凝汽器热力计算知识讲解

1 凝汽设备的作用和特性

1.1凝汽设备的作用

凝汽设备主要由凝汽器（又称凝结器、冷凝器等）、冷却水泵（或称循环水泵）、凝结水泵及抽气器等组成，其中凝汽器是最主要的组成部分。在现代大型电站凝汽式汽轮机组的热力循环中，凝汽设备起着冷源的作用，其主要任务是将汽轮机排汽凝结成水，并在汽轮机排汽口建立与维持一定的真空度。凝气设备的任务是：（1）凝汽器通过冷却水与乏汽的热交换，把汽轮机的排汽凝结成水。

（2）凝结水由凝结水泵送至除氧器，经过回热加热作为锅炉给水继续重复使用。

（3）不断的将排汽凝结时放出的热量带走。

（4）不断地将聚集在凝汽器内的空气抽出，在汽轮机排汽口建立与维持高度的真空度。

（5）凝汽设备还有一定的真空除氧作用。

（6）汇集和贮存凝结水、热力系统中的各种疏水、排汽，能够缓冲运行中机组流量的急剧变化、增加系统调节稳定性。

图1.1为简单的凝汽设备原则性系统。冷却水泵抽来的具有一定压力的冷却水（地下水、地表水或海水），流过凝汽器的冷却水管。汽轮机的排汽进入凝汽器后，蒸汽凝结成水释放出的热量被由冷却水泵不断送来的冷却水带走，排汽凝结成水并流入凝汽器底部的热水井，然后由凝结水泵送往加热器和除氧器，送往锅炉循环使用。抽气器不断地将凝汽器内的空气抽出以保持高度真空

图1.1 凝汽设备的原则性系统

1—汽轮机；2—发电机；3—凝汽器；4—抽汽器；5—凝结水泵；6—冷却水泵优良的凝气设备应满足以下要求：

（1）凝汽器具有良好的传热性能。主要通过管束的合理排列、布置、选取合适的管材来达到良好的传热效果，使汽轮机在给定的工作条件下具有尽可能低的运行背压。

（2）凝汽器本体和真空系统要有高度的严密性。凝汽器的汽侧压力既低于壳外的大气压力，也低于管内的水侧压力。所以如果水侧严密性不好，冷却水就会渗漏到汽侧，恶化凝结水水质；如果汽侧严密性不好，空气将漏入汽侧，恶化传热效果。

（3）凝结水过冷度要小。具有过冷度的凝结水将使汽轮机消耗更多的回热抽汽，以使它加热到预定的锅炉给水温度，增大了热耗率。同时，过冷也会使凝结水的含氧量增大，从而加剧了对管道的腐蚀。因此现代汽轮机要求凝结水过冷度不超过2℃。

（4）凝汽器汽阻、水阻要小。蒸汽空气混合物在凝汽器内由排汽口流向抽气口时，因流动阻力使其绝对压力降低，常把这一压力降称为汽阻。汽阻的存在会使凝汽器喉部压力升高，凝结水过冷度及含氧量都增加，引起机组的热经济性降低和管子的腐蚀。

对大型机组汽阻一般为-4

。水阻是冷却水在凝汽器冷

2.710MPa

却管中的流动阻力和进出管子及进出水室时的局部阻力之和。水阻的大小对冷却水泵选择和管道布置都有影响，应通过技术经济比较来确定。

（5）抽气设备功耗要小。与空气一起被抽出的未凝结蒸汽量应尽可能地小，以降低抽气器功耗。通常要求被抽出的蒸汽空气混合物中，蒸汽含量不超过2/3。

（6）凝结水的含氧量要小。凝结水含氧量过大将会引起管道腐蚀并恶化传热。一般要求高压机组凝结水含氧量小于0.03mg/L。

现代大型凝汽器，除了合理布置管束和流道以尽量减少汽阻，从而减少凝结水含氧量外，还设有专门的除氧装置，以保证凝结水含氧量在规定值以下。

（7）凝汽器的总体结构和布置方式应便于清洗冷却水管、便于运输和安装等。例如国产首台600MW机组凝汽器装配好后，无水时的重量达1343t，高约15m，这种庞然大物必须便于运输安装。国产首台600MW机组凝汽器冷却管长达14.792m，管子总根数则多达30300根，这样多而细长的管子清洗工作只有由自动清洗系统承担。

