直接空冷機組噴霧增濕系統(tǒng)噴嘴布置位置數(shù)值研究

劉彥豐，張京衛(wèi)，李宏偉

(華北電力大學 能源動力與機械工程學院，河北 保定 071003)

0 引言

空冷凝汽器中蒸汽直接由環(huán)境空氣進行冷凝，因此環(huán)境空氣溫度對蒸汽的冷凝效果有很大的影響，尤其在夏季，外界空氣溫度很高，凝汽器高背壓甚至限負荷運行會直接影響發(fā)電效益。通過安裝噴霧增濕系統(tǒng)可以降低空冷凝汽器入口及出口空氣溫度，進而降低凝汽器背壓，減少發(fā)電煤耗，提高經(jīng)濟效益[1]，但水滴并沒有在空冷單元內(nèi)完全蒸發(fā)，一部分會穿過散熱器翅片管逃離到單元外部繼續(xù)蒸發(fā)，該部分水滴由于蒸發(fā)過程中不再吸收單元內(nèi)部空氣濕熱，對單元內(nèi)空氣溫度降低不再起到任何作用，本文稱之為“無效水”。同理，在空冷單元內(nèi)部蒸發(fā)的水滴即為“有效水”。“有效水”占總噴水量的比例為“有效水份額”，有效水份額越大，從空氣中吸收的熱量越多，空氣降溫幅度越大。本文將“有效水份額”概念應用到現(xiàn)有縱向雙排布置方案[2]，分別在x，y和z 3個方向上研究“有效水份額”關于噴嘴布置位置的變化規(guī)律，得出了使散熱器出口空氣溫度最低的噴嘴布置位置。

1 幾何模型、邊界條件及求解方法

1.1 幾何模型

本文以某600 MW直接空冷凝汽器單元為研究對象，整個計算區(qū)域高度為24.266 5 m，網(wǎng)格劃分采用混合網(wǎng)格，網(wǎng)格總數(shù)為411 514個，如圖1所示。

圖1 計算模型網(wǎng)格劃分Fig.1 Mesh division of the computational model

1.2 邊界條件

基于 Simple算法，采用標準 k－e湍流模型[3]，風機筒入口采用質(zhì)量流率入口，出口設置為壓力出口，空冷單元四周設為對稱邊界條件，蒸汽分配管壁面、風機出口周圍單元地面和風機筒壁設為絕熱壁面邊界條件，兩側(cè)散熱器區(qū)域采用多孔介質(zhì)模型[4]。計算中假定風機為一個無限薄的平面，將其邊界設為風扇邊界。空冷單元熱負荷14.98 MW，空氣質(zhì)量流率為530.9 kg/s，環(huán)境空氣溫度306 K，空冷平臺高度大氣壓為94 600 Pa。空氣通過風扇平面時壓升設為68 Pa。空氣與水霧的熱質(zhì)交換視為等焓加濕過程[5]，夏季大氣平均相對濕度為66%，所有空氣達到飽和所需水量為1.206 2 kg/s。

采用離散相模型處理流場中液滴與空氣的熱質(zhì)交換，風機出口周圍單元地面、兩側(cè)散熱器下部兩側(cè)面及空冷單元區(qū)域前后兩側(cè)面設為離散項逃離邊界條件，液滴到達這3個面和凝汽器出口兩個面時會逃離到外部而浪費掉。

1.3 求解方法

凝汽器管外吸熱量由3部分組成[6]，即空氣吸收的熱量、水溫度升高到凝汽器出口溫度所吸收的熱量和水蒸發(fā)吸收的有效熱量。由于水的比熱大概為空氣的4倍，便于計算，本文將1 kg水折算成4 kg空氣。

空氣和水吸收的熱量:

水蒸發(fā)吸收的有效熱量:

空冷凝汽器散熱量:

式中:cpa為空氣比熱;Ga，Gw分別為空氣和水的質(zhì)量流量;a為在空冷單元外蒸發(fā)以及從單元逃逸出的水量占總水量的份額，即無效水量份額，通過跟蹤液滴軌跡可以求得;ta1，ta2分別為單元入口和出口空氣溫度;r為水汽化潛熱;Q為凝汽器散熱量。只有ta2為未知量，即可求出。

2 計算條件與求解分析

2.1 噴霧之前計算結果

單元內(nèi)未布置噴嘴時 (Gw=0)，計算得ta2為334.03 K，與數(shù)值模擬得出的結果334.03 K完全相同，說明采用的數(shù)值計算模型是可靠的。

2.2 孔徑2.1 mm噴嘴縱向雙排布置方案噴嘴位置對計算結果的影響

本文選用普通工業(yè)實心錐噴嘴，噴嘴孔徑為2.1 mm，噴霧壓力為1.2 MPa，流量為0.123 33 kg/s，噴嘴個數(shù)取10個，縱向雙排布置。

2.2.1 噴嘴在z方向上的位置變化對計算結果的影響

固定噴嘴在y方向和x方向上的位置，所有噴嘴的布置高度取y=0.5 m(單元地面高度y=0 m)，在x方向上，噴嘴與噴嘴之間間距取1.8 m(x正負方向上對稱)，兩排噴嘴距離中心軸線最小距離為z=0.5 m(z正負方向上對稱)，并以0.5 m遞增至4 m，如圖2所示 (僅畫出了1 m，2 m，3 m，4 m 4個位置)，噴霧方向向下。噴嘴到中心軸線的距離對有效水份額、出口空氣溫度的影響如圖3、4所示。

