周嘉誠，刁永發(fā)，茅文焯，張 奎，胡赟星

(1.東華大學 環(huán)境科學與工程學院, 上海 201620;2.上海東潤換熱設備股份有限公司, 上海 201518)

水平管內冷凝換熱器已經(jīng)被廣泛用于化工生產(chǎn)和節(jié)能減排等領域[1]。與在豎直管內的冷凝換熱器相比,在水平管內的冷凝換熱器具有抗震強、換熱性能好等特點[2],因此也被廣泛地用于垃圾焚燒發(fā)電鍋爐的空氣預熱器[3]。在水蒸氣空預器中,水蒸氣的冷凝分為高壓段和低壓段。高壓段的水蒸氣從鍋爐汽包中進行抽取,為高品質的飽和水蒸氣;而低壓段的水蒸氣從汽輪機中抽取,為低品質的過熱水蒸氣[4]。所抽取的飽和水蒸氣進入管內會直接發(fā)生冷凝,釋放大量的汽化潛熱與空氣進行熱量交換;而所抽取的過熱水蒸氣則進入管內先與管外的空氣進行干式換熱。起初過熱水蒸氣的溫度雖然降低但不會發(fā)生冷凝,但當達到飽和溫度時,水蒸氣開始進行濕式換熱,并發(fā)生相變,釋放出大量的汽化潛熱來加熱空氣[5]。由于干式冷凝換熱系數(shù)僅為濕式換熱的1%左右[6],因此空氣預熱器中低壓段的冷凝換熱要比高壓段復雜得多。

文獻[7～10]都曾通過試驗研究水蒸氣流速對冷凝換熱的影響,雖然試驗結果都表明冷凝換熱系數(shù)隨水蒸氣流速增大而增大,但是這些試驗所選取的工質均為制冷工質,和水蒸氣的性質差異較大,不能說明空預器中的水蒸氣冷凝問題。關于壁面過冷度對水蒸氣冷凝換熱系數(shù)的影響:陳增橋[11]研究發(fā)現(xiàn),換熱系數(shù)隨過冷度的增加呈現(xiàn)出先增長后降低的趨勢;李昊[12]研究發(fā)現(xiàn)換熱系數(shù)與過冷度呈負相關;Jung 等[13]研究發(fā)現(xiàn)換熱系數(shù)與過冷度呈正相關。文獻[11-13]研究結果有所不同,分析3種研究結果可知:換熱系數(shù)與過冷度呈現(xiàn)正相關的原因是過冷度的增加會增大換熱量;兩者呈現(xiàn)負相關的原因是過冷度的增加會增大液膜熱阻。綜上造成研究結果不同的原因是沒有考慮到水蒸氣在冷凝流動時剪切力會直接影響冷凝液膜厚度,從而導致在不同工況下?lián)Q熱量和液膜熱阻對換熱系數(shù)的影響程度不同。文獻[14-17]對水蒸氣在水平管內冷凝換熱進行研究,但研究都是基于飽和水蒸氣的,而沒考慮到過熱度對冷凝換熱的影響。此外,已有研究為了能讓水蒸氣的冷凝效果更好,試驗選用的水蒸氣流速都很高,且將水作為冷卻介質。但在空預器中的水蒸氣流速都很低,且是用空氣來冷卻的。目前,工程上在計算低壓段換熱面積時通常將過熱水蒸氣冷凝時的過熱段和冷凝段分段計算,沒有考慮水蒸氣從過熱段過渡到冷凝段時換熱系數(shù)的變化,計算結果往往與實際結果有偏差,因此需要擬合一個過熱水蒸氣的冷凝換熱系數(shù)來簡化計算。過熱水蒸氣換熱系數(shù)的計算通過將飽和水蒸氣換熱關系式中汽化潛熱改為過熱水蒸氣與飽和水的焓差,這等同于假設過熱段和冷凝段的換熱特性完全相同,而沒有考慮過熱段溫度降低的速率,因此在水蒸氣過熱度較大時的計算非常不準確。過熱水蒸氣在管內冷凝時,由于過熱段的存在,其溫度分布不均勻,因此換熱溫差也難以確定。本研究綜合考慮剪切力和過冷度對水蒸氣在管內冷凝換熱時的影響,當管內水蒸氣流速較低時,通過試驗建立一種以空氣為冷卻介質的過熱水蒸氣的換熱系數(shù)的計算模型,為空預器低壓段的面積選型提供幫助。

