物理模型，其控制方程如下。

1) 質(zhì)量守恒方程：

(1)

2) 動(dòng)量守恒方程：

(2)

3) 能量守恒方程：

(3)

其中：下標(biāo)s指殼側(cè)流體相關(guān)參數(shù)；β為換熱組件內(nèi)殼側(cè)流域孔隙率；ρ為密度；U為流速；p為壓力；h為比焓；g為重力加速度；μ為動(dòng)力黏性系數(shù)；α為熱擴(kuò)散系數(shù)；SM為由螺旋管束引入的阻力源項(xiàng)(忽略外套筒與中心筒的表面摩擦)；SE為殼側(cè)工質(zhì)被低溫螺旋管壁冷卻而引入的對(duì)流換熱源項(xiàng)。

SM表達(dá)式為：

(4)

其中：L為流動(dòng)方向長(zhǎng)度；Af為單位體積內(nèi)流通面積；fs為殼側(cè)工質(zhì)橫掠螺旋管束摩擦阻力系數(shù)，由Idelchik關(guān)系式[19]計(jì)算；De為水力學(xué)直徑，可由殼側(cè)流通體積與潤(rùn)濕面積等效計(jì)算。

De表達(dá)式為：

(5)

fs表達(dá)式為：

(6)

其中：S1和S2分別為相鄰螺旋管橫向間距和縱向間距；do為螺旋管外徑。

SE表達(dá)式為：

SE=-hs(Ts-Tw,o)At

(7)

其中：Tw,o為螺旋管外壁面溫度；At為單位體積內(nèi)螺旋管外壁面面積；hs為螺旋管表面對(duì)流換熱系數(shù)，根據(jù)Zukauskas關(guān)系式[20]計(jì)算，其表達(dá)式為：

(8)

其中：Prw為定性溫度取壁面溫度的普朗特?cái)?shù)；λ為熱導(dǎo)率。

1.2 水-水蒸氣兩相流動(dòng)沸騰換熱模型

均相流模型將兩相混合物流動(dòng)視為具有特殊流動(dòng)參數(shù)的均勻單相流動(dòng)，不考慮相間相互作用，其假想物性由氣液飽和狀態(tài)參數(shù)加權(quán)平均獲得，具有模型形式簡(jiǎn)易、可靠性強(qiáng)等優(yōu)勢(shì)。相關(guān)研究[21]表明，螺旋管中氣液兩相流動(dòng)基本處于熱力學(xué)平衡狀態(tài)，且滑速比整體較小，均相流模型在螺旋管蒸汽發(fā)生器熱工水力特性分析中的適用性和計(jì)算精度已得到廣泛證明，因此本文采用均相流模型描述螺旋管內(nèi)兩相流動(dòng)沸騰換熱過(guò)程。由于管內(nèi)流動(dòng)Pe較大，對(duì)流作用占主導(dǎo)，因此忽略動(dòng)量及能量擴(kuò)散[22]，則控制方程如下。

1) 質(zhì)量守恒方程：

(9)

2) 動(dòng)量守恒方程：

(10)

3) 能量守恒方程：

(11)

其中：下標(biāo)m指管側(cè)均相流相關(guān)參數(shù)；Gm為質(zhì)量流密度；qw,i為管內(nèi)壁熱流密度；Ci為螺旋管內(nèi)截面周長(zhǎng)；Ai為螺旋管內(nèi)截面積；fm為摩擦阻力系數(shù)。

均相流物性參數(shù)通過(guò)下式求解：

(12)

(13)

ρm=αρg+(1-α)ρl

(14)

(15)

λm=xeλg+(1-xe)λl

(16)

