環境風影響下直接空冷機組噴霧增濕系統數值模擬

吳婷婷，張學鐳

(電站設備狀態監測與控制教育部重點實驗室(華北電力大學)，河北省保定市071003)

0 引言

我國“三北”地區煤炭資源豐富，水資源比較匱乏，直接空冷機組以其良好的節水效果，在當地得到了廣泛的應用和推廣。由于直接空冷機組極易受到周圍環境的影響，夏季高溫空氣會影響空冷凝汽器的換熱，對機組的安全經濟運行造成影響。空冷機組安全、可靠的冷卻性能是電廠有效運轉的關鍵，為了緩解直接空冷機組在夏季高溫時存在的出力受阻、不能滿發的問題，噴霧增濕技術在直接空冷機組安全度夏中得到了廣泛的應用［1－6］。王松嶺等［7］研究了霧化增濕降溫法的工作原理，并對電廠霧化增濕系統進行了三維數值模擬，得出霧化增濕系統能夠提高空冷凝汽器的散熱效率和真空度的結論。石維柱等［8］建立了3種不同型式的噴淋冷卻系統數值模型，通過計算分析得出，噴淋系統的噴霧越均勻，霧滴覆蓋范圍越大，噴淋冷卻系統的性能越好。周蘭欣等［10－11］利用計算流體力學 (computational fluid dynamics，CFD)軟件，在不同噴嘴布置方案中得出增濕效果最佳方案，分析了噴霧方向對噴霧增濕效果的影響，找出了最有利噴霧方向。文獻［12］提出了內部導流裝置，利用計算流體力學模擬，比較了應用導流板前、后噴霧增濕的冷卻效果，結果表明合理應用內部導流板能增強噴霧增濕的冷卻效果，更大程度降低機組背壓。文獻［13］應用馬爾科夫隨機場模型處理風機，分析了噴嘴位置、噴霧方向和噴嘴壓力對噴霧效果的影響。

以上文獻在分析噴霧增濕系統對空冷凝汽器換熱性能的影響時，都沒有考慮環境風速的影響。夏季高溫工況，環境風的作用會加重空冷單元入口風溫的升高，在風速較大時，甚至會使機組因換熱性能惡化而跳閘停機。所以，在分析噴霧增濕系統對空冷凝汽器換熱的影響時，風速是需要考慮的因素。

為此，本文以300MW直接空冷機組為例，采用分步建模的方法，分別建立空冷島數值分析模型和空冷單元數值分析模型。求解空冷島模型時，考慮環境風速的影響;空冷單元模型的求解邊界從求解后的空冷島模型中得到。噴霧增濕系統建立在空冷單元模型中，通過該模型，對環境風影響下空冷凝汽器加裝噴霧增濕系統后的換熱性能進行數值分析。

1 模型的建立及求解方法

1.1 幾何模型及網格劃分

以某300MW直接空冷機組為例，利用Fluent軟件建立了空冷島和空冷凝汽器數值分析模型。空冷平臺高度為29.7m，擋風墻的高度為9.9m。空冷單元為6排5列布置，共30個空冷單元，空冷單元的尺寸為12.2m×11.9m，編號及風向示意如圖1所示，主導風向與y軸正向夾角為45°。每個空冷單元下面布置1臺軸流冷卻風機，風機直徑為9.23m，額定流量為430m3/s。空冷島數值分析模型的計算域為800m×800m×600m，空冷單元模型的計算域為52.2m×51.9m×53m，如圖2所示。為了保證網格質量，對空冷島模型進行了適當簡化，分別采用結構化網格進行網格劃分，經過網格無關性驗證，最終確定的網格數目分別為152萬和66萬個。

1.2 控制方程和邊界條件

模擬的問題屬于不可壓縮的定常流動。控制方程包括連續性方程、動量方程、能量方程、湍動能方程和湍動能耗散方程［13－14］。

圖1 空冷單元的平面布置Fig.1 Layout of air-cooled unit

圖2 空冷島模型Fig.2 Model of air cooling island

連續性方程:

動量方程:

本構方程:

采用標準k－ε湍流模式:

考慮到熱量的交換，還應該考慮能量方程:

式中:ρ為空氣的密度，kg/m3;u為空氣的流速，m/s;p為壓力，Pa;μ為流體的動力粘性系數;εij為應變率張量;δij為克羅內克符號;E為流體熱力學能，J;q為熱流密度;k 為系數，其值為 1，2，3，4;τij為應力張量;t為時間，s。

整體模型中，空氣流入的平面設置為速度入口邊界條件，空氣流出的平面設置為outflow邊界條件，其他邊界設置為slip－wall邊界條件。環境風的風速和高度之間的函數關系為

式中:z0為風速計測風速時的安裝高度，m，一般取為10m;v0為z0處的平均風速，m/s;zi為任意高度，m;vi為zi處的平均風速，m/s;b為地面粗糙系數，本文取為0.16。

空冷單元數值分析模型中，換熱器用多孔介質模型來模擬。多孔介質模型的動量源項由粘性損失項和慣性損失項兩部分組成，其表達式為

式中:Ci、1/αi分別為i方向的慣性阻力系數和粘性阻力系數;μ為動力粘性系數，Pa·s，取為1.794 8 ×10－5Pa·s;u為速度向量;ui為i方向速度，m/s;Δpe為換熱器的壓降，Pa;Lz為換熱器的厚度，m。

噴霧的霧滴采用Fluent中的離散相模型來求解，霧滴與空氣的換熱作用通過耦合求解得到，并通過拉格朗日法來計算噴霧的軌跡。空冷風機采用無限薄的圓面代替，用Fan模型模擬，設置參數通過實際風機參數擬合得到。

1.3 模型的求解

采用SIMPLE求解的方法，同時采用一階迎風差分格式保證迭代穩定性。選用的湍流模型為標準k－ε模型，參數為缺省設置。首先，求解空冷島數值分析模型，得到空冷島周圍的速度場、溫度場和壓力場分布。然后，再求解空冷單元數值分析模型。空冷單元數值分析模型的邊界數據從空冷島數值分析模型求解結果中得到。邊界數據的傳遞通過Fluent中的profile功能實現，求解過程如圖3。

圖3 空冷單元數值分析求解過程Fig.3 Solving process of numerical analysis for air-cooled unit

2 算例分析

2.1 環境風對空冷單元入口風溫影響的數值分析

以主導風向為例，通過數值計算，得到不同風速下空冷島各空冷單元的入口空氣溫度分布，如圖4。從圖4可看出，第1排和第5列空冷單元的入口空氣溫度受環境風的影響較大。隨著風速的增加，上述空冷單元的入口溫度也不斷升高，其中3號空冷單元的入口風溫升高最為明顯，在風速為9m/s時，溫度值升高到41℃。其他空冷單元的入口風溫受環境風的影響不大。

圖5給出了風速為3m/s時，空冷島的溫度場分布。從圖5(a)可看出，受環境風的影響，換熱器出口高溫空氣羽團向來流方向的后方傾斜，進而壓迫迎風側空冷單元換熱器的出口氣流，使其向下運動，影響空冷凝汽器的換熱。從圖5(b)可看出，在環境風的影響下，換熱器出口高溫空氣羽團向空冷平臺兩側擴散，并被處于邊緣的風機吸入，造成邊緣風機的入口空氣溫度的升高。空冷單元入口溫的升高的原因主要有:(1)壓迫換熱器出口熱空氣，導致迎風側換熱器“倒灌”;(2)使得換熱器出口熱空氣向空冷平臺下部擴散并被平臺邊緣的風機吸入，導致熱風回流現象［9，14］的出現。

圖4 空冷單元入口溫度分布Fig.4 Temperature distribution of air-cooled unit inlet

圖5 空冷島溫度分布Fig.5 Temperature distribution of air-cooling island

圖6給出了空冷單元溫度分布。從圖6(a)可看出，空冷單元因為換熱器出口氣流下壓，導致熱風倒灌回風機的入口位置，進而導致了入口空氣溫度的升高。從圖6(b)可看出風機入口吸入了回流回來的熱空氣而導致入口空氣溫度的升高。

