吳婷婷，張學(xué)鐳

(電站設(shè)備狀態(tài)監(jiān)測(cè)與控制教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室(華北電力大學(xué))，河北省保定市071003)

0 引言

我國(guó)“三北”地區(qū)煤炭資源豐富，水資源比較匱乏，直接空冷機(jī)組以其良好的節(jié)水效果，在當(dāng)?shù)氐玫搅藦V泛的應(yīng)用和推廣。由于直接空冷機(jī)組極易受到周?chē)h(huán)境的影響，夏季高溫空氣會(huì)影響空冷凝汽器的換熱，對(duì)機(jī)組的安全經(jīng)濟(jì)運(yùn)行造成影響。空冷機(jī)組安全、可靠的冷卻性能是電廠有效運(yùn)轉(zhuǎn)的關(guān)鍵，為了緩解直接空冷機(jī)組在夏季高溫時(shí)存在的出力受阻、不能滿發(fā)的問(wèn)題，噴霧增濕技術(shù)在直接空冷機(jī)組安全度夏中得到了廣泛的應(yīng)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(duì)電廠霧化增濕系統(tǒng)進(jìn)行了三維數(shù)值模擬，得出霧化增濕系統(tǒng)能夠提高空冷凝汽器的散熱效率和真空度的結(jié)論。石維柱等［8］建立了3種不同型式的噴淋冷卻系統(tǒng)數(shù)值模型，通過(guò)計(jì)算分析得出，噴淋系統(tǒng)的噴霧越均勻，霧滴覆蓋范圍越大，噴淋冷卻系統(tǒng)的性能越好。周蘭欣等［10－11］利用計(jì)算流體力學(xué) (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?qū)婌F增濕效果的影響，找出了最有利噴霧方向。文獻(xiàn)［12］提出了內(nèi)部導(dǎo)流裝置，利用計(jì)算流體力學(xué)模擬，比較了應(yīng)用導(dǎo)流板前、后噴霧增濕的冷卻效果，結(jié)果表明合理應(yīng)用內(nèi)部導(dǎo)流板能增強(qiáng)噴霧增濕的冷卻效果，更大程度降低機(jī)組背壓。文獻(xiàn)［13］應(yīng)用馬爾科夫隨機(jī)場(chǎng)模型處理風(fēng)機(jī)，分析了噴嘴位置、噴霧方向和噴嘴壓力對(duì)噴霧效果的影響。

以上文獻(xiàn)在分析噴霧增濕系統(tǒng)對(duì)空冷凝汽器換熱性能的影響時(shí)，都沒(méi)有考慮環(huán)境風(fēng)速的影響。夏季高溫工況，環(huán)境風(fēng)的作用會(huì)加重空冷單元入口風(fēng)溫的升高，在風(fēng)速較大時(shí)，甚至?xí)箼C(jī)組因換熱性能惡化而跳閘停機(jī)。所以，在分析噴霧增濕系統(tǒng)對(duì)空冷凝汽器換熱的影響時(shí)，風(fēng)速是需要考慮的因素。

為此，本文以300MW直接空冷機(jī)組為例，采用分步建模的方法，分別建立空冷島數(shù)值分析模型和空冷單元數(shù)值分析模型。求解空冷島模型時(shí)，考慮環(huán)境風(fēng)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(tǒng)建立在空冷單元模型中，通過(guò)該模型，對(duì)環(huán)境風(fēng)影響下空冷凝汽器加裝噴霧增濕系統(tǒng)后的換熱性能進(jìn)行數(shù)值分析。

1 模型的建立及求解方法

1.1 幾何模型及網(wǎng)格劃分

以某300MW直接空冷機(jī)組為例，利用Fluent軟件建立了空冷島和空冷凝汽器數(shù)值分析模型?？绽淦脚_(tái)高度為29.7m，擋風(fēng)墻的高度為9.9m。空冷單元為6排5列布置，共30個(gè)空冷單元，空冷單元的尺寸為12.2m×11.9m，編號(hào)及風(fēng)向示意如圖1所示，主導(dǎo)風(fēng)向與y軸正向夾角為45°。每個(gè)空冷單元下面布置1臺(tái)軸流冷卻風(fēng)機(jī)，風(fēng)機(jī)直徑為9.23m，額定流量為430m3/s?？绽鋶u數(shù)值分析模型的計(jì)算域?yàn)?00m×800m×600m，空冷單元模型的計(jì)算域?yàn)?2.2m×51.9m×53m，如圖2所示。為了保證網(wǎng)格質(zhì)量，對(duì)空冷島模型進(jìn)行了適當(dāng)簡(jiǎn)化，分別采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格進(jìn)行網(wǎng)格劃分，經(jīng)過(guò)網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證，最終確定的網(wǎng)格數(shù)目分別為152萬(wàn)和66萬(wàn)個(gè)。

