第十四章超超临界锅炉水动力特性.docx
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第十四章超超临界锅炉水动力特性
第一十四章超超临界锅炉水动力特性
超临界锅炉的一些问题是由于工质特性的变化引起的，要理解超临界锅炉的特点，首先要对超临界压力时工质的特性变化有较多的了解。
由于汽水密度差在超临界压力时消失，所以无法进行汽水分离，决定了超临界压力不能使用带汽包的具有水循环的锅炉。
只能使用直流锅炉或其它类似于直流锅炉的锅炉。
另外，超临界压力锅炉在低负荷运行时将在临界压力以下工作，因此，亚临界锅炉常常出现的一些问题，超临界压力锅炉也无法避免。
随着工质压力的升高，饱和温度升高，汽化潜热减小，当压力升高至22.12MPa时，水在374.15℃直接变为蒸汽，汽化潜热为零，该相变点温度称为临界温度。
工质压力超过临界压力后，相变点温度相应升高，与压力对应的相变点温度称拟临界温度。
工质低于拟临界温度时为水，高于拟临界温度时为汽。
汽、水在相变点的热物理性质全都相同。
超临界压力下，对应一定的压力，存在一个大比热容区。
进入该区后，比热容随温度的增加而飞速升高，在拟临界温度处达到极限值，然后迅速降低。
压力越高，拟临界温度向高温区推移，大比热容特性逐渐减弱。
在超临界压力的大比热容区内，工质比体积、粘度、导热系数等也都剧烈变化，离开大比热容区后则变化趋缓。
除了比热容以外，上述参数的变化都是单方向的，随着温度的升高，比体积增大，粘度、导热系数降低。
第一节锅炉受热面的管壁温度
1.管壁温度计算
当炉管壁有热量传递时，沿壁厚各点的金属温度将不同。
校核元件是否超过材料的允许氧化极限速度时，应按外壁温度（当热量向内传递时）计算，而校核元件强度时，则应按沿壁厚温度的平均值计算，因强度计算是按壁厚的平均应力考虑的。
圆筒形炉管沿壁厚的温度分布呈抛物线形状，但为了简化计算，取元件内外壁温的算术平均值，称为“计算壁温”，来选取材料强度特性或许用应力以进行强度计算。
由传热学可知，对于均匀受热的圆筒形炉管的壁温：
式中twb、tnb－管壁外壁与内壁温度，℃；
tg－水垢层内壁温度，℃；
tj－介质度，℃；
q—炉管外壁单位面积热负荷，kW／m2；
Dw、Dn—炉管外径，内径，m；
β＝Dw/Dn—炉管外径与内径的比值；
Sg—水垢层的厚度，m；
λ、λg一管壁金属及水垢的导热系数，kW／m．℃。
可以得到炉管外壁及计算管壁温度的计算公式：
忽略水垢层的影响，可以得到简化的计算公式：
上述炉管壁温计算公式只适用于沿管子圆周方向管外受热均匀和管子内工质没有温度偏差，在管壁中只存在径向热流的情况。
实际炉管的受热情况与此存在较大差距，首先，高温烟气对管子的冲刷以及辐射都具有一定的方向性，沿着管子周界各点存在着热流密度的偏差，管子圆周各点壁温不相等。
在管壁中除了径向导热外，还存在着沿圆周方向的导热。
所以在不均匀内受热的情况下，最大热负荷处管壁的径向热流密度总是小于均匀受热只存在径向导热时的热流密度。
其次，各炉管之间存在着受热不均与工质流速不均匀，各管的管外热流密度与管内工质温度存在着差别。
管壁温度的计算应考虑最恶劣的工作条件，热负荷取沿周界的最大热负荷。
因热量由最大热负荷处向其它部位散流引起的壁温下降，用热量均流系数作相应的修正。
工质温度取为平均温度时，还应加上温度偏差值。
这样得到管壁温度计算公式为：