其中：下標(biāo)l和g分別指飽和水和飽和蒸汽的相關(guān)參數(shù)；xe為平衡態(tài)含氣率。

在螺旋管換熱器中，過(guò)冷水沿管側(cè)流動(dòng)與管壁換熱并發(fā)生流動(dòng)沸騰，隨著空泡份額的上升，兩相流型逐步轉(zhuǎn)變，最終液相被完全蒸干，全部轉(zhuǎn)變?yōu)閱蜗噙^(guò)熱蒸汽。本文在計(jì)算中根據(jù)換熱機(jī)理，將管側(cè)流動(dòng)分為如下區(qū)域：?jiǎn)蜗嗨畬?duì)流區(qū)、欠熱沸騰區(qū)、飽和沸騰與強(qiáng)迫對(duì)流蒸發(fā)區(qū)、干涸缺液區(qū)和單相蒸汽對(duì)流區(qū)，各區(qū)域間換熱機(jī)理轉(zhuǎn)變的判斷標(biāo)準(zhǔn)列于表1。

對(duì)于單相水和單相蒸汽對(duì)流區(qū)，選用廣泛適用于管內(nèi)流動(dòng)換熱的Schmidt關(guān)系式[24]，其表達(dá)式為：

Num=

(17)

表1 管側(cè)換熱機(jī)理轉(zhuǎn)變判斷標(biāo)準(zhǔn)Table 1 Criterion for transition of tube side heat transfer mechanism

其中：di為螺旋管內(nèi)徑；Dc為平均螺旋直徑；Nu、Re和Pr分別為管側(cè)流體努塞爾數(shù)、雷諾數(shù)和普朗特?cái)?shù)；常數(shù)Re1和Re2分別為22 000和150 000；Recr為臨界雷諾數(shù)，本文采用Ito關(guān)系式[25]計(jì)算。

在飽和沸騰與強(qiáng)迫對(duì)流蒸發(fā)區(qū)，隨著相變的進(jìn)行，汽泡在主流聚集并形成高速流動(dòng)的蒸汽核心。該區(qū)域換熱系數(shù)采用Chen關(guān)系式[26]計(jì)算，其表達(dá)式為：

(18)

其中：cp為比熱容；ΔTsat為飽和溫度與當(dāng)前溫度差值；Δpsat為飽和壓力與當(dāng)前壓力差值。

在欠熱沸騰區(qū)，加熱面產(chǎn)生汽泡躍離成核點(diǎn)后被主流冷凝，對(duì)該區(qū)域采用基于飽和沸騰關(guān)系式(式(17))修正后的Zhao關(guān)系式[27]計(jì)算，即：

(19)

對(duì)于干涸缺液區(qū)，近壁面液膜受加熱蒸干及汽泡撕扯作用，逐漸減薄直至破壞，發(fā)生“干涸”。該區(qū)域換熱系數(shù)采用Miropolskiy關(guān)系式[28]計(jì)算，其表達(dá)式為：

(20)

對(duì)于管內(nèi)流體摩擦阻力系數(shù)，單相區(qū)內(nèi)采用Ito關(guān)系式[25]計(jì)算：

(21)

其中，fs為層流摩擦阻力系數(shù)，其表達(dá)式為：

(22)

(23)

其中，Xtt為馬蒂內(nèi)利參數(shù)。

上述模型適用于0.001 1622 000的螺旋管內(nèi)旺盛湍流流動(dòng)，其中無(wú)量綱項(xiàng)di/Dc表征螺旋管內(nèi)流體所受離心力的影響，具有較大螺旋直徑的螺旋管內(nèi)二次流作用強(qiáng)烈，形成渦旋沖刷壁面，增強(qiáng)主流與邊界層間熱質(zhì)交換，使得管內(nèi)流體換熱能力和熱平衡性增強(qiáng)，管側(cè)熱阻降低。螺升角增大會(huì)促使流體擾動(dòng)增強(qiáng)，導(dǎo)致?lián)Q熱系數(shù)增大，但在螺旋管蒸汽發(fā)生器中螺旋管的螺升角通常較小，因此其影響不明顯。