1 試驗裝置

試驗平臺由水蒸氣供應系統(tǒng)和試驗段組成。為了能夠在試驗中區(qū)分過熱段和冷凝段,選取的套管材料皆為可視化材料。其中,外管的材料選取亞克力管,內徑為94 mm,外徑為100 mm;內管的材料選取玻璃管,內徑為34 mm,外徑為40 mm。水蒸氣從發(fā)生器中出來后利用電加熱帶加熱至過熱水蒸氣,然后通入玻璃管內,軸流風機通過風管將空氣通入外側的亞克力管。為了避免風向對逆流的水蒸氣和冷凝水的流動產(chǎn)生影響,將玻璃管冷凝水出口側進行密封處理。軸流風機的風量為固定量,殼側空氣與玻璃管內的水蒸氣形成換熱將過熱水蒸氣冷凝成水,冷凝水隨水蒸氣向試驗段出口流動,由冷凝水管流入冷凝水池,為了能將冷凝水管引出,提前在亞克力管上預留了孔口。套管幾何參數(shù)及試驗工況參數(shù)范圍如表1所示。

表1 套管幾何參數(shù)及試驗工況

由表1可知,試驗主要測量參數(shù)包括過熱水蒸氣入口流速(由水蒸氣入口體積流量計算而得),風速(由風機風量計算而得),過熱水蒸氣入口溫度,空氣的進、出口溫度,玻璃管過熱段和冷凝段外壁面溫度以及亞克力管外壁面溫度。水蒸氣的體積流量使用電子渦輪流量計進行測量,測量精度為0.1 L/min;水蒸氣的入口溫度以及空氣的進、出口溫度都由k型熱電偶溫度傳感器進行測量,其中過熱水蒸氣的入口溫度通過調壓模塊和PID溫控儀調節(jié)電加熱帶的加熱功率進行控制。玻璃管和亞克力管的外壁面溫度由粘貼式PT100型熱電阻表面貼片溫度傳感器進行測量,測量精度均為0.1 ℃。試驗裝置示意圖如圖1所示。

1—軸流風機;2—冷凝水回收管;3—冷凝水池;4—水蒸氣發(fā)生器供應水管;5—水蒸氣發(fā)生器;6—電加熱帶;7—水蒸氣電子渦輪流量計;8—溫度計;9—玻璃內管;10—微壓計;11—亞克力外管;12—粘貼式溫度傳感器;13—風管。

2 試驗數(shù)據(jù)處理方法

管內冷凝試驗數(shù)據(jù)處理需要測量空氣進、出口溫度及玻璃管外壁溫度,并通過熱量平衡的計算方法確定水蒸氣側的換熱系數(shù)。當水蒸氣在管內完全冷凝時,過熱水蒸氣在管內的冷凝換熱分為過熱換熱段、冷凝換熱段以及過冷水換熱段。由于在空氣預熱器中水蒸氣冷凝成飽和水之后就會通過疏水閥將水排出設備,因此在處理數(shù)據(jù)時,過冷水段和空氣之間的換熱將不作考慮,只分析過熱段和冷凝段的換熱情況即可。利用玻璃管內水蒸氣冷凝過程中白霧的產(chǎn)生和消失來判斷水蒸氣換熱過程中過熱段和冷凝段的位置。試驗考慮到壓降可能會對水蒸氣的飽和溫度產(chǎn)生影響,因此用微壓計對壓降進行過測量,最大壓降不足1 000 Pa,產(chǎn)生的壓降對水蒸氣飽和溫度的影響并不大,因此可以忽略不計。

2.1 過熱水蒸氣分段換熱系數(shù)的數(shù)據(jù)處理方法

當水蒸氣在管內完全冷凝形成過冷水時,換熱量可直接通過水蒸氣側求得。

換熱管內水蒸氣顯熱換熱量Qx:

Qx=Gvcp,v(tv,in-tsat)

(1)

換熱管內水蒸氣潛熱換熱量Qq:

Qq=Gvr

(2)

式中:Gv為過熱水蒸氣質量流量,kg/s;cp,v為過熱水蒸氣在過熱段的平均比定壓熱容,J/(kg·K);tv,in為水蒸氣入口溫度,℃;tsat為水蒸氣飽和溫度,℃;r為汽化潛熱,取值2 257.2 kJ/kg;