1.2 控制方程和邊界條件

模擬的問(wèn)題屬于不可壓縮的定常流動(dòng)?？刂品匠贪ㄟB續(xù)性方程、動(dòng)量方程、能量方程、湍動(dòng)能方程和湍動(dòng)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(xù)性方程:

動(dòng)量方程:

本構(gòu)方程:

采用標(biāo)準(zhǔn)k－ε湍流模式:

考慮到熱量的交換，還應(yīng)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(dòng)力粘性系數(shù);εij為應(yīng)變率張量;δij為克羅內(nèi)克符號(hào);E為流體熱力學(xué)能，J;q為熱流密度;k 為系數(shù)，其值為 1，2，3，4;τij為應(yīng)力張量;t為時(shí)間，s。

整體模型中，空氣流入的平面設(shè)置為速度入口邊界條件，空氣流出的平面設(shè)置為outflow邊界條件，其他邊界設(shè)置為slip－wall邊界條件。環(huán)境風(fēng)的風(fēng)速和高度之間的函數(shù)關(guān)系為

式中:z0為風(fēng)速計(jì)測(cè)風(fēng)速時(shí)的安裝高度，m，一般取為10m;v0為z0處的平均風(fēng)速，m/s;zi為任意高度，m;vi為zi處的平均風(fēng)速，m/s;b為地面粗糙系數(shù)，本文取為0.16。

空冷單元數(shù)值分析模型中，換熱器用多孔介質(zhì)模型來(lái)模擬。多孔介質(zhì)模型的動(dòng)量源項(xiàng)由粘性損失項(xiàng)和慣性損失項(xiàng)兩部分組成，其表達(dá)式為

式中:Ci、1/αi分別為i方向的慣性阻力系數(shù)和粘性阻力系數(shù);μ為動(dòng)力粘性系數(shù)，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(lái)求解，霧滴與空氣的換熱作用通過(guò)耦合求解得到，并通過(guò)拉格朗日法來(lái)計(jì)算噴霧的軌跡?？绽滹L(fēng)機(jī)采用無(wú)限薄的圓面代替，用Fan模型模擬，設(shè)置參數(shù)通過(guò)實(shí)際風(fēng)機(jī)參數(shù)擬合得到。

1.3 模型的求解

采用SIMPLE求解的方法，同時(shí)采用一階迎風(fēng)差分格式保證迭代穩(wěn)定性。選用的湍流模型為標(biāo)準(zhǔn)k－ε模型，參數(shù)為缺省設(shè)置。首先，求解空冷島數(shù)值分析模型，得到空冷島周?chē)乃俣葓?chǎng)、溫度場(chǎng)和壓力場(chǎng)分布。然后，再求解空冷單元數(shù)值分析模型。空冷單元數(shù)值分析模型的邊界數(shù)據(jù)從空冷島數(shù)值分析模型求解結(jié)果中得到。邊界數(shù)據(jù)的傳遞通過(guò)Fluent中的profile功能實(shí)現(xiàn)，求解過(guò)程如圖3。

圖3 空冷單元數(shù)值分析求解過(guò)程Fig.3 Solving process of numerical analysis for air-cooled unit

2 算例分析

2.1 環(huán)境風(fēng)對(duì)空冷單元入口風(fēng)溫影響的數(shù)值分析

以主導(dǎo)風(fēng)向?yàn)槔?，通過(guò)數(shù)值計(jì)算，得到不同風(fēng)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(huán)境風(fēng)的影響較大。隨著風(fēng)速的增加，上述空冷單元的入口溫度也不斷升高，其中3號(hào)空冷單元的入口風(fēng)溫升高最為明顯，在風(fēng)速為9m/s時(shí)，溫度值升高到41℃。其他空冷單元的入口風(fēng)溫受環(huán)境風(fēng)的影響不大。

圖5給出了風(fēng)速為3m/s時(shí)，空冷島的溫度場(chǎng)分布。從圖5(a)可看出，受環(huán)境風(fēng)的影響，換熱器出口高溫空氣羽團(tuán)向來(lái)流方向的后方傾斜，進(jìn)而壓迫迎風(fēng)側(cè)空冷單元換熱器的出口氣流，使其向下運(yùn)動(dòng)，影響空冷凝汽器的換熱。從圖5(b)可看出，在環(huán)境風(fēng)的影響下，換熱器出口高溫空氣羽團(tuán)向空冷平臺(tái)兩側(cè)擴(kuò)散，并被處于邊緣的風(fēng)機(jī)吸入，造成邊緣風(fēng)機(jī)的入口空氣溫度的升高?？绽鋯卧肟跍氐纳叩脑蛑饕?(1)壓迫換熱器出口熱空氣，導(dǎo)致迎風(fēng)側(cè)換熱器“倒灌”;(2)使得換熱器出口熱空氣向空冷平臺(tái)下部擴(kuò)散并被平臺(tái)邊緣的風(fēng)機(jī)吸入，導(dǎo)致熱風(fēng)回流現(xiàn)象［9，14］的出現(xiàn)。