1.3 管殼兩側(cè)耦合換熱模型

為實(shí)現(xiàn)三維多孔介質(zhì)模型與一維均相流模型參數(shù)傳遞，開展了殼側(cè)工質(zhì)與管側(cè)水-水蒸氣兩相流耦合換熱求解，建立了三維計(jì)算網(wǎng)格與一維計(jì)算節(jié)點(diǎn)間數(shù)據(jù)映射關(guān)系，如圖2所示。

圖2 網(wǎng)格-節(jié)點(diǎn)數(shù)據(jù)映射示意圖Fig.2 Schematic diagram of grid-node data mapping

沿組件高度方向?qū)⒙菪苁鴦澐譃镹個(gè)離散節(jié)點(diǎn)作為均相流模型計(jì)算載體，則集總于各節(jié)點(diǎn)的螺旋管長(zhǎng)度Ln、換熱面積Sn(按外壁面面積計(jì)算)和管側(cè)流體體積Vn可分別表示為：

(24)

Sn=πdoLn

(25)

(26)

其中：Nt為組件內(nèi)螺旋管總數(shù)；Lt為單根螺旋管長(zhǎng)度。

同樣地，將殼側(cè)流體域沿組件高度方向劃分為N層，與離散節(jié)點(diǎn)逐個(gè)對(duì)應(yīng)，則任一管側(cè)節(jié)點(diǎn)P與其高度范圍內(nèi)殼側(cè)流體域P′存在耦合換熱關(guān)系。通過(guò)對(duì)區(qū)域P′內(nèi)控制體網(wǎng)格進(jìn)行積分，得到體積平均的殼側(cè)氦氣溫度TP′和對(duì)流換熱系數(shù)hP′，將其作為邊界條件用于均相流模型計(jì)算，其表達(dá)式分別為：

(27)

(28)

其中：NP′為區(qū)域P′內(nèi)控制體網(wǎng)格總數(shù)；Vc,i為控制體網(wǎng)格i的體積；hc,i和hl,i為控制體網(wǎng)格i中管側(cè)工質(zhì)溫度和對(duì)流換熱系數(shù)。

忽略螺旋管表面沉積污垢熱阻，則兩側(cè)總換熱系數(shù)可表示為：

(29)

其中，λw為螺旋管熱導(dǎo)率。該節(jié)點(diǎn)處換熱量可表示為：

Qn=qw,oSn=htotal(Ts-Tm)Sn

(30)

忽略螺旋管壁熱慣性，則螺旋管外壁面溫度為：

(31)

綜上，管殼兩側(cè)耦合換熱求解流程如下：1) 根據(jù)假設(shè)(或更新后)的對(duì)流換熱源項(xiàng)求解殼側(cè)工質(zhì)控制方程，獲得殼側(cè)流場(chǎng)及溫度場(chǎng)分布，進(jìn)而求得螺旋管表面對(duì)流換熱系數(shù)；2) 根據(jù)網(wǎng)格-節(jié)點(diǎn)數(shù)據(jù)映射關(guān)系，將殼側(cè)流體域網(wǎng)格氦氣溫度和對(duì)流換熱系數(shù)體積平均積分，并作為邊界條件傳遞至管側(cè)一維均相流模型對(duì)應(yīng)節(jié)點(diǎn)中；3) 求解管側(cè)水-水蒸氣控制方程，獲得管側(cè)流場(chǎng)及溫度場(chǎng)分布，并重新計(jì)算兩相流物性、沸騰換熱系數(shù)等流動(dòng)換熱相關(guān)參數(shù)；4) 將步驟3中更新的各節(jié)點(diǎn)的螺旋管外壁面溫度傳遞至殼側(cè)流體域網(wǎng)格，計(jì)算殼側(cè)工質(zhì)的對(duì)流換熱源項(xiàng)并作為步驟1的初始條件。按上述步驟反復(fù)迭代直至得到收斂的計(jì)算結(jié)果。