當水蒸氣在管內未完全冷凝時,顯熱換熱量求法與水蒸氣在管內完全冷凝時相同,而潛熱換熱量需通過空氣側的吸熱量和裝置對環(huán)境的熱量損失求得。

套管中空氣的吸熱量Q如式(3)所示。

Q=Gacp,a(ta,out-ta,in)

(3)

式中:Ga為空氣質量流量,kg/s;cp,a為空氣比定壓熱容,J/(kg·K);ta,in、ta,out分別為空氣進、出口溫度,℃。

套管中空氣對環(huán)境的散熱量如式(4)所示。

(4)

式中:tac,o、te分別為亞克力管外壁面溫度、環(huán)境溫度,℃;Tm為定性溫度,K;dac,o為亞克力外管徑,mm;(Ra)e、(Pr)e分別為環(huán)境空氣的瑞利數(shù)和普朗特數(shù);νe為環(huán)境空氣運動黏度系數(shù),m2/s。

(5)

Qs=heAac(tac,o-te)

(6)

式中:he環(huán)境空氣與亞克力管外壁的自然對流換熱系數(shù);λe為環(huán)境空氣的導熱系數(shù),W/(m2·K);Qs為裝置對環(huán)境的熱損失;Aac,o為亞克力管外表面積,m2。其中空氣的定性溫度均取亞克力管外壁溫度和大氣環(huán)境溫度的平均值。

Qq=Q-Qx+Qs

(7)

(8)

(9)

顯熱段水蒸氣側換熱系數(shù)hx、潛熱段水蒸氣側換熱系數(shù)hq如式(10)和(11)所示。

(10)

(11)

式中:Ax和Aq分別為顯潛熱段內壁面積和潛熱段內壁面積,m2;tsup為過熱水蒸氣平均溫度,℃。

2.2 過熱水蒸氣總換熱系數(shù)的數(shù)據(jù)處理方法

由于過熱水蒸氣換熱分為過熱段和冷凝段,而這兩段的換熱效果是大不相同的,因此需要通過分別計算出過熱段的干式換熱系數(shù)和冷凝段的濕式換熱系數(shù),再根據(jù)文獻[18]對過熱水蒸氣凝結換熱系數(shù)的定義,得出過熱水蒸氣冷凝換熱系數(shù)hsup。

hsup=S1hx+S2hq

(12)

2.3 誤差分析

表2 試驗參數(shù)誤差分析Table 2 Error analysis of experimental parameters

3 結果與分析

3.1 水蒸氣入口流速的影響

圖2～4分別展示了在水蒸氣入口過熱度Δt均為30 ℃的3種風速va(分別為10、15、25 m/s)下,過熱水蒸氣入口流速對過熱水蒸氣冷凝時干式換熱系數(shù)、濕式換熱系數(shù)和總換熱系數(shù)的影響。由圖2可知,過熱水蒸氣干式換熱系數(shù)和濕式換熱系數(shù)皆隨著水蒸氣流速的加快而增大。這是由于水蒸氣在干式換熱時,高流速的過熱水蒸氣會更容易破壞熱邊界層,從而增強氣體干式換熱時的對流換熱系數(shù)。由圖3可知,濕式換熱系數(shù)時,水蒸氣流速加快會使水蒸氣對聚積在管底部的冷凝液膜的剪切力作用增強,使得冷凝液膜排出速度更快,從而減小液膜給傳熱帶來的熱阻影響,增強了換熱效果。由圖4可知,由于過熱水蒸氣干式換熱系數(shù)和濕式換熱系數(shù)都會隨過熱水蒸氣入口流速的增加增強,因此水蒸氣流的增加一定會使得過熱水蒸氣的總換熱系數(shù)有所提高。

圖2 不同入口流速下的干式換熱系數(shù)Fig.2 Dry condensation heat transfer coefficient under different inlet flow velocity

圖3 不同入口流速下的濕式換熱系數(shù)Fig.3 Dry condensation heat transfer coefficient under different inlet flow velocity

圖4 不同入口流速下的總換熱系數(shù)Fig.4 Total condensation heat transfer coefficient under different inlet flow velocity