式中Δtgz—考虑管间工质温度偏离平均值的偏差，℃；
qmax—热负荷最大管子的最大管外热流密度，Kw/m2；
μ—热量均流系数。
对于薄壁圆筒，β接近1，此时有：
可以得到我国锅炉受压元件强度计算标准中管子壁温计算公式：
式中S—金属壁厚度，m。
由于电站锅炉水质经过严格处理，并定期检查热负荷最高处水冷壁管内水垢量，必要时进行清洗。
在我国锅炉受压元件强度计算标准中管壁温度的计算中没有考虑水垢的影响。
水垢的存在改变管壁温度的分布，使管壁温度上升，另外因水垢热阻很大，还使热负荷有明显的下降。
对于水冷壁蒸发管和省煤器管，在正常情况下，管内侧对流换热系数很大，使管壁温度与工质温度相差不大，可以采用简单估算。
例如，自然循环锅炉当水冷壁最大热负荷不超过300×103kcal／m2.h时，或压力不超过13.7MPa的多次强制循环锅炉当最大热负荷不超过300×103kcal／m2.h时，水冷壁管的计算壁温可以取为：
tb＝tgz＋60℃
对于超临界压力锅炉的炉管，当热负荷很大时，壁厚的增加可能引起壁温明显增高，反而造成炉管强度下降，此时，应作几个材料和壁厚的计算，以选取最佳材料和壁厚。
根据我国水管锅炉受压元件强度计算标准给出的许用应力，按不同计算壁温偏差Δtb换算出的最小需要壁厚差值△S。
如果壁温取的不正确，会使计算出的受压元件最小所需壁厚产生较大的偏差，温度越高影响越大，特别是在接近材料许用温度限附近。
2.超临界压力锅炉水冷壁壁温
在亚临界压力以下压力运行的锅炉水冷壁，工质的温度tgz是相应压力下的饱和温度，在压力不变时是不变的，此时各管内工质温度的偏差Δtgz＝0。
对于一定材料、壁厚和管径的炉管，壁厚S、材料导热系数λ、炉管外内径之比β不变，此时各水冷壁炉管管壁温度取决于热负荷q和管内对流换热系数α2的大小，由于无传热恶化时管内对流换热系数α2很高，虽然炉膛内热负荷很高，炉管壁温并不高。
炉管壁温主要取决于压力（相应的饱和温度）和热负荷，并且各炉管壁温的差别只取决于热负荷所造成的差别，量值很小，根据在亚临界压力锅炉上的试验测量，该量值最大一般在30℃以下，不会由于并列炉管壁温差过大造成问题。
对于超临界压力以上压力运行的超临界锅炉水冷壁，工质温度没有对应压力下饱和温度的限制，水冷壁中工质的温度随着吸热量的增加不断上升，管壁计算公式中工质的温度tgz是变化的，它与热负荷和工质流量有关，热负荷越大，工质流量越小的炉管内工质的温度tgz越高，并且由于各管热负荷和工质流量有偏差，造成各管工质温度有偏差，即所谓的热偏差Δtgz不为零。
直流锅炉水冷壁工质一次通过所有受热面，也就是说，工质不需要经过所谓“蒸干”传热恶化的过程，此时，管内对流换热系数α2大大下降，相同负荷下，由于热负荷造成的管壁温度增量大大上升。
一定材料和结构的超临界锅炉水冷壁管壁温度取决于工质平均温度tgz单管工质温度偏差Δtgz、热负荷q和管内对流换热系数α2，特别是管内对流换热系数α2的影响很大，所以，超临界锅炉水冷壁管壁温度相对于亚临界压力以下的循环锅炉而言，其壁温可以高很多，而且由于热偏差和传热恶化的影响，并列水冷壁各管的壁温可以相差很大。
因为水冷壁管是焊接在一起的，各管热膨胀受到相邻炉管的约束，过大的壁温差将造成过大的热应力，并导致炉管失效。
水冷壁炉管的安全除受最高温度和各管之间壁温差的影响外，还与壁温的波动有关。
对于循环锅炉，在锅炉参数保持稳定时，水冷壁壁温基本保持稳定。