基于開源CFD平臺(tái)OpenFOAM中的有限體積類庫(kù)建立殼側(cè)工質(zhì)流動(dòng)換熱模型，并植入水-水蒸氣兩相流動(dòng)沸騰換熱模型及相應(yīng)熱物性模型，通過(guò)網(wǎng)格-節(jié)點(diǎn)映射方法實(shí)現(xiàn)熱工水力參數(shù)傳遞及管殼兩側(cè)耦合換熱模型的求解，開發(fā)了適用于螺旋管蒸汽發(fā)生器的三維全尺寸熱工水力特性分析程序HeTAF。

2 數(shù)值模擬與結(jié)果分析

2.1 螺旋管實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

基于意大利SIET熱工水力實(shí)驗(yàn)室Santini[30]螺旋管兩相流動(dòng)沸騰換熱實(shí)驗(yàn)進(jìn)行HeTAF模型驗(yàn)證，實(shí)驗(yàn)裝置及實(shí)驗(yàn)段如圖3所示。通過(guò)旁路管線與泵下游控制閥調(diào)整實(shí)驗(yàn)段流量，并設(shè)置節(jié)流閥以抑制密度波流動(dòng)不穩(wěn)定性，實(shí)驗(yàn)段上游預(yù)熱器用于調(diào)節(jié)進(jìn)口過(guò)冷水溫度。

該實(shí)驗(yàn)采用開放式回路設(shè)計(jì)，工質(zhì)為去離子水。實(shí)驗(yàn)段為一根豎直布置的螺旋管，其主要幾何參數(shù)列于表2。通過(guò)直流電源對(duì)前24 m

表2 實(shí)驗(yàn)段幾何參數(shù)Table 2 Geometric parameter of test section

實(shí)驗(yàn)段進(jìn)行均勻加熱以使管內(nèi)流體發(fā)生沸騰，剩余螺旋管為絕熱段。在不同軸向位置測(cè)溫點(diǎn)處沿螺旋管外圍均勻布置多個(gè)K型熱電偶測(cè)量螺旋管外壁溫。

對(duì)系統(tǒng)壓力6 MPa下具有不同質(zhì)量流速G與熱流密度q的各實(shí)驗(yàn)工況進(jìn)行模擬，得到管內(nèi)流體與壁面換熱系數(shù)在實(shí)驗(yàn)段內(nèi)的分布，為使計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)記錄數(shù)據(jù)方式一致，將管長(zhǎng)轉(zhuǎn)化為平衡態(tài)含氣率，其對(duì)比如圖4所示，其中實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)設(shè)置20%誤差棒。

圖4 換熱系數(shù)隨含氣率變化的計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值Fig.4 Measured and calculated heat transfer coefficient variation with equilibrium quantity

由圖4可見，除首個(gè)實(shí)驗(yàn)工況數(shù)據(jù)序列中個(gè)別數(shù)據(jù)點(diǎn)外，其他計(jì)算誤差均在20%以內(nèi)，3個(gè)實(shí)驗(yàn)工況下平均計(jì)算誤差分別為10.1%、6.8%和6.5%，即在高質(zhì)量流速和熱流密度條件下預(yù)測(cè)精度更高。由此可見，本文所采用模型能有效預(yù)測(cè)螺旋管實(shí)驗(yàn)段中兩相流動(dòng)沸騰換熱特性。

2.2 換熱組件模擬

本文以高溫氣冷堆示范工程[31-32]中的螺旋管直流式蒸汽發(fā)生器(HCOTSG)為對(duì)象，利用開發(fā)的自主化螺旋管蒸汽發(fā)生器三維熱工水力程序HeTAF開展數(shù)值模擬，高溫堆HCOTSG結(jié)構(gòu)參數(shù)列于表3。