1.2 凝汽器的结构和作用

凝汽器是一种固定板管壳式换热器，凝汽器管侧（或称冷却水侧）包括冷却管、管板、水室等，凝汽器壳侧（或称汽侧）属于真空容器。凝汽器可分为混合式与表面式两大类。在混合式凝汽器中，蒸汽与冷却水直接混合，这种凝汽器结构简单，成本低，但其最大的缺点是不能回收凝结水，所以现代汽轮机都不采用混合式凝汽器，全部采用表面式凝汽器。

在表面式凝汽器中，冷却工质与蒸汽冷却表面隔开互不接触。根据所用的冷却工质不同，又分为空气式冷却式和水冷却式两种。水冷却式凝汽器是最常用的一种，由于用水做冷却工质时，凝汽器的传热系数高，又能在保持洁净的和含氧量极小的凝结水的条件下，获得和保持高度真空，因为现代电站汽轮机中主要采用水冷却式凝汽器，只有在严重缺水地区的电站，才使用空气冷却式凝汽器。

表面式凝汽器结构见图 1.2。凝汽器外壳通常呈椭圆形或矩形，两端连接着形成水室的盖端5和6，盖端与外壳之间装有管板，管板上装有很多冷却水管，使两端水室相通。冷却水从进口进入水室8，

经冷却水管进入另一端水室9，转向从出口流出。汽轮机排汽从排汽进口进入凝汽器冷却水管外侧空间，通常称为汽侧，并在冷却水管外表面凝结成水，凝结水汇集到热水井后由凝结水泵抽出。冷却水在凝汽器中要经过一次往返后才排出，这种凝汽器称为双流程凝汽器：若不经过往返而从另一端直接排出则称为单流程凝汽器。在缺水地区还可以采用三流程或四流程等多流程凝汽器。

图1.2 表面式凝汽器结构

1-排汽进口；2—凝汽器外壳；3—管板；4—冷却水管；

5、6—水室的端盖；7—水室隔板；8、9、10—水室；

11—冷却水进口；12—冷却水出口；13—热水井汽轮机排汽在凝汽器内的凝结过程基本上是等压过程，其绝对压力取决于蒸汽凝结时的饱和温度，此温度决定于冷却水温度（大致为0~30℃）以及冷却水与蒸汽之间的传热温差（一般约为10~20℃）。考虑到大气压力下蒸汽的饱和温度为100℃，因此凝汽器是在远低于大气压力下及较高真空条件下工作的。既然凝汽器要在真空条件下工作，所以必须利用抽气器在凝汽器开始工作时将其壳侧空气抽出以建立真空，并且将凝汽器工作过程中从真空系统不严密处漏入的空气以及夹带在汽轮机排汽中的空气不断的抽出，以维持真空。

凝汽器中真空的形成主要原因是由于汽轮机的排汽被冷却成凝结水，其比体积急剧缩小。例如在绝对压力为4kPa时蒸汽的体积比水的体积大3万多倍。当排汽凝结成水后，体积就大为缩小，使凝汽器

内形成高度真空。凝汽器内真空的形成和维持必须具备三个条件：凝汽器铜管必须通过一定的冷却水量；凝结水泵必须不断地把凝结水抽走，避免水位升高，影响蒸汽的凝结；抽气器必须把漏入的空气和排汽中的其他气体抽走。

我国设计制造的主要类型凝汽器的主要特性见表1.1

* 90（8.82）表示新蒸汽压力为90at或8.82MPa，1at=0.0980665MPa。1.3 凝汽器压力

凝汽器压力是凝汽器壳侧蒸汽凝结温度对应的饱和压力，但是实际上凝汽器壳侧各处压力并不相等。所谓凝汽器压力是指蒸汽进入凝汽器靠近第一排冷却管管束约300mm处的绝对压力（静压），用p a 表示，也叫凝汽器计算压力。凝汽器进口压力是指凝汽器入口截面上的蒸汽绝对压力（静压），用'

p表示，或称排汽压力，又称汽轮机

k

背压。大型凝汽器的压力通常采用真空计测量，目前有的机组已采用绝对压力表测量，测点布置在离管束第一排冷却管约300mm 处，如图1.3所示。通常情况下，我们常把凝汽器压力看成排汽压力凝汽器计算压力为 k am v p p p =-