已有的试验表明，燃烧扰动造成的壁温波动很小，在1～2℃范围。
主要的壁温波动是由于管壁上积灰和结渣的变化引起的，结渣的脱落会造成最大20～30℃范围壁温的波动，对水冷壁炉管造成的安全影响较小。
壁温和锅炉水质工况的问题综合作用仍然可能造成水冷壁失效，但是其出现的概率很小。
超临界压力锅炉采用直流锅炉水冷壁形式，必然存在所谓“蒸干”传热恶化的过程。
在正常的沸腾传热工况下，水侧换热系数α2很大，且变化较小不可能造成壁温的大幅度波动。
在出现传热恶化（国外称为偏离核沸腾DNB）时，α2大幅度降低，管壁温度大幅度升高。
内壁聚集的汽泡是不稳定的，随时可能被水冲走，聚集的汽泡和水膜的交替使管壁温度不断波动变化。
偏离核沸腾的标志是壁温发生10℃或更大的波动，脉动频率为10秒或更慢。
从偏离核态沸腾点到稳定态的膜态沸腾是不稳定的，因为水膜撕碎后不会立即完全消失，水和汽泡群交替流过。
这一不稳定现象首先表现为壁温有5～11℃的周期性波动，波动频率显著地慢于核态沸腾汽泡发生频率（前者周期约几秒，后者约为零点零几秒）。
当不稳定的过渡沸腾发展到全膜态沸腾时，平均壁温的波动达到28～55℃，脉动频率则更缓慢。
图14-1传热恶化时炉管壁温
亚临界压力下的直流锅炉SGl000锅炉水冷壁出现传热恶化的壁温测量结果如图14-1所示。
出现传热恶化的水冷壁管子向火侧外壁管壁温度一般在500℃左右波动，其波动幅度为±50℃，不发生传热恶化的正常管子向火侧外壁管壁温度则在400℃左右，在一定的范围内波动管和正常管壁温具有相同的升降趋势，当壁温低于这一范围后，正常管壁温将保持不变。
运行工况对管壁温度的波动有很大的影响，较大的工质流速有利于减小壁温的波动。
SGl000直流锅炉没有外置过渡区，其过渡区处于炉膛中部，在进入过渡区时，将出现传热恶化（偏离核沸腾DNB），导致α2大幅度降低，管壁温度大幅度升高；过渡区的传热恶化（偏离核沸腾DNB）是不稳定的，聚集的汽泡和水膜的交替使管壁温度不断大幅波动。
SGl000直流锅炉过渡区位于水冷壁壁面热负荷很大的炉膛内，水冷壁管间节距与管内径之比大于3：
l，其水冷壁管工质侧的热负荷会更大，导致过渡区内传热恶化（偏离核沸腾DNB）时，水冷壁管壁温度大幅度上升，且大幅度波动。
水冷壁管壁温度上升幅度大，波动幅度高，则水冷壁管壁向火侧的温度峰值相对于水冷壁管壁平均温度的差值大，水冷壁管壁向火侧的轴向热应力高，造成水冷壁管子向火侧横向裂纹失效。
3.传热恶化时水冷壁壁温的影响因素
3.1质量流速
提高管内工质的质量流速，可以有效降低发生传热恶化时管壁温度上升的幅度，同时使此时的发生传热恶化的界限含汽率也有所增加。
3.2热负荷
受热面的热负荷越高，则发生传热恶化后所出现的壁温上升的幅度越大，同时开始传热恶化点和壁温峰值点都向含汽率较小的方向移动。
3.3含汽率
如传热恶化推迟到较高含汽率时发生，因为蒸汽量较大，流速较高，换热系数较高，发生传热恶化时管壁温度的上升幅度稍有降低。
3.4压力
压力越高，汽水密度差越小，传热恶化造成的壁温上升幅度越小。
有试验表明，在一定条件下，压力由14MPa增加到19MPa，发生传热恶化时管壁温度的上升幅度约降低4.5倍。
第二节直流锅炉的水动力不稳定性
1.超临界压力汽水的特性
在临界压力以下时，从水被加热到过热蒸汽的形成，整个过程可以分为三个阶段。
即加热，蒸发和过热。
