凝汽器喉部化學補水霧化流場的數值模擬

周蘭欣，侯炳宇

（華北電力大學，河北 保定，071003）

1 概 述

化學補水進入凝汽器喉部有很多優點，但新安裝機組的化學補水，都是在凝汽器喉部的補水管上打幾排?4～?6mm的小孔，以水柱狀噴入凝汽器喉部。為了加大排汽與化學補水的換熱面積，提高傳熱效果，需要在凝汽器喉部布置霧化噴嘴。汽輪機排汽與補水的水霧耦合成一個非常復雜的流場，為了最大程度地讓排汽與補水充分混合換熱，需要模擬霧化噴嘴直徑、噴射壓力、噴射角度、排汽流速以及噴嘴布置高度等對凝汽器喉部流場的影響，為噴嘴在凝汽器喉部布置優化方案提供參考。

2 化學補水在凝汽器內進行霧化的優點

系統內化學除鹽水的溫度一般為20～25℃，汽輪機排汽為34～35℃，2種流體在凝汽器喉部混合換熱，可凝結部分汽輪機的排汽，從而使流入主凝結區的排汽量減少，在化學補水水量、水溫不變的情況下，對提高凝汽器的真空是有利的［1－3］。補水實現霧化，能夠增大補充水水滴的表面積與體積之比，強化補水與排汽之間的換熱，使補水能夠很快達到飽和狀態，為氣體從水滴中逸出創造有利條件。另外，對降低凝結水含氧量和降低低壓加熱器傳熱端差以及延長低加的使用壽命都是有利的。

3 補水霧化模型的建立

3.1 物理模型的建立

補水霧化應考慮噴嘴直徑、噴霧壓力、排汽流速、噴霧方向等因素對凝汽器喉部液滴分布及與蒸汽換熱效果的影響。

以300MW機組凝汽器喉部的幾何尺寸為依據，建立物理模型，并利用GAMBIT軟件，生成計算網格。因凝汽器喉部內其它管件的尺寸與加熱器的圓筒形殼體和喉部本身相比很小，對整體流場的影響不大。為簡化模型，在數值模擬中主要考慮喉部和加熱器兩個主要部分，采用六面體網格劃分方式，生成網格數為361620個，見圖1所示。

圖1 凝汽器喉部網格劃分

3.2 數學模型的建立

汽輪機排汽由凝汽器喉部入口進入流場，由喉部出口流出進入換熱管束區。以蒸汽作為汽相，噴嘴噴入的除鹽水霧滴作為液相，凝汽器喉部補水霧化流場為蒸汽與霧化水滴兩相耦合流動，分別列出汽相、液相及汽液兩相耦合的控制方程組。

3.2.1 連續相模型

對連續相計算采用標準k－ε模型，主要是基于湍流動能和擴散率，k方程是個精確方程，ε方程是個由經驗公式導出的方程。

式（1）、式（2）中：Cμ＝0.99；Cε1＝1.44；Cε2＝1.92；δk＝1.0；δε＝1.3；k為單位質量流體湍流脈動動能；ε為耗散率；Gk表示由層流速度梯度而產生的湍流動能；μ為動力黏性系數。

3.2.2 離散相模型

補水以霧滴的形狀進入喉部流場，根據牛頓第二定理，可寫出飽和器汽液兩相流中水滴的運動方程：

凝汽器中的霧化水滴，在FLUENT計算中，該類型的液滴遵循慣性顆粒的加熱與冷卻、液滴蒸發和液滴沸騰等定律。液滴的溫度通過自身的熱平衡得出，熱平衡的計算式把液滴的焓變與兩相間的對流傳熱、汽化潛熱聯系起來：

式（4）中，右邊的第一項表示對流傳熱量，第二項為蒸發汽化熱量［4－8］。

其中：mp— 液滴的質量，kg；

cp— 液滴比熱，J／（kg·K）；

A — 液滴表面積，m2；

T∞— 汽相的溫度，K；

Tp— 液滴的溫度，K；

h — 對流傳熱系數，W／（m2·K）；

hfg— 汽化潛熱，J／kg。

3.2.3 離散相模型的耦合求解

在FLUENT計算中，可以通過設定噴霧角、噴嘴直徑、霧化壓力、進口蒸汽速度等參數來確定顆粒的初始位置、速度、尺寸以及每個（種）顆粒的溫度。依據顆粒的物理屬性和顆粒初始條件，用來對顆粒的軌道和傳熱、傳質過程進行計算。當顆粒穿過流體運動時，顆粒的軌道及傳熱量、傳質量可通過當地流體作用于顆粒上的各種平衡作用力、對流引起的熱量和質量傳遞來進行計算。在計算顆粒軌跡的同時，也計算顆粒沿軌跡增加或減少的熱量，將這些物理量用于連續相的計算中。離散相與連續相之間相互作用，直到二者均收斂為止，就實現了雙向耦合計算［9］。

4 模擬結果及分析

4.1 計算條件

將凝汽器喉部作為模擬區域，喉部入口面積為49.14m2。汽輪機排汽流量582.95t／h，喉部入口蒸汽溫度34.5℃，排汽壓力5.39kPa，該壓力下蒸汽比容26.27m3／kg，干度0.93，排汽流速80m／s。補入凝汽器的化學除鹽水水溫22℃，采用機械旋流式霧化噴嘴，分2排布置在與低加中心線縱向平行的位置處，布置高度1.85m，低加直徑2m［10］，見圖2所示。

