云南干河泵站地下廠房通風系統模型試驗＊

陳金華，馬 晴，夏 磊，彭運林，郭建平

（1.重慶大學 國家級低碳綠色建筑國際聯合研究中心，三峽庫區生態環境教育部重點實驗室，重慶 400045；2.重慶大學 城市建設與環境工程學院，重慶 400045；3.重慶博建建筑設計有限公司，重慶 400020；4.云南省水利水電勘測設計研究院，云南 昆明 650021）

正在興建的干河泵站是目前亞洲最大的地下抽水泵站，該泵站主體廠房位于地下，如果通風空調不良，長期在此環境下工作的人會感到疲倦、頭暈等，而且還會對機電設備造成危害.所以合理設計地下廠房的通風空調系統，對維護地下廠房合理的溫、濕度環境，保障機電設備正常運轉和人員身體健康具有重要意義[1－2].對大型地下廠房通風空調系統的研究，目前主要有3種方法：根據相似理論進行模型試驗[3]，CFD計算流體模擬分析[4－8]和網絡模型數值模擬[9].本次模型試驗是在數值模擬計算基礎上進行的，試驗模型的設計采用了模擬計算的優化方案.模型試驗的目的是通過實驗得出在夏季和過渡季節兩個季節，水泵不同運行模式及不同送風溫度下，泵站各層工作區的溫度分布狀況，以此來驗證主廠房優化送風方案的合理性和可靠性.

1 地下廠房通風系統方案

泵站地下廠房通風系統主要由主廠房通風系統、檢修閥室通風系統、電纜豎井通風系統等組成.

泵站主交通洞設送風機室，將通過一層灌漿廊道自然冷卻或加熱的室外空氣沿主交通洞頂拱送風管送至主廠房上部，在主廠房吊頂上從端部引2支送風管利用噴口頂送風方式將空氣送至電機層的各機組段.同時利用主廠房四周的防濕隔墻做通風道，通過設置軸流風機將電動機層的新鮮空氣通過夾墻風管側送至廠房的中間層、水泵層和閥層.

主廠房的排風設2個系統，一個系統通過工作廊道、母線廊道排至工作豎井，并通過設置在工作豎井頂部的風機排至室外；另一系統由球閥室頂部排至二層灌漿廊道，通過設置在端部的風機排至室外.整個地下廠房的通風示意圖見圖1.

2 氣流組織分析

主廠房共4層，每層之間通過夾墻風管和樓梯間等相連，各層之間氣流相互影響、貫通，構成一個復雜的洞室通風群，不同的氣流組織形式對電站的設備運行、工藝要求都會產生重要的影響，如何確定正確、合理的氣流組織是整個電站設計中的重點.

本試驗利用CFD軟件進行數值計算，確定合適的送風方式，為熱態模型試驗奠定基礎.

圖1 整個廠房的通風示意圖Fig.1 The entire plant ventilation schemes

2.1 氣流組織參數確定

1）送風量.確定送風量的基本原則為：送至廠房內總空氣量，能夠排出廠內的余熱和余濕，使廠內的熱濕環境達到機組運行、工藝生產的要求.根據電站提供的采暖與空氣調節計算書可知，主廠房內排除余熱所需總送風量為53 809m3／h，排除余濕所需總送風量為19 425m3／h，故確定主廠房送風機送風量54 000m3／h.

2）風口形式.地下廠房為高大空間，需采用大風量、長射流型的風口形式，參考同類廠房采用圓形噴口進行頂送風.

3）風口數量、風口尺寸及風口風速.本次計算中，采用假定參數法確定風口的相關參數，即根據泵站的初設情況考慮風口數量，假定送風口風速確定送風口尺寸，并對假定的風口布置形式進行氣流組織模擬計算，對其通風效果進行檢驗.

根據泵站初設，風口布置形式分為2種模式.模式1：采用8個風口（只在電機層，不包括旁邊的安裝間），8個風口均勻布置，每個電機上平均布置2個.模式2：采用18個風口（其中安裝間上布置4個），每個電機上布置2個，相鄰電機上空布置2個.

當采用模式1時，假定風口流速分別取為8，10和12m／s 3種，對應的噴口直徑分別為550，500和450mm.當采用模式2時，假定風口流速取為9和10m／s，對應的噴口直徑為350mm，詳細的工況設置見表1，其中括號內為安裝間噴口速度.

