直接空冷凝汽器旋轉流場中應用噴霧增濕的數值模擬

周蘭欣， 惠雪松， 李衛華， 馬少帥， 孫會亮

（華北電力大學 電站設備狀態監測與控制教育部重點實驗室，保定071003）

隨著直接空冷機組在我國的快速發展，噴霧增濕技術在空冷凝汽器中得到了廣泛應用，成為直接空冷機組安全度夏的關鍵技術之一［1－3］.文獻［4］～文獻［6］均對加裝噴霧增濕系統的空冷單元進行了數值研究，論證了噴霧增濕的可行性和經濟性.然而以上文獻對于風機的處理都應用了集總參數的思想，在數值計算時將風機按照質量流量入口、速度入口或者壓力階躍平面進行處理.由于風機葉片旋轉帶動空氣螺旋上升，使空冷單元內空氣的流場非常復雜，集總參數的處理方式必然會引起一定的誤差.

筆者根據某600MW直接空冷機組的實際尺寸，對風機葉片和空冷單元模型進行了詳細繪制，旋轉葉輪和靜止區域之間的耦合采用MRF模型進行數值計算，分析了空冷單元內的空氣流場及換熱器表面的溫度場分布，依據空氣流場優化噴嘴的布置位置及噴霧方向，為直接空冷機組噴霧增濕系統的優化設計提供一定的參考.

1 模型的建立及計算

1.1 模型的建立及網格劃分

空冷單元由蒸汽分配管、“∧”型換熱器、空冷風機和風機導流筒等構成，其中“∧”型換熱器出口面空氣的平均溫度是霧化效果好壞的標準，也是計算凝汽器壓力的依據.以單個空冷單元為研究對象，空冷單元的實際尺寸長為11m，寬為11m，高（從風機導流筒出口平面到蒸汽分配管中心平面的距離）為11.2m，換熱器厚度為0.219m.簡化風機輪轂結構，并根據風機葉片的實際尺寸繪制了風機的物理模型（圖1）.

圖1 風機結構及網格示意圖Fig.1 Structural diagram and grid division of the fan

由蒸汽分配管中心線向上延伸到20m，換熱器下部邊界向外各延伸1m作為計算區域.計算區域網格采用分塊劃分的方法：換熱器及換熱器上方區域采用六面體網格進行劃分，其余部分采用非結構化網格.對風機葉片和換熱器的網格進行加密處理，總的網格數量為45.3萬個.風機葉片結構和計算區域的網格圖見圖1.

1.2 主控方程

不考慮空冷單元周邊環境風速的影響，空冷單元周圍的大氣運動認為是不可壓縮定常流動.主控方程采用式（1）～式（4）.

動量守恒方程

RNGk－ε 湍流模型

方程中的常數是利用RNG理論推導出來的精確值，各常數取值為C1＝1.42，C2＝1.92，α＝1.39.R為平均應變力對ε的影響其中是無量綱應變或平均流時間尺度與紊流時間尺度之比；K 為脈動動能；η0＝4.38，β＝0.015，常數Cμ＝0.084 5.

由于涉及到能量交換，能量方程為

式中：ρ為空氣密度，kg／m3；u 為速度，m／s；p 為壓強，Pa；μ為流體動力黏性系數，Pa·s；t為時間，s；T為溫度，K；E為流體熱力學能，J；q為熱流密度；τij為應力張量；δij為克羅內克符號；i＝1，2，3；j＝1，2，3；k＝1，2，3.

1.3 邊界條件

風機導流筒進口設置為壓力入口邊界條件；單元模型頂部作為壓力出口邊界；同一列凝汽器相鄰單元之間的隔風板設置為壁面邊界條件，不考慮環境風影響，模型四周的其余面均設為對稱邊界條件.

由于模擬的工況是夏季，該600MW直接空冷機組滿負荷發電，空冷單元熱負荷為13.78MW，環境壓力為92.9kPa，空氣溫度為305K（32℃），空冷風機的轉速為70r／min，依靠風機葉片的旋轉向空冷單元內部輸送空氣.風機的六個葉片定義為旋轉體，旋轉葉片和靜止區域之間的耦合采用MRF模型［7］.由Fluent統計得到進入空冷單元的空氣流量為433.6m3／s.為保證計算良好的收斂性，壓力和動量采用欠松弛迭代法.

對霧滴采用Fluent中的離散相模型進行求解，霧滴與空氣的熱濕作用通過耦合求解計算，由拉格朗日法計算其軌跡.