式中 p v —真空计所示的凝汽器真空值，Pa ； p am —气压计所示水银柱高度，Pa ； p k —凝汽器计算压力，Pa 。

图1.3 凝汽器压力的测量

凝汽器真空等于当地大气压力减去凝汽器排汽压力值。真空每降低1kPa ，或者近似地说真空度每下降一个百分点，热耗约增加1.05%。真空度是指凝汽器的真空值与当地大气压力比值的百分数，即：

=

()100%kPa ?凝汽器的真空值（kPa）

凝汽器真空度当地大气压力

凝汽器压力的高低是受许多因素影响的，其中主要因素是汽轮机排入凝汽器的蒸汽量、冷却水的进口温度、冷却水量。

排汽压力越低，机组效率越高，因此只有使进入汽轮机的蒸汽膨胀到尽可能低的压力，才能增大机组的理想焓降，提高其热经济性。图1.4为一次中间再热亚临界机组热效率与排汽压力的关系。该汽轮机新蒸汽压力016.67p MPa =，新蒸汽和再热蒸汽温度01537t t ==℃，再热压力 3.665r p MPa =，机组容量300MW ，可以看出，若没有凝气设备，汽轮机的最低排汽压力是大气压，循环热效率ηt 只有37.12%，而当排汽压力为5kPa 时，45.55%τη=，两者之间的相对值/t t ηη?达18.5%，因此，降低排汽压力对提高经济性的影响是十分显著的。

图1.4一次中间再热亚临界机组的热效率与排汽压力的关系汽轮机的排汽压力也不是越低越好，它有一个最佳值，这个最佳值受两方面因素的影响。一方面，降低排汽压力需要增大凝汽器的冷却面积，增加冷却水量，进而增大厂用电率和运行费用。因此，机组排汽压力降低时，虽然使汽轮机的理想焓降增大，机组功率相应增大，但凝汽器设备所消耗的功率也同时增大，这就会出现在某个排汽压力下，汽轮机因真空的提高而增加的功率等于或小于凝汽器设备所增大的能量消耗，因此，继续降低排汽压力就会得不偿失。另一方面，排汽压力降低时，其体积急剧增大，汽轮机排汽部分的尺寸将显著增大，未级叶片高度也相应增大，使机组结构复杂。若使未级尺寸不变，则势必增大末级排汽余速损失，这样降低排汽压力所得到的效益也就被抵消了。因此近代汽轮机的设计排汽压力一般在0.0029～0.0069MPa的范围内，而不采用更低的数值。

2 凝汽器的工程热力计算

2.1 热平衡方程

根据传热学理论，假定不考虑凝汽器与外界大气之间的换热，则排汽凝结时放出的热量等于冷却水带走的热量，其热平衡方程式为

m 21()t (t t )zp s c w p Q D h h K A D c =-=?=-

(2-9)

可近似地认为 4.1868c c h t =

可近似地认为 ()520 4.1868s c h h -=? 式中 Q —凝汽器热负荷，kW ；

zp D —凝汽器蒸汽负荷，即汽轮机排汽进入凝汽器的蒸汽

量，kg/s ；

w D —进入凝汽器的冷却水量，kg/s ； s h —汽轮机排汽的焓值，kJ/kg ； c h —凝结水的焓，kJ/kg ； c t —凝结水的饱和温度； K —总传热系数，2/kW m ?℃； t m ?—对数平均温差，℃； A —冷却却面积，m 2； 2t —冷却水出口温度，℃； 1t —冷却水进口温度，℃；

p c —冷却水比定压热容，2/kW m ?℃，可根据冷却水平均

温度

12+10

2

t 查得，在低温范围内一般淡水计算取 4.1868/p c KJ kg =?℃；

()zp s c D h h -—蒸汽凝结成水时释放出的热量，kJ/s ；

m K t A ?—通过冷却管的传热量，kJ/s ；

21()w p D t t c -—冷却水带走的热量，kJ/s 。

从式（2-2）可以看出

21()520

zp s c zp w p

w

D h h D t t t D c D -?=-=

= (2-2)

