吴婷婷，张学镭

(电站设备状态监测与控制教育部重点实验室(华北电力大学)，河北省保定市071003)

0 引言

我国“三北”地区煤炭资源丰富，水资源比较匮乏，直接空冷机组以其良好的节水效果，在当地得到了广泛的应用和推广。由于直接空冷机组极易受到周围环境的影响，夏季高温空气会影响空冷凝汽器的换热，对机组的安全经济运行造成影响。空冷机组安全、可靠的冷却性能是电厂有效运转的关键，为了缓解直接空冷机组在夏季高温时存在的出力受阻、不能满发的问题，喷雾增湿技术在直接空冷机组安全度夏中得到了广泛的应用［1－6］。王松岭等［7］研究了雾化增湿降温法的工作原理，并对电厂雾化增湿系统进行了三维数值模拟，得出雾化增湿系统能够提高空冷凝汽器的散热效率和真空度的结论。石维柱等［8］建立了3种不同型式的喷淋冷却系统数值模型，通过计算分析得出，喷淋系统的喷雾越均匀，雾滴覆盖范围越大，喷淋冷却系统的性能越好。周兰欣等［10－11］利用计算流体力学 (computational fluid dynamics，CFD)软件，在不同喷嘴布置方案中得出增湿效果最佳方案，分析了喷雾方向对喷雾增湿效果的影响，找出了最有利喷雾方向。文献［12］提出了内部导流装置，利用计算流体力学模拟，比较了应用导流板前、后喷雾增湿的冷却效果，结果表明合理应用内部导流板能增强喷雾增湿的冷却效果，更大程度降低机组背压。文献［13］应用马尔科夫随机场模型处理风机，分析了喷嘴位置、喷雾方向和喷嘴压力对喷雾效果的影响。

以上文献在分析喷雾增湿系统对空冷凝汽器换热性能的影响时，都没有考虑环境风速的影响。夏季高温工况，环境风的作用会加重空冷单元入口风温的升高，在风速较大时，甚至会使机组因换热性能恶化而跳闸停机。所以，在分析喷雾增湿系统对空冷凝汽器换热的影响时，风速是需要考虑的因素。

为此，本文以300MW直接空冷机组为例，采用分步建模的方法，分别建立空冷岛数值分析模型和空冷单元数值分析模型。求解空冷岛模型时，考虑环境风速的影响;空冷单元模型的求解边界从求解后的空冷岛模型中得到。喷雾增湿系统建立在空冷单元模型中，通过该模型，对环境风影响下空冷凝汽器加装喷雾增湿系统后的换热性能进行数值分析。

1 模型的建立及求解方法

1.1 几何模型及网格划分

以某300MW直接空冷机组为例，利用Fluent软件建立了空冷岛和空冷凝汽器数值分析模型。空冷平台高度为29.7m，挡风墙的高度为9.9m。空冷单元为6排5列布置，共30个空冷单元，空冷单元的尺寸为12.2m×11.9m，编号及风向示意如图1所示，主导风向与y轴正向夹角为45°。每个空冷单元下面布置1台轴流冷却风机，风机直径为9.23m，额定流量为430m3/s。空冷岛数值分析模型的计算域为800m×800m×600m，空冷单元模型的计算域为52.2m×51.9m×53m，如图2所示。为了保证网格质量，对空冷岛模型进行了适当简化，分别采用结构化网格进行网格划分，经过网格无关性验证，最终确定的网格数目分别为152万和66万个。

1.2 控制方程和边界条件

模拟的问题属于不可压缩的定常流动。控制方程包括连续性方程、动量方程、能量方程、湍动能方程和湍动能耗散方程［13－14］。

图1 空冷单元的平面布置Fig.1 Layout of air-cooled unit

图2 空冷岛模型Fig.2 Model of air cooling island

连续性方程:

动量方程:

本构方程:

采用标准k－ε湍流模式:

考虑到热量的交换，还应该考虑能量方程:

式中:ρ为空气的密度，kg/m3;u为空气的流速，m/s;p为压力，Pa;μ为流体的动力粘性系数;εij为应变率张量;δij为克罗内克符号;E为流体热力学能，J;q为热流密度;k 为系数，其值为 1，2，3，4;τij为应力张量;t为时间，s。

整体模型中，空气流入的平面设置为速度入口边界条件，空气流出的平面设置为outflow边界条件，其他边界设置为slip－wall边界条件。环境风的风速和高度之间的函数关系为

式中:z0为风速计测风速时的安装高度，m，一般取为10m;v0为z0处的平均风速，m/s;zi为任意高度，m;vi为zi处的平均风速，m/s;b为地面粗糙系数，本文取为0.16。

空冷单元数值分析模型中，换热器用多孔介质模型来模拟。多孔介质模型的动量源项由粘性损失项和惯性损失项两部分组成，其表达式为

式中:Ci、1/αi分别为i方向的惯性阻力系数和粘性阻力系数;μ为动力粘性系数，Pa·s，取为1.794 8 ×10－5Pa·s;u为速度向量;ui为i方向速度，m/s;Δpe为换热器的压降，Pa;Lz为换热器的厚度，m。