空冷翅片管換熱器采用由Patankar和Spalding提出的多孔介質模型［8－10］，將流經物理模型空間的流動阻力看做是動量控制方程的附加動量源，此項包括黏性損失和慣性損失.對于各項同性多孔介質，用式（5）描述：

式中：si為i（x，y，z）方向動量方程的源項；vi為i方向的速度；vmag為速度大小.

該動量源項構成了多孔介質單元的壓強梯度，從而產生正比于單元速度和速度平方的壓降；α為滲透率；C2為慣性阻力系數.考慮到換熱器的厚度Δx為0.219m，根據試驗測得換熱器阻力性能數據，擬合得到阻力與換熱器法向速度u之間的關系式為

通過式（5）和式（6），可以求得換熱器平面法向的黏性阻力系數和慣性阻力系數分別為3 281 779和20.01.

2 計算結果及分析

根據直接空冷凝汽器的熱平衡方程得到空冷凝汽器的凝結溫度tn，并根據tn獲得凝汽器壓力.經計算可得未采用噴霧增濕系統前，凝汽器壓力為31.43kPa.

2.1 風機面速度矢量

圖2為風機面速度矢量圖.由圖2可知，由于風機葉片的旋轉作用，空氣通過風機后以螺旋形式向上運動，氣流速度從風機中心至風機邊緣逐漸增大，在離心力的作用下，在風機邊緣形成密度和速度較大的空氣團，輪轂上方形成較大漩渦.

圖2 風機面速度矢量圖Fig.2 Velocity vector on surface of the fan

2.2 空冷單元內空氣的運動過程

圖3為空冷單元內空氣流動過程中某時刻的流場分布圖.由圖3可知，在旋轉風機葉片的帶動下，單元內的空氣螺旋上升，下部空氣流推動上部空氣螺旋流動.

圖3 空氣運動過程中某時刻的流場分布Fig.3 Momentary flow field in the air－cooling unit

圖4 空氣粒子的軌跡圖Fig.4 Trajectory of the air particles

圖4為部分進入單元的空氣粒子的運動軌跡圖.由圖4可知，進入單元的空氣粒子的運動大致可以分為三類：第一類粒子的軌跡如圖4中1所示，由于風機導流筒的圓形出口與下平臺的方形結構不匹配，在空冷單元下平臺的四角形成漩渦，一部分空氣粒子在四角處螺旋運動，不易流出空冷單元；第二類粒子的運動軌跡如圖4中2所示，粒子經過一定程度的旋轉后穿過翅片管，翅片管中汽輪機排汽凝結釋放的熱量主要由這部分空氣帶走；第三類粒子的運動軌跡如圖4中3所示，由于粒子經過劇烈的旋轉，不易發散，垂直上升，最后由蒸汽分配管下部被迫流出空冷單元.

2.3 溫度場分布

圖5給出了噴霧前換熱器出口面的溫度分布圖.由圖5可知，凝汽器A側換熱器出口面上的溫度分布左右并不對稱（A側換熱器與B側換熱器旋轉對稱，故只討論一面，下同），左側溫度高于右側；A側換熱器出口面下部兩角高溫區域的范圍也不一致.

圖5 噴霧前換熱器出口面的溫度分布Fig.5 Temperature distribution on outlet surface of heat exchanger before spray humidification

由于單元內空氣螺旋上升，導致空氣流場非常復雜，而風機葉片為順時針轉動，因此迎著葉片旋轉方向的A側右半面高溫區域范圍較小，溫度較低，相反，A側左半面的高溫區域范圍較大，溫度較高.

圖6為y＝4m和y＝6m兩個截面的速度矢量圖.由圖6可知，對于凝汽器的A側換熱器，迎著葉片旋轉方向的下半個區域，空氣垂直于換熱器表面，迎風面風速高，換熱效果好；而A側換熱器表面的上半部分，空氣運動的方向平行甚至背離換熱器，導致迎風面風速低，換熱效果差.因此，A側換熱器的左半面溫度較右半面溫度高.

2.4 噴霧增濕的數值分析

環境壓力為92.9kPa，每千克干球溫度為32℃、濕度為76%的濕空氣達到飽和狀態時，根據濕空氣的h－d圖可查得最大吸水量為1.7g／kg.空冷風機全速運行時的風量為433.6m3／s，總噴水量不應大于0.790 5kg／s.

選用16個噴嘴，每個噴嘴的噴水量為0.05kg／s.整個空冷島的總需水量為161.3t／h.