所以当D zp 降低或D w 增加时，t ?减小，蒸汽温度t s 减小，即凝汽器压力p k 降低了，真空提高，反之亦然。

令 w

zp

D m D =

则 520

520

zp w

D t D m

?==

(2-3) 式中 m —凝结1kg 排汽所需要的冷却水量，称为冷却倍率。 当冷却水量w D 在运行中保持不变时，则冷却水温升t ?与凝汽器蒸汽负荷成正比关系。m 越大，t ?越小，凝汽器就可以达到较低的压力。但是m 值增大，消耗的冷却水量和冷却水泵的电耗也将增大。现代凝汽器的m 值通常在50～100范围内。一般在冷却水源充足、单流程、直流供水时，选取较大值；水源不充足、多流程、循环供水时，选取较小值。冷却水的温升一般在5～12℃之间。在运行中，降低t ?，或降低排汽压力，主要依靠增加冷却水量w D 来实现的。

2.2 对数平均温差

冷却水在流过凝汽器管束时，不断吸收由管壁传来的蒸汽汽化潜热而升温，蒸汽的温度因不凝结气体和流动阻力的存在，随着凝结过程的进行而不断降低。这两者造成了传热温差沿冷却面得变化。但在凝汽器的大部分区域内，即主凝结区内，蒸汽的饱和温度与凝汽器入口压力下的饱和温度t s 相差不大，可以近似地认为蒸汽温度等于凝汽器入口压力下的饱和温度s t 。现在研究微元换热面dS 中的传热变化规律，冷却水温度由入口的1t 升高到出口时的2t ，在dS 中蒸汽温度为s t ，冷却水温度为w t ，两者之间的传热温差为

x s w t t t =- (2-4)

对该式微分，并考虑到蒸汽温度不变，则有

(t )s w w d dt dt dt χ?=-=- (2-5)

通过微元换热面dS 的传热量为

dQ K t dS χχ=? (2-6) 如果忽略散热损失，可以认为蒸汽放出的汽化潜热dQ 完全被冷却水吸收，假设冷却水在dS 中温度升高了w dt ，于是

w p w dQ D c dt = (2-7) 所以 ()w w p w p

K t dS dQ

d t dt D c D c χχχ??=-=-

=- (2-8) 即

()w p

d t K dS t D c χχχ

?=-? (2-9)

假定传热系数在整个传热换面上保持不变，K K χ=，对上式积分得

'

()t S t w p

d t K dS t D c χ

χ

?χ?χ

?=-

??

?

(2-10)

即

'ln

w p

t K

S t D c χχ?=-

? (2-11) '

ln

w p

t

K

A t D c δ=

? (2-12)

w D p

KS c t te

χ-χ?=? (2-13) w D p

KS c t te

δχ-

=? (2-14)

式中 t ?—换热面始端（及0S =，流体入口处）的传热温差； t δ—在换热面终端，（S A χ=时）的传热温差；

t χ?—在换热面 S x 时的传热温差 K — 传热系数。

由于w D p

KS c t te

χ-

χ?=?，而且整个换热面上平均传热温差为

1A

m t t dS A χ?=?? (2-15)

则

w 'D (1)/p

KS c m w p

t

t e

KA D c χ-

??=

- (2-16)

由于w D p

KS c t te δχ-=?,'

ln

w p

t

K

A t D c δ=

?，则 w '

'

D ''

'212121

'12

(1)(

1)

/ln ()()

ln ln ln ln

p

KS c m w p

s s s s s s t

t t

t e

t KA D c t t t t t t t t t t t t t t t t t t t t t t t t

δδδδδδχ-

???=-=

-??----?=

==--?--?=?+

(2-17)

这就是电站凝汽器设计计算中广泛采用的平均温差计算公式，即

1

12

ln

s m s s t t t t t t t -?=

-- (2-18) 排汽温度可通过拟合公式比较精确地计算出来，即

67.46

1009.8110()()57.66

s k t p MPa --=??