2.2 噴霧增濕的數值分析

采用霧化增濕的方法可以降低空冷散熱器出口的空氣溫度，進而提高空冷散熱器的散熱效率和真空度。當前的研究成果是采用統一的噴嘴布置，且噴嘴的出口壓力、噴水量和噴水溫度都是一定的，所以噴霧降溫對風機入口高溫的改善情況也是一定的。但是，在環境風的影響下，空冷單元入口空氣溫度分布是不均勻的，上述噴霧方式對入口溫度較高的空冷單元的換熱改善情況不理想。

本文提出對受環境風影響較為嚴重的第1排和第5列的空冷單元，采用增加噴水量的方法，提高其改善效果，從而使噴霧降溫的效果達到最大。

圖6 空冷單元溫度分布Fig.6 Temperature distribution of air-cooled unit

噴水加濕的過程近似于等焓的過程。環境壓力為93.2 kPa，干球溫度為28℃、濕度為76%的濕空氣達到飽和狀態時，根據濕空氣的h-d圖得其最大的吸水量為1.55 g/kg。空冷風機全速運行時的風量為430m3/s，總噴水量最大為0.719 kg/s。當溫度升高到41℃時，濕空氣的最大吸水量達到1.81 g/kg，總噴水量最大為0.839 kg/s。

以13、15和3號空冷單元為例進行分析。選用12個噴嘴，噴嘴選用螺旋實心噴嘴，噴嘴的入口壓力為0.2 MPa，直徑為2.4 mm，噴水溫度為293 K，噴嘴的布置形式如圖7所示，每個空冷單元布置2排供水的支路，每排分2路布置，每路布置3個噴嘴。圖7中標注的單位為mm。

圖7 噴嘴的布置位置Fig.7 Layout position of nozzle

在環境風速為6m/s時，13、15和3號空冷單元的換熱器出口溫度分布如圖8所示。13號空冷單元處于空冷平臺的內部，其受環境風的影響較小，換熱器出口溫度值較低。15、3號空冷單元處于空冷平臺的邊緣，因為受到環境風的影響，其入口空氣溫度較高，所以換熱器出口的溫度分布也要高于13號空冷單元。

圖8 噴霧降溫前換熱器出口溫度分布Fig.8 Temperature distribution of heat exchangeroutlet before spray humidification

13號空冷單元處于空冷平臺內部，噴嘴的噴水量設定為0.05 kg/s，經過噴霧降溫后，換熱器出口的溫度變化情況如圖9(a)所示。從圖9(a)可看出，在換熱器的出口平面，噴嘴出口處的溫度有明顯的降低。同時，噴嘴出口處的低溫區域不斷和周圍高溫區域進行熱交換，最終使得換熱器出口平面的整體溫度值下降。經過噴霧降溫后，該單元換熱器出口溫度的統計平均值為334 K，比噴淋前降低了4 K。

對于15、3號空冷單元，噴水量為0.05 kg/s時，換熱器出口溫度的降低不明顯，從而使得機組背壓的改善效果不理想。通過調整噴水量，最終確定其噴水量分別為0.077、0.079 kg/s。改進后 15、3 號空冷單元換熱器入口溫度如圖9(b)所示。從中可以看出，其換熱器出口溫度分布已經和13號空冷單元大致相同。

通過對邊緣空冷單元噴水量的調整，最終確定的改進方案如表1。

圖9 噴霧降溫后換熱器出口溫度分布Fig.9 Temperature distribution of heat exchanger outlet after spray humidification

表1 噴水增加量方案Tab.1 Schemes of water quantity increase

為了分析該方法的效果，在不同風速下分別就加裝噴水降溫裝置之前、加裝噴水降溫裝置之后和加裝改進后的噴水降溫裝置這3種情況下機組的背壓變化情況進行分析，根據文獻［15］環境風影響下直接空冷機組排汽壓力的計算模型，計算所得結果如圖10。從圖10可看出，改進后的噴水裝置對凝汽器背壓的改善情況是最好的。

3 結論

(1)主導風向下，空冷平臺第1排和第5列的空冷單元的入口風溫受環境風的影響較為嚴重，其他空冷單元的入口風溫受環境風的影響不大。

圖10 背壓變化比較Fig.10 Comparison of back pressure changes

(2)采用噴霧降溫的方式可以降低換熱器出口的溫度，對于入口風溫受環境風影響的空冷單元來講，增加噴嘴的噴水量可以降低邊緣風機換熱器出口溫度，進而能夠提高機組整體換熱效率。

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