因此在直流锅炉中，相应的受热面常称之加热段、蒸发段和过热段。
工质状态由未饱和水→饱和水→湿蒸汽→干饱和蒸汽→过热蒸汽。
随着压力的提高，水的饱和温度相应随之提高，汽化潜热减小，水和蒸汽的密度差也随之减小。
当压力提高到临界压力时，汽化潜热为零，汽和水的重度差也等于零。
水在压力22.56MPa下加热到374．15℃时，即全部汽化成蒸汽，该压力和温度称之为临界压力和临界温度（即相变点）。
超临界压力与临界压力时情况不同。
当水被加热到相应压力下的相变点温度时，即全部汽化。
因此，超临界压力下水变成蒸汽不再存在两相区。
由此可知，超临界压力直流锅炉中，由水变成过热蒸汽经历了两个阶段。
即加热和过热。
而工质状态由未饱和的水→干饱和蒸汽→过热蒸汽。
1kg水或蒸汽所具有的体积叫做比容，其单位为m3／kg。
比热的意义是在特定的热工过程中，使1kg工质的温度升高1℃所需要的热量。
同一种工质在不同的过程中，如等容、等压过程中，比热的数值是不同的。
工质在等容过程中加热时，每kg工质温度升高1℃所需要的热量叫做定容比热（Cr）。
工质在等压过程中加热时，1kg工质温度升高1℃所需要的热量称之定压比热（Cp）。
以温度O℃作为计算基准点，使工质达到规定的热力状态参数（P、t、X时）总共吸收的热量叫做热焓，简称为焓。
通常称超临界压力下定压比热Cp具有最大值时的温度为拟临界温度或类临界温度。
在此点之前，工质动力粘度、导热系数和密度随温度的上升而逐渐减小，而在Cp的极限点附近，温度略有增加时，此三值即显著下降。
图14-2所示为在24.5MPa下水的物性参数的变化曲线。
在临界压力以下时，1kg水被加热之后变成饱和蒸汽，体积要增加很多倍，其体积增大倍数与压力有关。
当压力达到临界压力时，水和蒸汽的比容相等，临界比容差为零。
在临界压力以下时，水一旦达到饱和温度，工质的比容以垂直线方式急剧上升。
而在临界和超临界压力时，虽然没有像临界压力以下的蒸发现象，但在相变点附近，工质的比容还是增加得相当快，也即密度显著减小。
在相变点附近温度稍有变化时对应的比热变化很大，且都有—个最大比热区，不过随着压力的提高在最大比热区比热的变化稍有减缓。
由上图还可知：
超临界压力水的比热随着温度的提高而增加，而蒸汽的比热随着温度的提高而减小。
对于超临界压力，焓是压力（P）和温度（t）的函数。
临界压力及超临界压力在相变点附近，同样当温度稍有变化时，焓值变化很大，但是超过一定压力以后，焓值变化减缓。
超临界压力水蒸汽在相交点附近除了工质的比容、比热、焓有明显变化之外，工质的动力粘度，导热系数λ均有显著降低，而普郎特数Pr明显增大。
随着温度不断升高，动力粘度和导热系数先是下降，而后略有上升、而普郎特数当达到最大值后，随着温度而降低。
图14-2相变点附近工质物性参数的变化
2.汽水两相流
锅炉蒸发受热面内工质处于汽水两相同时共存的流动。
蒸发受热面内两相流体的流动是强制性的，其流动的特点是沿着流体的流动方向，汽、水两相都有一定的流量。
在汽液两相流体的流动中，两相的分布有三种方式：
即汽泡悬浮在液相中；液滴悬浮在汽相流体中；液体和蒸汽相间存在。
这些不同分布方式在管道中呈现出的各种典型组合就称为流型。
在蒸发管中两相流体的流动是极其复杂的。
由于存在热交换，沿两相流体的流程各处的含汽率和流速不同，组成的流型也不同。
而不同的流型对于管内的流体动力工况有着不同的影响，产生了不同的流动阻力和传热方式。