表1 噴口參數設置Tab.1 Nozzle parameter settings

2.2 計算過程及結果

計算過程中，采用三維模型，將動量方程與能量方程進行分離迭代求解，送風噴口設置為速度入口，排風口設置為壓力出口，各層的夾墻風機設置為壓力提升邊界.計算根據表1進行，分為多種工況，每種工況均對整個廠房內的速度場進行分析，并按《水力發電廠廠房采暖通風與空氣調節設計規程》的規定對計算結果進行驗證，選出最優氣流組織模式.

在工況1～工況3中，豎直切面速度云圖見圖2～圖4.在工況4～工況6中，工作區內的速度云圖見圖5～圖7.

圖2 工況1豎直切面速度云圖Fig.2 The velocity nephogram of vertical section under condition one

圖3 工況2豎直切面速度云圖Fig.3 The velocity nephogram of vertical section under condition two

圖4 工況3豎直切面速度云圖Fig.4 The velocity nephogram of vertical section under condition three

圖5 工況4工作區速度云圖Fig.5 The velocity nephogram of work area under condition four

圖6 工況5工作區速度云圖Fig.6 The velocity nephogram of work area under condition five

圖7 工況6工作區速度云圖Fig.7 The velocity nephogram of work area under condition six

根據計算結果可知，不同風口數量和風口速度對電機層氣流組織影響較大，其余各層，由于采用側送風，受噴口參數影響較小；所有計算工況中，當噴口速度為12m／s時，電機層工作區平均流速為1.53m／s，不滿足規范要求，工況4～工況6的工作區平均流速雖然小于規范要求的0.8m／s，但從圖5～圖7可以明顯看出，這3種工況在局部區域有流速超標現象.

通過在6種風口數量和尺寸組合工況下的模擬計算，最終確定最佳的風口布置方案為：電機層機組段布置直徑為500mm的頂送風口8個，送風速度應控制在8～10m／s.

3 模型建立

3.1 各種相似比例尺的確定[10]

本項目以相似理論為依據，指導模型設計以及整個模型試驗研究工作.模型需要確定的比例尺主要有幾何比例尺、溫度比例尺、速度比例尺、熱量比例尺和風量比例尺.

由于廠房內有熱源散發熱量，廠房壁面吸熱量小于熱源散發的熱量，因而存在需通風帶走的余熱.送風溫度低于廠房內的氣溫，送風氣流屬于非等溫射流.射流所受的重力大于浮力，重力和浮力之差稱為有效重力，射流向下彎曲的程度取決于有效重力的大小，所以應采用阿基米德模型律.

模型的幾何比例尺Cl是模型設計必須首先確定的參數.為方便模型制作和保證試驗結果的準確，同時考慮試驗場地的實際情況，本實驗選定的幾何比例尺為1∶10.確定了模型試驗的幾何比例尺Cl，進而就要確定模型送風溫度、送風量、送風速度，進行熱量模擬.根據阿基米德模型律，有Arm＝Arp.由此可得：

其中重力加速度可以認為是常數，即Cg＝1.模型與原型氣流的送風絕對溫度之比CT0≈1.為了對比和方便計算，一般取溫差比例尺CΔT0＝1.模型地重慶和原型地云南大氣壓比例不等于1.當模型雷諾數處于自模區時，可計算出模型的各種比例尺，結果見表2.

3.2 模型整體設計思路

在確定了各種相似比例尺后，按照實際工程圖紙，確定模型所需的幾大部分，具體分以下4部分.

模型主體結構：模型骨架采用角鋼搭建，外圍壁面采用新型復合保溫板，層與層之間鋪設木工板，設備采用鍍鋅鋼板制作.發熱系統：電纜采用額定發熱量為15W／m的燈帶，其他設備、照明散熱都使用額定功率為15W／m的白熾燈.送排風系統：利用空調實現不同溫度的送風.檢測系統：按照測試目標要求，共布置了125個溫度測點.

表2 干河泵站通風模型相似比例尺Tab.2 The ventilation model similar scale of Ganhe pumping station

4 模型試驗

本文模型試驗采用了模擬計算優化的送風方案，在電機層機組段頂部設置8個風口.模型電機層送風口速度3.62m／s，對應的原型送風口速度為10.3m／s.

在總風量為54 000m3／h時，主廠房中間層、水泵層、球閥層及檢修閥層的計算溫度為限值溫度，從安全角度來考慮，以上各層的送風量在前面計算的基礎上乘以富裕系數1.2.即總風量調整為54 000 m3／h×1.2＝64 800m3／h，由于主廠房閥層相對濕度在計算時達到92.3%，因此加大送風量，將總風量取為66 000m3／h.