表3 HCOTSG幾何參數(shù)Table 3 Geometric parameter of HCOTSG

針對(duì)螺旋管蒸汽發(fā)生器中單個(gè)換熱組件開展兩側(cè)熱工水力特性耦合分析，每個(gè)換熱單元有5層，共35根螺旋換熱管，從里向外每層螺旋管根數(shù)依次為5、6、7、8、9，相鄰兩層纏繞方向相反。各層螺旋管間螺升角和螺距不同，使得換熱組件內(nèi)所有螺旋管管長(zhǎng)基本保持一致。研究[33-34]表明，在螺旋管蒸汽發(fā)生器實(shí)際工況下，熱工水力特性對(duì)螺旋直徑小幅變化不敏感，因此在模擬中采用平均螺旋直徑430 mm作為特征螺旋直徑求解相關(guān)參數(shù)，即采用特征管表征不同層螺旋管。沿組件高度方向劃分150個(gè)計(jì)算節(jié)點(diǎn)，兩側(cè)相關(guān)參數(shù)列于表4。

表4 管殼兩側(cè)流動(dòng)相關(guān)參數(shù)Table 4 Parameter of shell side and tube side fluid

模擬時(shí)計(jì)算域上下邊界分別為氦氣進(jìn)出口邊界，忽略換熱組件對(duì)外輻射散熱等其他熱損耗，外套筒內(nèi)壁面及中心筒外壁面設(shè)置為絕熱壁面邊界。氦氣、單相過(guò)冷水及過(guò)熱蒸汽熱物性則由根據(jù)組件運(yùn)行范圍內(nèi)多個(gè)溫度下物性點(diǎn)擬合而成的多項(xiàng)式計(jì)算得到，處于兩相區(qū)的汽液兩相混合物的熱物性則由對(duì)應(yīng)工況下飽和水及飽和蒸汽熱物性加權(quán)獲得，如1.2節(jié)所述。殼側(cè)三維計(jì)算網(wǎng)格和管側(cè)一維計(jì)算節(jié)點(diǎn)上物理場(chǎng)和相關(guān)參數(shù)分別按熱氦氣和過(guò)冷水進(jìn)口溫度及流量初始化。管側(cè)和殼側(cè)流體及管外壁面溫度沿組件高度方向分布計(jì)算結(jié)果如圖5、6所示。

圖5 管側(cè)和殼側(cè)流體及管外壁面溫度沿組件高度方向的分布Fig.5 Distribution of tube side fluid, shell side fluid and tube outer wall temperature along height direction

圖6 組件中管側(cè)和殼側(cè)流體溫度分布Fig.6 Distribution of tube side and shell side fluid temperature in assembly

由圖5可見，管側(cè)流體存在單相水區(qū)、兩相區(qū)、單相蒸汽區(qū)等3區(qū)分布，在螺旋管長(zhǎng)約35 m處(對(duì)應(yīng)組件高度約5 m處)發(fā)生飽和沸騰，呈明顯溫度平臺(tái)，如圖6a所示，在螺旋管長(zhǎng)約52 m處(對(duì)應(yīng)組件高度約7.4 m處)液相全部蒸干，管側(cè)流體變?yōu)閱蜗噙^(guò)熱蒸汽，兩相區(qū)長(zhǎng)度約為17 m。相應(yīng)地，殼側(cè)氦氣溫度在組件上部冷卻速度較快，而由于兩側(cè)換熱能力下降，在組件下部溫度減小趨勢(shì)放緩，如圖6b所示。可見，本文模型計(jì)算獲得的兩側(cè)流體溫度變化趨勢(shì)與實(shí)際物理過(guò)程較符合。殼側(cè)氦氣和管側(cè)蒸汽出口溫度計(jì)算誤差列于表5，兩側(cè)換熱量計(jì)算值相比設(shè)計(jì)值略低。