根据含汽率的大小和管子的布置，发现有下列流型：
泡状流、塞状流、分层流、波状流、弹状流、柱（环）状流、弥散柱（环）状流和液雾（乳）状流。
其中以泡状流、弹状流、柱状流和液雾状流为四个基本流型。
四种基本流型如图14-3所示。
图14-3汽液两相流的基本流型
当汽水混合物在垂直管内作上升运动时，在质量含汽率x小时，汽泡分散在水里，称为泡状流型；当x增大时，由于汽泡会合并成较大汽泡，而大汽泡会以阻力最小的弹状型式向上运动，称为弹状流型；当x再增大时，两个弹之间的水消失，汽相在管道中心形成连续流动，而在靠近管壁处仍为连续水膜，就形成所谓柱状流型；当x进一步增大时，管壁侧连续水膜被撕破，水滴分散到蒸汽中去，成为液雾流型。
影响流动结构的因素中，除质量含汽率x外，还有流体压力、混合物的流速、管子放置方式、流体流动方向、热负荷、管道的几何形状、上游的流型等。
在压力超过1OMPa时弹状流已不存在，由泡状流直接过渡到柱状流。
由于泡状流、弹状流、柱状流都有一个连续的水膜存在，管内对流换热系数很大，管壁温度较低。
而液雾流没有一个连续的水膜冷却管壁，管内对流换热系数很小，管壁温度较高。
3.直流锅炉水动力特性的不稳定性
无论是亚临界压力还是超临界压力直流锅炉的蒸发受热面，尤其是变压运行，带内置式启动系统的直流锅炉的蒸发受热面，即水冷壁，都存在着流动稳定性、热偏差和脉动等水动力问题。
所谓水动力特性，是在一定的热负荷条件下，直流锅炉蒸发受热面中，工质流量G与流动阻力ΔP之间的关系。
图14-4所示为水动力特性方程求取的水动力特性曲线。
图14-4水动力特性曲线
由图可知：
曲线1为稳定的水动力特性曲线，即一个压差ΔP对应着唯一的一个流量G；曲线2为不稳定的水动力曲线，即一个压差可能对应着三个流量，因此，在锅炉运行中，当蒸发受热面进出联箱两端压差一定的条件下，管内可能出现三种不同的流量G1、G2、G3，即水动力特性出现多值性，这样的流动特性就是不稳定的。
也就是说：
对于每一根管子来说，它的流量有2～3个可能值；对蒸发管屏来说，即使热负荷相同、几何条件完全相同，管子里的流量也是不同的，即水力不均。
流量小的管子，管内对流换热系数小，冷却差，管壁温度高，有可能造成炉管失效。
另外，一旦出现这种不稳定的流动特性时，由于管组总的流量不变，某根管子中的流量将出现非周期性的或大或小情况（而并联管中的其他管子的流量也发生相应的非周期性变动），引起蒸发点波动，可能造成金属疲劳损坏。
不稳定的水动力特性还会使并联管出口工质状态参数不同，有的管子出口是单相水或汽水混合物，而有的甚至是过热蒸汽，因此引起某些管子因过热而损坏。
下面以水平管圈为例加以说明，由于水平管圈的管子长度相对于管组高度而言，要长得多。
所以管圈的水阻力很大，重位压头只占水阻力的0.02～2％，且加速阻力只占总压降的约3.5％，因此，忽略上述两项阻力损失，对水动力特性不会导致很大的误差。
此时，可以得到水动力特性方程为：
式中：
ΔP—管段的流动阻力；d—管子直径；
ρω—管内的质量流量；q—受热面平均热负荷；
λ—流体的沿程阻力系数；r—工质汽化潜热；
Δi—管子入口工质欠焓；ρ′—饱和水密度；
Ψ—两相流摩擦阻力校正系数；L—管子长度。
该方程获得单值性的条件是：
由于上式是在一定假设的前提下得到的结果，—般偏大。
考虑一些被忽略因素的影响，一般在该式中加一修正系数，则该式成为：