式中 s t —为k p 对应的蒸汽饱和温度，℃，查汽水热力性质表；

1t —冷却水进口温度，根据电厂所在地区的年度平均气温确 定,一般北方地区为10～15℃，中部与南方为20～15℃； 21t t -—冷却水温升t ?，℃；

2s t t -—传热端差t δ，℃，一般在3～10℃之间，对多流程凝 汽器取5℃，单流程凝汽器取7℃。

由于公式（2-18）中含有对数项，所以这个平均传热温差常称为对数

平均温差。又根据21()m w p K t A D t t c ?=-得

2112

ln ln

m s s t t t

t t t t t

t t t δδ-??=

=

-?+- 所以

4.187ln w D t t

t t KA t

δδ??=

?+ ln

4.187w

t t KA

t D δδ?+= 则 4.187w

KA D t t

e t δδ+?=

(2-19) 因而

4.187 4.1875201

1

w

w

zp

w KA KA D D D D t t e

e

δ?=

=-- (2-20)

ln

w p D c t t

A K t

δδ?+=

(2-21) 可见t δ与w D 的关系比较复杂，当K 值和冷却水量w D 保持不变时，t δ与蒸汽负荷zq D 成正比关系，见图2.1中虚线所示。对于正常运行的凝汽器（冷却管无堵塞、真空系统严密），端差t δ可用下面的经验公式计算，即

1

(7.5)31.5n n

t d t δ=

++ (2-22)

3600zq

n D d A

= (2-23)

图2.1 端差t δ与/zq D A 及1t 的关系

式中 n d —凝汽器单位面积的蒸汽负荷（也叫凝汽器比蒸汽负

荷），2/kg m h ?，即单位时间内在单位面积上冷凝的蒸 汽量；

n —表示凝汽器清洁程度和严密性的系数，可用在设计条件

下的1t 、n d 和t δ值代入式（2-22）求得，通常5~7n =。 清洁度越高，严密性越好，则系数n 的数值越小；

A —凝汽器的冷却面积，2m ； 1t —冷却水进口温度，℃；

zq D —进入凝汽器的排汽量，/kg s 。

又由于排汽饱和温度

21s t t t t t δ=+++? (2-24) 所以

115203600(7.5)31.5zq w s w

D D n

t t t A D =

++++ (2-25)

可见，对于运行正常的凝汽器，如冷却水量w D 保持一定，则排

汽饱和温度s t 与冷却水进口温度1t 和蒸汽负荷之zq D 间存在着固定关系。而对应于每一排汽饱和温度s t 值均可在水蒸气表上查得相应的排汽压力k p 。所以当冷却水量w D 保持不变时，对应的每一冷却水进口温度1t 值均可得到凝汽器压力k p 与凝汽量之间的关系曲线，这些曲线称为凝汽器的热力特性曲线，凝汽器的压力与凝汽量、冷却水进口温度、冷却水量之间的变化关系称为凝汽器的热力特性。N75型汽轮机配用的N05型凝汽器的热力特性曲线见图2.2，它是在同一冷却水量

12390/t h 下，对应不同的冷却水进口温度进行计算的。

图2.2 N05型凝汽器的热力特性曲线

应当指出，上述关系是在假定w D 保持不变时，传热系数K 不变的条件下得出的，实际上K 在w D 不变时也与zq D 和1t 有关。实践证明，当zq D 变化不大时，K 值几乎保持不变，但在zq D 小于设计值较多时（冷却水量保持不变），K 值将开始随之明显降低，而且降低的速度越来越快（原因是低负荷时真空区扩大，漏入的空气量增加所致），最后能把由蒸汽负荷减少带来的凝汽器压力的降低因素抵消掉，即凝汽器压力不再继续随蒸汽负荷减小而降低。这时t δ将不再随蒸汽负荷zq D 的减小而减小，而是维持不变（见图2.2实线）。

