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    随着压气机进气温度的上升，热耗率上升，进气质量流量和输出功率均明显下降。某自备电厂为燃气一蒸汽联合循环机组，额定功率150MW，夏季用电高峰期燃气轮机出力减少达50MW左右，严重影响了生产和生活，如采用LiBr吸收式制冷、冰储冷和电机械式制冷等方案，但由于场地、运行和改造等方面的限制，最后归结于换热器和制冷介质的选择。2003年，上海理工大学提出用CO2空气换热器作制冷介质建立高低压闭式循环系统，并立项研究，2005年7月完成。

   本文研究的主要工作是C02一空气换热器的设计和实验，实验系统如图1所示，包括液体C02喷射系统实验IC0 2一空气换热实验和水一空气换热实验三个部分。C02一空气换热实验系统是整个实验系统的主体，包括换热器箱体、C02一空气换热器、挡水板箱体、两侧离心风机、液态C02喷射系统、数据采集和工控系统等。

    C02一空气换热器选定为板翅式换热器，根据电厂实际情况，设计参数设定为空气流量0.8kg/s，空气人口温度35℃，出口4℃.CO2流量为2.87kg/s，人口温度一30℃。两侧结构相同，翅片厚0.25 mm，内高9.25 mm，节距3.5m m，空气和二氧化碳通道数分别为13和24,ABBA布置方式，具体见表1。此外，为消除空气冷却产生的凝结水对压缩机叶片撞击和腐蚀的影响，在换热器芯体后部加设挡水板，以降低空气流速分离水滴。

    2 实验测f及结果分析

    实验是在大气温为2790，相对湿度为70%的条件下进行的。实验采用稳态测量方法，先测量CO2流量为零时即无热交换工况下空气侧的阻力特性，然后在不同的CO2流量下，测量不同空气流量下的空气侧压降，同时进行温度等数据的采集。CO2侧传热和阻力特性则因其结构与空气侧相同而无需测量。
                    
    图2为无热交换工况与某两CO2流量下空气侧阻力损失比较，由图可见，当采用CO2对空气进行冷却时，空气侧压降减小约为5%一10%，原因是空气冷却后比容减小，使空气在换热器芯体内流速减小;另一方面，在换热器挡水箱底部有大量水凝结析出，水蒸汽含量减小，进一步减小了空气流速。压力损失减小量与冷却温度有关，工况A为冷却到8℃压损，工况B为冷却到15℃压损。曲线A设计流量下压损为261Pa，比设计计算略小。
                               
    图 5,6 分 别为该换热器空气侧的实验测量数据与文献〔8〕和日本ALEX数据阻力因子f和传热因子j的比较，参考换热器的结构形式与本项目所采用的结构形式大体相似，如节距、翅片厚度和水力直径，实验换热器中分别为6.3, 2 ,5 和5.34mm，参考文献[8〕中分别为6.2,2.54和5.54mm。从图可以看出测量所得阻力因子f基本与文献【8」相吻合，而传热因子j较文献「8」偏小。从实验数据与日本ALEX数据比较情况来看，阻力因子f比ALEX数据小10%左右，而传热因子j较ALEX数据普遍有20%左右偏小。
                   
    图 7清楚反应了该换热器的性能，该换热器品质因子j/f基本在0.25到0.3之间，可能是实验误差原因，在Re数增大情况下品质因子也未发现明显增大，但从图中实验点的数据来讲，实验数据还是反映了该换热器的比较真实状况。从该图也可以看出，日本ALEX公司提供的数据与实际换热器性能更为接近。
                 
    3 结 语
    对于板翅式换热器，因其造价相对低廉，换热器的传热和阻力特性便是使用者关注的首要问题，用户一方面要求传热效果尽可能好，另一方面要求换热器阻力尽可能低，同时希望换热器温度场分布比较合理均匀，因而必须合理地选择换热器的结构形式和外形尺寸。本文通过上述选型与实验研究，得到如下结论:
    (1) 空气换热器气体加热或冷却对换热器阻力影响很大。本实验中空气侧空气被冷却，流动阻力损失减小，减小量约为5%一10%左右，主要原因是空气经冷却后比容减小使空气流速减小，从而压力损失降低。

    (2) 从空气换热器实验结果看，设计工况下实验数据与设计计算数据相比，空气换热器实际阻力损失和换热系数都较设计工况略有偏小，基本能满足工程需要，但还需进一步优化。

    (3) CO2一空气换热器阻力因子f与参考文献〔8)大体相同，而传热因子普遍偏小。原因除实验误差外，实际换热器多次使用后结垢比较严重，同时由于加工方面原因，翅片结构形状偏差很大、钎焊不够严密，导致性能不能达到预期效果，换热能力降低。