圖6 速度矢量圖Fig.6 Velocity vector diagram

采用自行設計的噴嘴，根據試驗數據［11－12］，噴嘴的初始參數如下：噴霧壓力為0.8MPa，噴嘴孔徑為1mm，噴水溫度為293K，噴霧半角為45°，噴霧方向在xy平面內與y軸正向所成夾角為135°（逆時針旋轉，下同）.

根據空氣旋轉上升的特點，以風機棧道中心線為軸，錯位布置兩排噴嘴，每排8個.縱向位置如下：以經過風機棧橋中心線中點且垂直于風機棧橋中心線的直線為基準，左側噴嘴距基準直線距離分別為4m、3m、2m、1m、0，－1m、－2m和－3m.右側噴嘴距基準直線距離為3m、2m、1m、0、－1m，－2m、－3m和－4m.對噴嘴的橫向位置、高度、噴霧方向、噴霧壓力及孔徑進行優化.圖7為噴嘴布置簡圖.

2.4.1 噴嘴位置對凝汽器壓力的影響

以對稱方式分別將噴嘴距離風機棧道中心線3 m、3.5m、4m及4.5m進行布置；間隔0.2m，分別對0.4～2m之間，9種不同噴嘴高度（以風機導流筒出口面為基準，下同）進行數值計算，結果見圖8.由圖8可知，當噴嘴距離風機棧道中心線距離為3.5m，高度為 1.6m 時，凝汽器壓力最低，為25.31kPa.

圖7 噴嘴布置示意圖Fig.7 Arrangement of nozzles

圖8 噴嘴位置對凝汽器壓力的影響Fig.8 Influence of nozzle location on the condenser pressure

2.4.2 噴霧方向對凝汽器壓力的影響

基于圖8的計算結果，取噴嘴的最優布置位置，改變兩排噴嘴的噴霧方向進行數值計算.在0°～360°之間，每隔30°計算一次，計算結果如圖9所示.由圖9可知，噴霧方向為210°時，凝汽器壓力最低，為25.16kPa.

圖9 噴霧方向對凝汽器壓力的影響Fig.9 Influence of spray angle on the condenser pressure

2.4.3 噴霧壓力和噴嘴孔徑對凝汽器壓力的影響

選取最優的噴嘴布置位置和噴霧方向，改變噴霧壓力及噴嘴孔徑進行數值計算.圖10為噴霧壓力及噴嘴孔徑對凝汽器壓力的影響.由圖10可見，當噴嘴孔徑不發生變化時，噴霧壓力越大，水的霧化程度越高，噴霧效果越好.當噴霧壓力為定值時，孔徑越小，噴霧效果越好.當噴霧壓力為0.8MPa，噴嘴孔徑為0.4mm時，凝汽器壓力最低，為22.46kPa，較加裝噴霧增濕裝置前降低了8.97kPa.考慮實際運行中，孔徑太小極易發生噴嘴堵塞，建議選用的噴嘴孔徑為0.8～1.0mm.

圖10 噴霧壓力和噴嘴孔徑對凝汽器壓力的影響Fig.10 Influence of both spray pressure and nozzle size on the condenser pressure

圖11為加裝噴霧增濕裝置后換熱器外表面的溫度分布圖.由圖11可知，A側換熱器出口面下部兩角的高溫區域明顯減少，A側換熱器左半面較高溫度區域明顯減少，換熱器出口面的溫度分布比加裝噴霧增濕裝置前更均勻，說明水霧較均勻地覆蓋了換熱面.應用Fluent的統計功能得到，平均溫度比噴霧前降低了8.02K.

圖11 噴霧后換熱器出口面的溫度分布Fig.11 Temperature distribution on outlet surface of heat exchanger after spray humidification

3 結 論

（1）采用MRF模型處理風機模型后，空冷單元內空氣螺旋上升，流場更接近實際；單側換熱器表面溫度分布左右存在差異，且下部兩角高溫區域的范圍也不一致.

（2）單元內的空氣旋轉運動，噴霧增濕系統的兩排噴嘴應該錯位布置，依靠空氣攜帶水滴旋轉，將水滴攜帶至換熱面，減少除鹽水的浪費.

（3）忽略環境風作用時，噴嘴距風機棧橋中心線3.5m、距風機導流筒出口平面高度1.6m，噴霧方向在xy平面與y軸正向夾角210°、噴嘴壓力為0.8MPa、噴嘴孔徑為0.4mm時，凝汽器壓力降幅最大，為8.97kPa.

（4）噴嘴布置位置在橫向距離風機棧道中心線3.0～4.0m，高度在1.4～1.8m，噴霧角度在180°～240°之間存在最優值，可對其中一個或者多個區間進行細化計算，進一步降低機組背壓.

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