另外，从公式（2-24）可知，当冷却水温升t ?减小时，凝汽器端差t δ增大，t δ和t ?成反比。但是从公式（2-20）表面上看，好像t δ和t ?又成正比，怎样理解这一矛盾现象呢？实际上式（2-2）说明，冷却水流量w D 与冷却水温升t ?成反比，当冷却水温升t ?减小时，说明冷却水流量w D 增加，而对于一定的凝汽器，其K 和A 基本 不变，所以 4.187w

KA D e

值随着w D 增加而减小。由于w D 与t ?变化速率相

等，而( 2.718)e e ≈又大于1，因此 4.187w

KA D e 值减小幅度远大于t ?减小幅

度，导致凝汽器端差t δ最终增大。当然如果冷却水流量w D 不变，随着运行时间的累计，凝汽器管子脏污，必然引起凝汽器的总传热系数

随K 减小，致使 4.187w

KA D e

值减小。另一方面，凝汽器的总传热系数K

减小，导致冷却水温升t ?减小，但总的结果是凝汽器端差t δ最终增大。也就是说公式（2-24）和公式（2-20）是一致的，并不矛盾。

2.3 总传热系数

大型凝汽器管子成千上万，由于汽轮机排汽口处蒸汽的速度分布本来就不均，加上凝汽器喉部几何特性和装设在喉内部的各种设备（如低压加热器、抽汽管道等）和零部件对排汽流速的影响，使得流向凝汽器管束的各区域和各汽道甚至每一根冷却管的蒸汽流速极不均匀。在蒸汽流向管束内部深入流动的过程中，一方面蒸汽不断凝结，气流速度程度不同地不断减少，另一方面蒸汽夹带不可凝结的空气含量在真空条件下也程度不同地不断增加，这两种变化因素对冷却管蒸汽侧凝结放热强度有显著影响，管束各区域的冷却管甚至每一根冷却管的传热系数都是不相同的。凝汽器冷却水从进入接管进入水室后，流向管板面上各冷却管的流速显然不可能是均匀的，这就决定了各冷却管水侧的对流放热系数各不相同。因此要准确计算凝汽器的总传热系数几乎是不可能的事情，一般采用理论分析和经验公式相结合的计算方法。经验公式形成的方法是：对于清洁管子，在一定的冷却水入口温度、管子直径和冷却水流速下，测定凝汽器的基本平均传热系数0K 。以此为基准，根据上述条件中的某一条件改变时所得到的试验结果，逐一对这个基本平均传热系数进行相应的修正，从而得到凝汽器的总平均传热系数。美国传热学会公式和别尔曼公式计算的总平均传热系数的偏差都在±1%左右，因而在工程计算中得到广泛应用。 1.美国传热学会公式

美国传热学会（heat exchanger institute ）颁布的（HEI-1995）《表面式蒸汽凝汽器规程》中，规定凝汽器总传热系数公式

0c K K ξββ= (2-26)

0K = (2-27)

式中 K —凝汽器总传热系数， 2/kW m ?℃；

0K —基本传热系数，2/kW m ?℃，基本传热系数是用壁厚

1.24mm ，海军黄铜制作的新管子，在冷却水入口温度1=21t ℃时，测定的平均传热系数，基本传热系数可查表

2.1，也可以根据公式（2-27）求得；

w v —冷却管内流速，m/s ；

C —取决于冷却管外径的计算系数，见表2.2； t β—冷却水入口水温1t 修正系数，见表2.3；

m β—冷却管材料和壁厚的修正系数，见表2.4；

c ξ—清洁系数，根据冷却水质条件以及对冷却管材料的影响

适当选取，见表2.5.

2

2.别尔曼公式

前苏联在1982年颁布的《火力和原子能电厂大功率汽轮机表面式凝汽器热力计算指示》中规定，采用别尔曼公式计算凝汽器总传热系数，其公式为

w t z 4.07c m K δξξ=ΦΦΦΦ (2-28)