根據泵站提供夏季設計送風溫度為23℃來確定模型夏季送風溫度，應電站要求，本試驗增加一個比實際送風溫度略高的工況用以對比.過渡季節實際送風溫度為16℃.當地冬季通風室外干球溫度為4℃，直接送入室內，完全可以保證冬季室內空氣設計最低溫度10℃.所以本項目試驗的重點在夏季和過渡季節.因此，在以上3種溫度情況下，分別開啟1臺，2臺以及3臺機組安排試驗.

具體的試驗工況安排見表3，每種工況進行2～3次重復試驗.

表3 試驗工況方案表Tab.3 Test conditions

5 模型試驗結果與分析

5.1 試驗數據無因次化

模型試驗要確定溫度場，溫度屬于待定參數.為了由模型試驗結果預測原型，必需將待定參數無因次化.

各測點無因次溫度為：

式中：to為送風溫度；te為排風溫度；ti為測點測量溫度.

5.2 模型試驗結果轉換為原型值

原型電機層熱源總發熱量為24.6kW，外壁面無法做到絕對保溫，故冬夏兩季皆有向外傳熱可能性，取10%被“壁面吸收”，則由送風帶走的發電機層的送風余熱量為：

原型送排風溫差Δt為：

令為模型射流空間平均無因次溫差，to為送風溫度，則原型射流空間任意高度平均溫度為：

5.3 電機層溫度場模型試驗數據處理

電機層夏季工況溫度場模型試驗數據處理見圖8～圖10.

圖8 夏季工況1臺機組不同送風溫度典型測點無因次溫度對比圖Fig.8 The measuring point dimensionless temperature contrast for a typical units of different air supply temperature

圖9 夏季工況2臺機組不同送風溫度典型測點無因次溫度對比圖Fig.9 The measuring point dimensionless temperature contrast for two typical units of different air supply temperature

各試驗工況下，在廠房中部2臺機組（即2＃，3＃機組）測點的無因次溫度低于兩端的2臺機組（即1＃，4＃機組）測點的無因次溫度，這主要是由于兩端發熱量大于中部發熱量所致.各測試方案工作區無因次溫差分布的特征為：最高溫度出現在1＃和4＃機組處，且排風溫度高于工作區平均溫度.各測點無因次溫差標準偏差不超過0.2.電機層工作區的溫度分布均勻性較好.

圖10 夏季工況3臺機組不同送風溫度典型測點無因次溫度對比圖Fig.10 The measuring point dimensionless temperature contrast for three typical units of different air supply temperature

5.4 模型試驗結果

根據前述電機層夏季工況試驗數據處理的方法，我們可以得到夏季和過渡季節共9種試驗工況下各層的實驗結果，見圖11～圖12.

圖11 夏季各工況下各層平均溫度分布Fig.11 The average temperature distribution of each layer in summer

圖12 過渡季節各工況下各層平均溫度分布Fig.12 The average temperature distribution of each layer in transition season

從圖11～圖12可以看出，各工況下，廠房內球閥2層溫度最高.夏季當廠房送風溫度為24.5℃時，球閥2層溫度達29.46℃，廠房平均溫度27.72℃，仍小于有關規范和設計要求的溫度（30℃），則方案可行.過渡季節時，廠房內的最高溫度為25.36℃，遠低于30℃，可以采用變風量調節，減小總的送風量，降低輸送能耗，實現節能.

6 結 論

干河泵站是目前亞洲修建的最大的地下抽水泵站.同地下水電站廠房一樣，也需要依靠一定的通風空調方式來調節廠房內的溫濕度，使室內空氣參數達到規范的要求，保證運行檢修人員的身心健康及保障設備的正常運轉.本文通過氣流組織模擬試驗以及通風系統模型試驗對干河泵站地下廠房通風空調系統進行研究，得出結論如下：

1）不同頂送風參數對電機層氣流組織影響較大，但對其余各層影響較小，對于頂送風，在電機層滿足空氣射流原理、總送風量54 000m3／h不變的情況下，通過在6種風口數量和尺寸組合工況下的模擬計算，最終確定最佳的風口布置方案為：電機層機組段布置直徑為500mm的頂送風口8個，送風速度控制在8～10m／s.

2）在夏季最高送風溫度24.5℃時，廠房內最高溫度為29.46℃，平均溫度為27.72℃，滿足相關設計規范對于溫度的要求，泵站通風系統方案可行.電機層各測點無因次溫差的標準偏差最大不超過0.2，這充分反映了電機層工作區氣流分布的均勻性，驗證了數值模擬優化的氣流組織方案.

3）在部分機組開啟及過渡季節運行時，室內溫度較低，主廠房負荷減少，可減少送風量使主廠房的熱濕環境達到規程要求，同時通風系統采用變風量運行可進一步實現節能.

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