3.2 水蒸氣入口過熱度的影響

圖5～圖7分別為水蒸氣入口流速vv為1.0、1.5、2.0 m/s,風速va為10、15、25 m/s的情況下,過熱水蒸氣入口過熱度對過熱水蒸氣干式換熱系數(shù)、濕式換熱系數(shù)和總換熱系數(shù)3種換熱系數(shù)的影響。

圖5 不同入口過熱度下的干式換熱系數(shù)Fig.5 Dry heat transfer coefficient under different inlet super heat

圖6 不同入口過熱度下的濕式換熱系數(shù)Fig.6 Wet heat transfer cofficient under different inlet super heat

圖7 不同入口過熱度下的總換熱系數(shù)Fig.7 Total condensation heat transfer cofficient under different inlet super heat

由圖5和6可知,過熱水蒸氣干式換熱系數(shù)和濕式換熱系數(shù)受過熱水蒸氣入口過熱度影響沒有明顯的變化規(guī)律;但3種水蒸氣在同一工況下計算出的干式換熱系數(shù)的最大差值為10 W/(m2·K),濕式換熱系數(shù)的最大差值為1 097 W/(m2·K),差值均在誤差范圍以內,因此入口過熱度對干式換熱系數(shù)和濕式換熱系數(shù)的影響都不是很大。由圖7可知,過熱水蒸氣總傳熱系數(shù)隨著水蒸氣入口過熱度的增加而減小,這主要是因為過熱水蒸氣的入口過熱度越大,過熱水蒸氣溫度降低到飽和溫度所需要的時間也越長,同時需要更長的顯熱換熱段來將水蒸氣冷卻為飽和水蒸氣;而在水蒸氣流速和風量都相同的情況下,濕式換熱并沒有顯著地差別。由此可知,水蒸氣入口過熱度越大,顯熱換熱量占總換熱的比例也越大,而過熱段的水蒸氣和空氣形成的氣氣換熱的換熱系數(shù)相比于冷凝換熱時的換熱系數(shù)小很多,這使得入口過熱度的升高會降低過熱水蒸氣的總換熱系數(shù)。

3.3 風速的影響

圖8～10分別展示了在入口過熱度Δt均為30 ℃,水蒸氣入口流速vv分別為0.50、0.75、1.00、1.50、2.00、2.50、3.00 m/s的條件下,風速對過熱水蒸氣3種換熱系數(shù)的影響。隨著風量增加,過熱水蒸氣的干式換熱系數(shù)也會有微量增加(見圖8)。濕式換熱的變化則比較復雜。在水蒸氣流速較低時,水蒸氣的濕式換熱系數(shù)呈逐漸降低趨勢,而在水蒸氣流速較高時,濕式冷凝換熱系數(shù)則呈現(xiàn)增大的趨勢(見圖9)。水蒸氣在低流速時,風量越大,玻璃管壁面的過冷度也會越大,雖然這樣可以讓管內水蒸氣冷凝得速率更加快,但是也使換熱管內的冷凝液增多,覆蓋在管壁面上的冷凝液膜增厚,且在水蒸氣流速較低時,沒有足夠大的剪切力讓冷凝液排出管內,從而增加冷凝換熱的液膜熱阻,影響了冷凝換熱系數(shù);水蒸氣流速較高時,風量的增大會增強水蒸氣冷凝速率,增強換熱效果,同時水蒸氣的高流速會對液膜造成一定的破壞,能有效地減薄冷凝液的液面厚度。由于過熱水蒸氣總換熱情況受濕式冷凝換熱的影響較大,因此在水蒸氣流速和風量相同的條件下,總換熱系數(shù)的變化基本和濕式換熱系數(shù)的變化趨于一致。

圖9 不同風速下的濕式換熱系數(shù)Fig.9 Wet condensation heat transfer coefficient under different air volume

圖10 不同風速下的總換熱系數(shù)Fig.10 Total condensation heat transfer coefficient under different air volume

4 過熱水蒸氣冷凝換熱系數(shù)經(jīng)驗關系式的擬合

4.1 與其他計算方式的對比

干式換熱系數(shù)的計算公式目前已有得到普遍認可的處理方法,式(13)為Sieder-Tate公式[20],表示管內流動層流Nu數(shù)計算公式;式(14)為Dittus-Boelter公式[20],表示管內流動紊流的Nu數(shù)計算公式。試驗中既有層流狀態(tài)又有紊流狀態(tài),因此在擬合干式換熱系數(shù)前先對這兩個關系式的計算值和本試驗的數(shù)據(jù)進行誤差分析。