w =χ

Φ 1.1

2t 1)t Φ- 1z Z-2

=1+

(1)1545

t Φ- 0.520.0072s b g =-

式中

c ξ—冷却管的清洁系数，对于直流供水方式且水中矿物质

含量较小时，0.80~0.85c ξ=，在循环供水时，0.75~0.80c ξ=，当水质不清洁时取0.65~0.75c ξ=；

m ξ—冷却管材料和壁厚的修正系数，对于壁厚为1mm 的

黄铜管为1.0，铝黄铜管为0.96，B5铜镍合金管为 0.95，B30铜镍合金管为0.92，不锈钢管为0.85；

w Φ—冷却管内流速的修正系数；

χ—计算指数，126.7t ≤℃时，c 1=(10.15)m t ξξχ0.12+；当冷

却水温126.7t >℃时，取c =m ξξχ0.6；

w ν—冷却管内流速，应根据管材、水质、供水方式等因素

进行经济技术比较后确定，一般为m/s 1.52.5:；

2d —冷却管内径，mm ；

s g —凝汽器蒸汽负荷与冷却面积之比，即凝汽器比蒸汽负

荷，一般在21114/g m s ?:范围内，2g/m s ?;

b —凝汽器比蒸汽负荷修正系数，我国许多设计人员为了

减少设计过程中的计算步骤直接取0.42b =；

t Φ—冷却水进口温度修正系数，当135t >℃时，

t 1=1+0.002(35)t Φ-

z Φ—冷却水流程数的修正系数，当冷却水流程数Z =2

时，z 1Φ=

δΦ—考虑凝汽器蒸汽负荷变化的修正系数。

δΦ用于考虑凝汽器变工况计算时的蒸汽负荷的修正，当 凝汽器在额定蒸汽负荷zq D 降至"1(0.90.012)zq

zq D t D =-的变工况范围内运行时，1δΦ=；当凝汽器蒸汽负荷进一步降低，即

"1(0.90.012)zq

zq D t D <-时，则 "

"11[2](0.90.012)(0.90.012)zq

zq

zq

zq

D D t D t D δΦ=

-

-- (2-28)

例如，当120t =℃，则 "1(0.90.012)0.66zq

zq zq D t D D =-= 就是说当凝汽器的蒸汽负荷大于或等于66%额定蒸汽负荷时，1δΦ=，但当凝汽器的蒸汽负荷进一步降低，比如降低至50%额定蒸汽负荷时，则 110.50.5[2]=0.941(0.90.012)(0.90.012)zq

zq

zq

zq

D D t D t D δΦ=

-

--

可见，采用别尔曼公式计算总传热系数时，要预先假定'

zq D 和"zq

D 值，通过逐步逼近方法最终确定总传热系数。而且别尔曼公式的使用有条件为冷却水温45≤℃，冷却管内流速1~2.5m/s 。别尔曼公式的主要特点还是考虑了影响传热系数的各种因素和各种因素之间的关系，因此计算量大。采用别尔曼公式计算的总传热系数总比采用

HEI 公式大5%左右，但基本接近。因此建议采用HEI 公式计算总传热系数，既简单，又准确。

2.4 凝汽器的冷却面积

根据热平衡方程式，凝汽器的冷却面积为

()zp s c m

D h h A K t -=

? (2-30)

式中 A —凝汽器的冷却面积，2m 。

在实际产品设计计算中，要在计算冷却面积A 的基础上考虑堵管裕量系数n ，此时实际采用的冷却面积为

'(1)A n A =+

一般允许在10%的堵管情况下仍能维持额定负荷，因此 ' 1.1A A =

2.5 冷却水管根数和有效长度

冷却水管总根数计算公式为

2

2

4

w w w D Z

N v d π

ρ=

?

(2-31) w zq

D mD =

式中 w D —进入凝汽器的冷却水量，g/k s ；

m —凝汽器的冷却倍数，一般在50～120之间，其具体数

值应通过技术经济比较确定； zq D —凝汽器的负荷，g/k s ；

Z —冷却水流程数；

w ρ—冷却水密度，对于淡水冷却水密度取31000/w kg m ρ=；

w v —冷却管内冷却水流速，m/s ，冷却管内冷却水流速在

1.5~

2.5m/s 范围内，对于铜合金管一般可1.8~2.2m/s 之间 选取，对于不锈钢管和钛管可以选的高一些； 2d —冷却管内径，m 。

冷却水流速的选择应考虑下述一些因素：