式中：
a－修正系数。
如果将管圈简化成进入管圈的是未饱和的水（即欠热水），加热段长L，其中预热段为Lrs，增加入口工质流量，因管圈总长度不变，所以蒸发段（L-Lrs）将减少，蒸汽产量也相应减少。
这样就使管圈中汽水混合物的平均比容减少，流动阻力减少。
由此可见，在流量G上升的同时，工质平均比容减少，所以压力降ΔP（即流动阻力）要看G的增加和比容的减小，两者哪个影响大而定。
在水动力特性曲线2的o－a段中，工质流量很小，在一定的热负荷下管圈出口是干饱和蒸汽，甚至是过热蒸汽，流量增加对管圈产汽量影响不大，所以平均比容变化不大。
这时管圈的压力降ΔP随着流量G的增加而增加。
b—c段，当进入管圈的流量G进一步增加时，由于进入管圈的是欠焓水，而炉内热负荷保持不变，出口仍是饱和蒸汽，干度减少不多，所以工质平均比容减少不多，加热段和蒸发段的流动阻力随着流量G的上升而上升。
但是压降梯度减小了。
c-d段，当进入管圈的流量G进一步增加，在一定的热负荷条件下，蒸发点将后移，使蒸发区段缩小，工质平均干度大大下降，工质平均比容急剧下降。
因此，虽然加热段阻力随流量上升而增加，然而蒸发段阻力大大下降，管圈总阻力反而下降。
e-f段在e点之后，管圈出口几乎全部是水，因此流量的增加，对比容已无多大的影响，管圈的总压降随着流量增加而增加。
由上述分析可知，直流锅炉蒸发受热面出现不稳定流动的根本原因是水汽和水的比容差异（或者说是重度差）。
在一定的条件下实际运行的直流锅炉蒸发受热面就会发生这种不稳定的情况。
理论上超过临界压力后汽水的密度差消失，但是，由于大比容变化区的存在，超临界压力并不能保证不发生工质流动的不稳定性，只是防止发生的条件要好一些。
汽、水比容（或者重度）的差异，是产生不稳定流动的根本原因。
而汽、水比容差是与压力有关的，随着压力升高汽水比容差减少。
随着管圈进口流量上升，工质平均比容变化小，使水动力特性趋向于单值性。
在一定的热负荷条件下，当管圈进口工质为饱和水时，蒸发点将是稳定的，且产汽量不随进口流量的增加而上升，工质平均比容不会有大的变化，压降与流量成单值关系。
因此，从理论上讲，当管圈进口工质状态越接近于饱和水（欠焓越小），则水动力特性越趋向稳定。
在相同的条件下，当热负荷增加时，预热加热段长度将减少，就相当于减少欠焓的影响。
再者，热负荷大，蒸发段长度增加，产汽量多，阻力降大，所以水动力特性趋向稳定。
随着运行工况的改变，锅炉压力、热负荷入口欠焓都发生变化，根据压力和热负荷对水动力特性的影响可知，螺旋管圈的水动力特性，高负荷比低负荷水动力稳定。
而低负荷（变压运行），压力和热负荷均下降，因此水动力特性可能会出现不稳定现象。
在低负荷运行时，如果高压加热器因故障而切除将使欠焓增大，对水动力稳定性带来更大的不利因素。
压力升高水动力愈趋向稳定，单从压力角度来看，亚临界压力和超临界压力水动力应该是稳定的，不会产生多值性，但是，热负荷、运行工况、水冷壁入口欠焓对流动稳定性有影响，所以，亚临界压力直流锅炉，在启动和低负荷（尤其是变压运行，带内置分离器的超临界压力直流炉）时，仍有流动稳定性的问题。
即使是超临界压力直流锅炉，当水平布置的蒸发受热面沿管圈长度方向热焓变化时，工质的比容随之发生变化，尤其是最大比热区，变化更大，所以仍有多值性问题。
4.从影响水动力稳定性的因素可以知道，提高流动稳定性的措施，不外乎以下几个方面：
提高蒸发受热面的压力。