(13)

(14)

(15)

式中:(Re)x、(Pr)x分別為過熱水蒸氣的雷諾數(shù)和普朗特數(shù);μx、μw為水蒸氣和壁面動力黏度系數(shù),Pa·s。

定性溫度取過熱水蒸氣入口溫度和飽和溫度平均值。對比干式換熱系數(shù)的試驗值與常用關系式計算值,如圖11所示。由圖11可以看出,文獻[20]中Sieder-Tate公式和Dittus-Boelter兩個關系式所計算出的換熱系數(shù)比本試驗數(shù)值都要低很多。這主要是因為在本試驗過熱段的換熱中,換熱管的壁面溫度會低于水蒸氣的飽和溫度,在靠近壁面邊界層處會有微量的冷凝,導致水蒸氣的換熱量會比理想中的大,使得過熱段水蒸氣干式換熱系數(shù)會比計算結果高很多。

圖11 干式換熱系數(shù)的試驗值與常用關系式計算值對比Fig.11 Comparison between the experimental value of dry heat transfer coefficient and the calculated value of common relational formula

目前提出對于冷凝段的換熱系數(shù)的預測模型大部分都是研究者根據(jù)試驗數(shù)據(jù)評估出來的,導致每個模型計算出的冷凝換熱系數(shù)不一致。本研究選取最常用的3種關聯(lián)式Cavallini關聯(lián)式[21]、Shah關聯(lián)式[22]和Dobson and Chato關聯(lián)式[23],三者計算方式分別如式(16)～(18)所示。這3種模型中計算時都需要了解水蒸氣在管內干度的分布情況。管內冷凝段水蒸氣干度的計算如式(19)所示。

(16)

(17)

(18)

(19)

式中:h為根據(jù)公式計算所得的冷凝換熱系數(shù);hl0為等質量速率工況下全液相換熱系數(shù),W/(m2·K);(Pr)L為冷凝水的普朗特常數(shù);x為管內水蒸氣干度;ρv、ρl分別為水蒸氣和冷凝水密度,kg/m3;μv、μl分別為水蒸氣和冷凝液動力黏度系數(shù),Pa·s;Pc為飽和壓力與臨界壓力的比值;hl為管內兩相流中液相換熱系數(shù),W/(m2·K);Xtt為馬蒂內里參數(shù)。其中水蒸氣的定性溫度取飽和溫度,冷凝水的定性溫度取玻璃管內壁面溫度和飽和溫度的平均值。

濕式換熱系數(shù)的試驗值與常用關系式計算值對比情況,如圖12所示。由圖12可知,Cavallin關聯(lián)式、Shah關聯(lián)式、Dobson and Chato關聯(lián)式3種常用的關聯(lián)式的計算值都本比試驗值偏低較多,主要是因為這3種關系式與所做的試驗的工況條件相差很大。3個關系式都是在質量流率較高的條件下完成的,其中Cavallin關聯(lián)式、Shah關聯(lián)式、Dobson and Chato關聯(lián)式的質量流率范圍分別為18～2 240、10～1 600、258～817 kg/(m2·s),而本試驗是針對空預器中水蒸氣冷凝所完成的,因此選取的水蒸氣流速都不大,最大的質量流率不足2 kg/(m2·s)。

此外,這3個關系式為了能讓水蒸氣更好地冷凝下來都是采用水為冷卻介質,而試驗文則是選取空氣為冷卻介質,這使管內水蒸氣冷凝的速率會相差很多。因此,這3種關系式都不能用在空預器中水蒸氣冷凝的計算關系式中。

4.2 過熱水蒸氣干式換熱系數(shù)經(jīng)驗關系式的擬合

(20)

圖13展示了根據(jù)擬合出的干式換熱系數(shù)關系式的計算值與試驗值的比較結果。從圖13可知,由式(20)計算所得到的干式冷凝換熱系數(shù)與試驗值之間的相對誤差全都保持為-18%～18%,兩者平均相對誤差為-4.1%。

圖13 干式換熱系數(shù)計算值與試驗值的對比Fig.13 Comparison between calculated and experimental values of dry heat transfer coefficient

4.3 過熱水蒸氣濕式換熱系數(shù)經(jīng)驗關系式的擬合

根據(jù)試驗結果分析可知,影響管內水蒸氣冷凝換熱系數(shù)主要有以下幾方面影響因素:

——試驗數(shù)據(jù)的分析可知,水蒸氣在冷凝時的換熱系數(shù)會隨著水蒸氣入口流速的增加而增加,因此流速是影響水蒸氣濕式換熱的一項重要因素,考慮到這一影響因素,關聯(lián)式中應該包含反應水蒸氣流速的無量綱數(shù)Revnolds數(shù)(Re)v。

(21)

——過冷度也是影響水蒸氣冷凝換熱系數(shù)的一個關鍵因素,而表示其影響因素的無量綱準則數(shù)為雅各布數(shù)Ja,雅各布數(shù)是在研究膜狀凝結換熱影響因素時的一個無量綱數(shù),由于Nusselt的理論分析忽略了液膜過冷度的影響,并假定液膜溫度線性分布。引入Ja數(shù)就考慮液膜過冷和溫度實際分布對冷凝傳熱的影響。

(22)

——試驗中水蒸氣在管內流動時與液膜形成的剪切力的大小會對管內兩相流流型和液膜的破壞造成一定的影響,而Lockhart-Martinelli數(shù)Xtt則是反應這以影響因素的無量綱參數(shù)。

(23)

綜上述分析,濕式換熱系數(shù)的經(jīng)驗關系式如式(24)所示。

(24)

利用試驗中潛熱換熱段各組工況數(shù)據(jù)點的擬合可以求出:C6=0.000 519 7;C7=0.237 3;C8=-0.375 7;C9=0.123 3,從而確立過熱水蒸氣的濕式冷凝換熱系數(shù)的經(jīng)驗關系式:

(Nu)q=0.000 519 7(Re)v0.237 3(Ja)-0.375 7

(25)

(26)

式(26)適用范圍:392.858 6≤(Re)v≤3 608.010 2;0.001 7≤Ja≤0.018 9;0.014 454 ≤Xtt≤0.034 32。

根據(jù)擬合出的濕式換熱關系式計算值與試驗值的比較的如圖14所示。從圖14可以看出,所擬合出的濕式冷凝換熱系數(shù)與試驗值的吻合結果較好,兩者的相對誤差均為-15%～15%,兩者的平均相對誤差為2.47%。

圖14 濕式換熱系數(shù)計算值與試驗值的對比Fig.14 Comparison between calculated and experimental values of wet heat transfer coefficient

4.4 過熱水蒸氣總換熱系數(shù)經(jīng)驗關系式的擬合

由過熱水蒸氣冷凝換熱系數(shù)的定義式(12)以及上述所擬合出的干式冷凝換熱系數(shù)經(jīng)驗關系式(20)和濕式冷凝換熱系數(shù)經(jīng)驗關系式(26)可以得出過熱水蒸氣總換熱系數(shù)的經(jīng)驗關系式如式(27)所示。

(27)

過熱水蒸氣總換熱系數(shù)計算值與本試驗值的對比,如圖15所示。從圖15可以看出,所有工況下的相對誤差都為-15%～15%,各工況下的平均相對誤差為2.46%。

圖15 過熱水蒸氣總換熱系數(shù)計算值與試驗值的對比Fig.15 Comparison between calculated and experimental values of total heat transfer coefficient of superheated steam

5 結 論

通過試驗研究過熱水蒸氣在水平管內冷凝換熱的特性,主要結論如下:

——過熱水蒸氣在管內冷凝換熱時,在水蒸氣流速為0.50～3.00 m/s時,冷凝換熱系數(shù)隨著水蒸氣流速的加快而增大;在過熱度為10～50 ℃時,冷凝換熱系數(shù)隨著入口過熱度的升高而減小;在水蒸氣流速為0.50～2.00 m/s,風速為10～25 m/s時,冷凝換熱系數(shù)隨著殼側風量的增大而減小;在水蒸氣流速為2.00～3.00 m/s,風速為10～25 m/s時,冷凝換熱系數(shù)隨著殼側風量的增大而增大。

——通過分析水蒸氣在管內冷凝換熱時,流速、過熱度、壁面過冷度以及管內流動剪切力對冷凝換熱的影響,擬合出了適用于空預器低壓段中的過熱水蒸氣冷凝換熱關聯(lián)式,關聯(lián)式的計算值和試驗值的相對誤差為-15%～15%。