表5 組件出口溫度計(jì)算誤差Table 5 Calculation error of assembly outlet temperature

組件內(nèi)殼側(cè)及管側(cè)流體換熱系數(shù)、空泡份額和含氣率沿螺旋管長(zhǎng)度方向的分布如圖7、8所示。在沸騰起始點(diǎn)前，管側(cè)單相水與加熱管壁對(duì)流換熱；在進(jìn)入兩相區(qū)后，管側(cè)流體沿螺旋管流動(dòng)過(guò)程中相變逐漸劇烈，其換熱機(jī)理隨組件高度的增加而不斷變化，依次經(jīng)歷欠熱沸騰、飽和沸騰、強(qiáng)迫對(duì)流蒸發(fā)換熱，管側(cè)換熱系數(shù)快速升高，最大值約為6.21×104W/(m2·K)。殼側(cè)為氦氣橫掠螺旋管束的單相對(duì)流換熱，換熱系數(shù)相較于管側(cè)在整個(gè)計(jì)算域內(nèi)變化不大，其平均值約為2 383.57 W/(m2·K)。

圖7 殼側(cè)及管側(cè)換熱系數(shù)、空泡份額和含氣率沿螺旋管長(zhǎng)分布Fig.7 Distribution of tube side heat transfer coefficient,void fraction and equilibrium quantity along tube length

圖8 組件中管側(cè)換熱系數(shù)和空泡份額分布Fig.8 Distribution of tube side heat transfer coefficient and fluid void fraction in assembly

由于空泡份額不斷升高，導(dǎo)致兩相流型改變，最終環(huán)狀流液膜被破壞，壁面與氣相直接接觸并進(jìn)入干涸缺液區(qū)，管側(cè)換熱系數(shù)驟降至2.5×104W/(m2·K)；最終液相完全蒸干，受熱物性變化影響，單相蒸汽區(qū)中管側(cè)換熱系數(shù)有所下降，但由于蒸汽與管內(nèi)壁面之間溫差較大，換熱功率仍高于單相水對(duì)流換熱區(qū)?？张莘蓊~在兩相區(qū)前段上升較快，在后半段則趨于緩慢。

3 結(jié)論

本文基于多孔介質(zhì)方法對(duì)換熱組件內(nèi)復(fù)雜螺旋管結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡(jiǎn)化，建立了殼側(cè)工質(zhì)流動(dòng)換熱特性分析模型，針對(duì)管側(cè)兩相流動(dòng)沸騰換熱過(guò)程建立了水-水蒸氣均相流模型，根據(jù)換熱組件的空間對(duì)應(yīng)關(guān)系，采用網(wǎng)格-節(jié)點(diǎn)數(shù)據(jù)映射方法進(jìn)行模型間數(shù)據(jù)傳遞，實(shí)現(xiàn)了管殼兩側(cè)耦合傳熱計(jì)算，開發(fā)了適用于螺旋管蒸汽發(fā)生器的三維全尺寸熱工水力特性分析程序HeTAF?；诼菪軆上嗔鲃?dòng)沸騰換熱實(shí)驗(yàn)開展了模型驗(yàn)證；對(duì)高溫氣冷堆示范工程中螺旋管直流式蒸汽發(fā)生器的單個(gè)換熱組件開展了兩側(cè)熱工水力特性耦合模擬，結(jié)果表明：計(jì)算得到的氦氣和蒸汽出口溫度與設(shè)計(jì)值符合較好，絕對(duì)誤差分別為5.29 K和5.76 K，表明本文所建立模型能有效預(yù)測(cè)換熱組件內(nèi)管殼兩側(cè)耦合流動(dòng)換熱特性。

未來(lái)將以單換熱組件模擬策略為基礎(chǔ)，對(duì)螺旋管蒸汽發(fā)生器開展全尺寸熱工水力特性耦合分析，并針對(duì)HeTAF程序持續(xù)開展模型驗(yàn)證完善和應(yīng)用范圍推廣等研究。