当压力上升汽水比容差减小。
当压力达到临界值时，汽水比容差为零，此时压降与流量成单值关系。
正如前面已经指出过的那样既使超临界压力直流锅炉，由于在相变区，工质性质有一些特殊的变化，仍存在流动稳定性问题，尤其是在启动和低负荷运行时。
所以单纯地提高工质的工作压力，不能完全消除水动力的多值性，还必须辅以其它措施。
减小蒸发受热面（水冷壁）入口欠焓。
减小入口欠焓，有利于水动力的稳定。
在实际设计锅炉时，为了确保安全在上述不等式中再加上一个安全系数a（与压力有关）。
减少入口欠焓意味着提高给水温度，但给水温度的提高是受到设计和运行条件限制的。
如入口欠焓接近于零（即离饱和温度太近）时，若运行工况稍有变化，水冷壁入口就汽化，反而会造成流量分配不均匀，而产生过大的热偏差。
水冷壁入口处装节流圈（或者节流阀）。
由于节流圈或节流阀要求装在水冷壁的进口，所以通过这些节流件的工质始终是单相的水，阻力降与流量成平方关系。
不稳定的水动力特性曲线，叠加了节流圈（阀）的阻力特性曲线，就成为稳定的特性曲线。
水冷壁采用分级管径。
所谓分级管径就是水冷壁的加热段和蒸发段采用了不同的管子直径。
加热区段采用较小的管子内径，在相同的流量因阻力系数增加，所以加热段阻力升高，类似于节流圈的作用。
另外，蒸发段阻力下降，这样就容易得到稳定的总阻力特性。
提高水冷壁入口的质量流速ρω。
提高水冷壁入口的质量流速，实际上相当于增加流量G。
当然，在一定的条件下提高质量流速有各种方法。
在单相区流动阻力与（ρω）2成正比，所以ρω升高阻力也升高；在双相区段正如前面已经指出的，阻力取决于流量G与比容，如果ρω升高的影响大于比容的减小，阻力将随ρω增加而增加，使总阻力始终随ρω增加而增加，从而得到稳定的水动力特性曲线，但是ρω的提高与水冷壁的结构和允许压降等有关。
超临界压力直流锅炉由于其相变区的汽水特性，在一定的条件下仍可能出现多值，为了保证有足够陡度的水动力特性曲线，启动时最低质量流速ρω>600～700kg／（m2·s）。
垂直管屏的水动力特性，必须考虑重位压差的影响。
重位压差的影响对水动力特性的影响有利于水动力特性趋向稳定。
当质量流速增加时，垂直管中重位压差的影响减小，这时的水动力特性趋向于水平管圈的水动力特性，即表现出强迫流动的特点：
受热强的管子，流量小，流动速度慢。
当质量流速小时，垂直管中重位压差的影响大，这时的水动力特性趋向于自然循环管子的水动力特性，即表现出自然流动的特点：
受热强的管子，流量大，流动速度快。
在热负荷很低的时候可能出现停滞和倒流等问题。
第三节直流锅炉蒸发受热面中流体的脉动
脉动是直流锅炉蒸发受热面中，另一种形式的不稳定流动现象，在两端管屏两端压差相同，当给水量和流出量总量基本不变的情况下，管屏里管子流量随时间作周期性波动，这种现象称为管间脉动。
脉动现象是一种不稳定的水动力特性。
因为随着时间而变化，因此称为动态不稳定性。
而多值性不随时间而变化，因此称为静态不稳定性。
1.脉动有三种：
全炉整体脉动、屏间（屏带或管屏）脉动和管间脉动。
1.1最常见发生的是管间脉动。
在蒸发管进出口集箱内压力基本不变的情况下，管屏间管子中的有些流量在增加，另外一些管子的流量减少。
同一根管子，给水量随时间作周期性波动，蒸发量也随时间作周期性波
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