由圖3、4可知，總體趨勢上，與中心軸線距離越大，即與散熱器距離越近，液滴的有效蒸發(fā)份額越小，同時凝汽器出口空氣溫度也越低。分析其原因為噴嘴距離散熱器越近，液滴在單元內(nèi)的運行時間越短，在單元內(nèi)未完全蒸發(fā)的液滴蒸發(fā)份額越小，在單元內(nèi)完全蒸發(fā)的液滴蒸發(fā)總數(shù)量也會減小，總體上所有液滴蒸發(fā)成為水蒸氣的份額越小，從空氣中吸收的汽化潛熱越少，空氣溫度降低幅度越小;相反，噴嘴布置距離中心軸線越小，即與散熱器距離越遠，液滴在單元內(nèi)運行時間越長，所有液滴蒸發(fā)成水蒸氣的份額越大，從空氣中吸收的汽化潛熱越大，空氣溫度降低幅度越大。但并不是距離中心軸線越近越好，如本文中最佳位置為z=1而不是z=0.5，原因是z=0.5時兩排噴嘴之間的距離太小，液滴分布過于密集。

2.2.2 噴嘴在y方向上的位置變化對計算結果的影響

在上述計算結果的基礎上，噴嘴布置在距離中心軸線1 m處，噴嘴布置高度分別取y=0.1 m，0.3 m，0.6 m，0.8 m，1.0 m，1.2 m，1.5 m，噴嘴孔徑、壓力、流量及噴霧方向與上述計算條件相同。噴嘴高度對有效水份額、出口空氣溫度的影響如圖5、6所示。

圖5 噴嘴高度對有效水份額的影響Fig.5 Impact of nozzle height on effective water share

比較各方案計算結果，可看到在總體趨勢上，隨布置高度的增加，有效水份額呈現(xiàn)逐漸減小的趨勢，原因是噴嘴布置位置越高，初始時刻液滴距離散熱器就越近，同上述z方向布置情況，液滴在單元內(nèi)停留時間縮短，所有液滴蒸發(fā)成水蒸氣的份額越小，但也并不是與單元地面的距離越小越好，因為這一距離越小，落到風機出口周圍地面及單元區(qū)域前后兩個對稱面的液滴越多，這部分液滴不會進入到空氣中與空氣發(fā)生熱濕交換，因而空氣溫度降低幅度變小。

圖6 噴嘴布置高度對出口空氣溫度的影響Fig.6 Impact of nozzle height on outlet air temperature

2.2.3 噴嘴在x方向上的位置變化對計算結果的影響

在上述計算結果的基礎上，將噴嘴布置在距離中心軸線1 m處，布置高度y=0.5 m，x方向上噴嘴之間的布置距離分別取1.2 m，1.4 m，1.6 m，1.8 m，2.0 m，2.2 m，2.4 m，其對噴霧有效水份額和凝汽器出口空氣溫度的影響如圖7、8所示。

圖7 噴嘴間距對有效水份額的影響Fig.7 Impact of distance between nozzles on effective water share

圖8 噴嘴間距對出口溫度的影響Fig.8 Impact of distance between nozzles on effective water share

由圖7、8可知，隨著x方向上噴嘴間距的增加，液滴蒸發(fā)有效水份額先增加后減小，分析其原因為剛開始隨著噴嘴間距的增加，液滴的分布和蒸發(fā)空間增加，液滴越容易蒸發(fā)，該間距為2 m時液滴蒸發(fā)有效份額最大，超過2 m時，由于最外邊兩個噴嘴在x－z平面內(nèi)到達風機出口外緣，所受風的浮力降低，從液滴跟蹤結果得知落到單元地面的液滴質(zhì)量增加，并且從單元區(qū)域前后兩個側(cè)面逃離到單元外部的液滴質(zhì)量也開始大幅度增加，兩方面使液滴未進入到空氣與之發(fā)生熱濕交換的份額增加。

3 噴霧前后散熱器出口平面溫度等值線分布對比

分別截取噴霧前和噴霧后 (噴嘴高度y=0.5 m，z方向上噴嘴與中心軸線距離1 m，x方向上噴嘴間距2 m)左側(cè)散熱器出口面溫度等值線圖，如圖9、10所示。

從圖中可看到，噴霧后散熱器出口面大部分區(qū)域溫度有不同程度的下降，在噴嘴上方區(qū)域及其周圍溫度大幅度下降。

4 結論

(1)安裝噴霧增濕系統(tǒng)可顯著降低凝汽器出口空氣溫度，本文得到的最大降溫幅度為5.25 K。

(2)通過以上計算及結果分析可以得到，在z，y方向上，在噴嘴布置不能太密集及噴嘴高度不能太低的前提下，噴嘴距離散熱器越遠，液滴在單元內(nèi)運行時間越長，蒸發(fā)份額越大，散熱器出口溫度越低。在x方向上，噴嘴之間的距離太小會影響液滴蒸發(fā)空間;距離太大會使掉落到地面和逃離到外部的液滴數(shù)量增加，使空氣降溫幅度減小。