圖2 噴嘴布置示意圖

排汽速度計算式：

式（5）中：q— 主蒸汽流量，kg／s；

kv—排汽流量系數；

V — 蒸汽比容，m3／kg；

x—干度；

s—喉部入口面積，m2。

4.2 噴霧前后凝汽器喉部汽相速度分布及溫度分布

在噴射壓力為0.5MPa，噴嘴孔徑6mm，噴射角0°時，對噴霧前后凝汽器喉部流場進行模擬分析。

圖3 加噴霧z＝1.85m截面溫度圖

圖4 加噴霧y＝0.3m截面溫度圖

圖3和圖4為加入噴霧后，z截面和y截面的溫度分布云圖。在霧化核心區域，液滴與蒸汽進行強烈的熱交換使與之接觸的蒸汽溫度大幅度降低，形成低溫區域。由于汽流速度很高，水滴與蒸汽的換熱時間極短，圖3、圖4所示區域只是實際作用過程的一部分，并不能代表完全的作用過程。

4.3 排汽速度對換熱效果的影響

機組負荷波動時，凝汽器內部壓力隨之改變，不同壓力下蒸汽的比容不同，導致入口汽流速度發生變化。排汽速度對于霧滴在喉部空間的充滿度有很大影響。在補充水量一定的情況下，霧滴在凝汽器喉部充滿度越大，與蒸汽換熱越充分。

設定噴嘴直徑6mm，噴霧壓力0.5MPa，噴射角度與蒸汽入口方向相反時為0°。當排汽速度在60～100m／s時，對換熱效果的影響如圖5所示。

圖5 排汽速度對換熱效果的影響

排汽速度增大時，出口截面的蒸汽平均溫度升高，換熱效果變差。由于排汽和噴霧的耦合作用，霧滴在喉部空間呈現一定的分布規律。霧滴在凝汽器喉部充滿度越大，與蒸汽換熱越充分。排汽速度增大，汽流阻力增加，霧滴在喉部空間的停留時間縮短，不能與蒸汽充分接觸換熱，導致換熱效果變差。

4.4 噴射壓力對換熱效果的影響

設定噴嘴直徑為6mm，改變噴嘴的噴射壓力，取壓力值為0.2MPa、0.25MPa、0.3MPa、0.35MPa、0.4MPa、0.5MPa，對噴射角為0°、45°、90°、135°、180°的喉部流場分別進行模擬分析。

隨著噴射壓力升高，出口截面的蒸汽溫度降低。噴射壓力增加，噴射出的液滴速度增大，液滴受到的汽流阻力減小，使液滴的在凝汽器喉部充滿度增大，可以與蒸汽充分接觸。由圖6可以看出，噴射壓力在0.2～0.5MPa時，霧滴與蒸汽的換熱得到加強。

圖6 噴射壓力對換熱效果的影響

4.5 噴嘴孔徑對換熱效果的影響

設定噴射壓力為0.5MPa，取噴嘴直徑4mm、4.5mm、5mm、5.5mm、6mm，對噴射角為0°、45°、90°、135°、180°的喉部流場分別進行模擬分析。

由圖7可知，在不同的噴霧方式下，出口截面的蒸汽溫度隨著噴嘴直徑的增大而呈現逐漸升高的趨勢。這是因為在其他條件相同的情況下，噴嘴的孔徑越大，噴出的水霧液滴直徑也越大，在補水量一定的情況下，液滴的直徑越大，與蒸汽接觸換熱的面積相對越小，使換熱效果變差。

圖7 噴嘴直徑對換熱效果的影響

4.6 補水流量對噴嘴布置及換熱效果的影響

在機組運行過程中，冷卻水的流量是隨著機組負荷變化而變化的，在單個噴嘴流量不變的情況下，噴嘴個數隨之增加，見表1所示。

表1 噴嘴個數變化表

汽輪機排出的乏汽參數不變，補水流量增大，被冷卻的蒸汽量增加，由圖8可知，出口截面的蒸汽平均溫度明顯降低。當補水流量大于50t／h，蒸汽溫度降低趨勢減緩。因為隨著相鄰噴嘴間距縮小，噴嘴密度過大，造成噴霧相互疊加，互相碰撞，形成大顆的水滴，使噴霧的換熱效果變差。

圖8 冷卻水流量對換熱效果的影響

5 結 論

（1）通過比較出口截面的蒸汽平均溫度可以看出，逆向噴霧的換熱效果好于順向噴霧。

（2）補水量一定時，排汽速度從100m／s降低至60m／s，逆向噴霧的換熱效果明顯增強，出口截面蒸汽平均溫度降低最多，達2.2℃。

（3）補水流量對補水霧化的換熱效果有明顯影響，這種影響隨著補水量的增加逐漸減小，補水量大于50t／h后，出口蒸汽溫度降低趨勢明顯減緩。若補水量繼續增加，可以在水平方向上多布置幾排噴嘴。

（4）噴嘴噴射出的霧滴與凝汽器入口蒸汽兩相耦合流動，綜合考慮噴嘴直徑、噴射壓力、排汽速度及補水量對霧化效果和換熱效果的影響，選擇最佳的噴嘴布置方式。

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