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?yàn)閾Q熱器出口氣流下壓，導(dǎo)致熱風(fēng)倒灌回風(fēng)機(jī)的入口位置，進(jìn)而導(dǎo)致了入口空氣溫度的升高。從圖6(b)可看出風(fēng)機(jī)入口吸入了回流回來(lái)的熱空氣而導(dǎo)致入口空氣溫度的升高。

2.2 噴霧增濕的數(shù)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(jìn)而提高空冷散熱器的散熱效率和真空度。當(dāng)前的研究成果是采用統(tǒng)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(duì)風(fēng)機(jī)入口高溫的改善情況也是一定的。但是，在環(huán)境風(fēng)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(duì)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(duì)受環(huán)境風(fēng)影響較為嚴(yán)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(dá)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(guò)程近似于等焓的過(guò)程。環(huán)境壓力為93.2 kPa，干球溫度為28℃、濕度為76%的濕空氣達(dá)到飽和狀態(tài)時(shí)，根據(jù)濕空氣的h-d圖得其最大的吸水量為1.55 g/kg?？绽滹L(fēng)機(jī)全速運(yùn)行時(shí)的風(fēng)量為430m3/s，總噴水量最大為0.719 kg/s。當(dāng)溫度升高到41℃時(shí)，濕空氣的最大吸水量達(dá)到1.81 g/kg，總噴水量最大為0.839 kg/s。

以13、15和3號(hào)空冷單元為例進(jìn)行分析。選用12個(gè)噴嘴，噴嘴選用螺旋實(shí)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(gè)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(gè)噴嘴。圖7中標(biāo)注的單位為mm。

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

在環(huán)境風(fēng)速為6m/s時(shí)，13、15和3號(hào)空冷單元的換熱器出口溫度分布如圖8所示。13號(hào)空冷單元處于空冷平臺(tái)的內(nèi)部，其受環(huán)境風(fēng)的影響較小，換熱器出口溫度值較低。15、3號(hào)空冷單元處于空冷平臺(tái)的邊緣，因?yàn)槭艿江h(huán)境風(fēng)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(hào)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(hào)空冷單元處于空冷平臺(tái)內(nèi)部，噴嘴的噴水量設(shè)定為0.05 kg/s，經(jīng)過(guò)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(shí)，噴嘴出口處的低溫區(qū)域不斷和周?chē)邷貐^(qū)域進(jìn)行熱交換，最終使得換熱器出口平面的整體溫度值下降。經(jīng)過(guò)噴霧降溫后，該單元換熱器出口溫度的統(tǒng)計(jì)平均值為334 K，比噴淋前降低了4 K。

對(duì)于15、3號(hào)空冷單元，噴水量為0.05 kg/s時(shí)，換熱器出口溫度的降低不明顯，從而使得機(jī)組背壓的改善效果不理想。通過(guò)調(diào)整噴水量，最終確定其噴水量分別為0.077、0.079 kg/s。改進(jìn)后 15、3 號(hào)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(jīng)和13號(hào)空冷單元大致相同。

通過(guò)對(duì)邊緣空冷單元噴水量的調(diào)整，最終確定的改進(jìn)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(fēng)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(jìn)后的噴水降溫裝置這3種情況下機(jī)組的背壓變化情況進(jìn)行分析，根據(jù)文獻(xiàn)［15］環(huán)境風(fēng)影響下直接空冷機(jī)組排汽壓力的計(jì)算模型，計(jì)算所得結(jié)果如圖10。從圖10可看出，改進(jìn)后的噴水裝置對(duì)凝汽器背壓的改善情況是最好的。

3 結(jié)論

(1)主導(dǎo)風(fēng)向下，空冷平臺(tái)第1排和第5列的空冷單元的入口風(fēng)溫受環(huán)境風(fēng)的影響較為嚴(yán)重，其他空冷單元的入口風(fēng)溫受環(huán)境風(fēng)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(duì)于入口風(fēng)溫受環(huán)境風(fēng)影響的空冷單元來(lái)講，增加噴嘴的噴水量可以降低邊緣風(fēng)機(jī)換熱器出口溫度，進(jìn)而能夠提高機(jī)組整體換熱效率。

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