喷雾的雾滴采用Fluent中的离散相模型来求解，雾滴与空气的换热作用通过耦合求解得到，并通过拉格朗日法来计算喷雾的轨迹。空冷风机采用无限薄的圆面代替，用Fan模型模拟，设置参数通过实际风机参数拟合得到。

1.3 模型的求解

采用SIMPLE求解的方法，同时采用一阶迎风差分格式保证迭代稳定性。选用的湍流模型为标准k－ε模型，参数为缺省设置。首先，求解空冷岛数值分析模型，得到空冷岛周围的速度场、温度场和压力场分布。然后，再求解空冷单元数值分析模型。空冷单元数值分析模型的边界数据从空冷岛数值分析模型求解结果中得到。边界数据的传递通过Fluent中的profile功能实现，求解过程如图3。

图3 空冷单元数值分析求解过程Fig.3 Solving process of numerical analysis for air-cooled unit

2 算例分析

2.1 环境风对空冷单元入口风温影响的数值分析

以主导风向为例，通过数值计算，得到不同风速下空冷岛各空冷单元的入口空气温度分布，如图4。从图4可看出，第1排和第5列空冷单元的入口空气温度受环境风的影响较大。随着风速的增加，上述空冷单元的入口温度也不断升高，其中3号空冷单元的入口风温升高最为明显，在风速为9m/s时，温度值升高到41℃。其他空冷单元的入口风温受环境风的影响不大。

图5给出了风速为3m/s时，空冷岛的温度场分布。从图5(a)可看出，受环境风的影响，换热器出口高温空气羽团向来流方向的后方倾斜，进而压迫迎风侧空冷单元换热器的出口气流，使其向下运动，影响空冷凝汽器的换热。从图5(b)可看出，在环境风的影响下，换热器出口高温空气羽团向空冷平台两侧扩散，并被处于边缘的风机吸入，造成边缘风机的入口空气温度的升高。空冷单元入口温的升高的原因主要有:(1)压迫换热器出口热空气，导致迎风侧换热器“倒灌”;(2)使得换热器出口热空气向空冷平台下部扩散并被平台边缘的风机吸入，导致热风回流现象［9，14］的出现。

图4 空冷单元入口温度分布Fig.4 Temperature distribution of air-cooled unit inlet

图5 空冷岛温度分布Fig.5 Temperature distribution of air-cooling island

图6给出了空冷单元温度分布。从图6(a)可看出，空冷单元因为换热器出口气流下压，导致热风倒灌回风机的入口位置，进而导致了入口空气温度的升高。从图6(b)可看出风机入口吸入了回流回来的热空气而导致入口空气温度的升高。

2.2 喷雾增湿的数值分析

采用雾化增湿的方法可以降低空冷散热器出口的空气温度，进而提高空冷散热器的散热效率和真空度。当前的研究成果是采用统一的喷嘴布置，且喷嘴的出口压力、喷水量和喷水温度都是一定的，所以喷雾降温对风机入口高温的改善情况也是一定的。但是，在环境风的影响下，空冷单元入口空气温度分布是不均匀的，上述喷雾方式对入口温度较高的空冷单元的换热改善情况不理想。

本文提出对受环境风影响较为严重的第1排和第5列的空冷单元，采用增加喷水量的方法，提高其改善效果，从而使喷雾降温的效果达到最大。

图6 空冷单元温度分布Fig.6 Temperature distribution of air-cooled unit

喷水加湿的过程近似于等焓的过程。环境压力为93.2 kPa，干球温度为28℃、湿度为76%的湿空气达到饱和状态时，根据湿空气的h-d图得其最大的吸水量为1.55 g/kg。空冷风机全速运行时的风量为430m3/s，总喷水量最大为0.719 kg/s。当温度升高到41℃时，湿空气的最大吸水量达到1.81 g/kg，总喷水量最大为0.839 kg/s。

以13、15和3号空冷单元为例进行分析。选用12个喷嘴，喷嘴选用螺旋实心喷嘴，喷嘴的入口压力为0.2 MPa，直径为2.4 mm，喷水温度为293 K，喷嘴的布置形式如图7所示，每个空冷单元布置2排供水的支路，每排分2路布置，每路布置3个喷嘴。图7中标注的单位为mm。

图7 喷嘴的布置位置Fig.7 Layout position of nozzle

在环境风速为6m/s时，13、15和3号空冷单元的换热器出口温度分布如图8所示。13号空冷单元处于空冷平台的内部，其受环境风的影响较小，换热器出口温度值较低。15、3号空冷单元处于空冷平台的边缘，因为受到环境风的影响，其入口空气温度较高，所以换热器出口的温度分布也要高于13号空冷单元。

图8 喷雾降温前换热器出口温度分布Fig.8 Temperature distribution of heat exchangeroutlet before spray humidification

13号空冷单元处于空冷平台内部，喷嘴的喷水量设定为0.05 kg/s，经过喷雾降温后，换热器出口的温度变化情况如图9(a)所示。从图9(a)可看出，在换热器的出口平面，喷嘴出口处的温度有明显的降低。同时，喷嘴出口处的低温区域不断和周围高温区域进行热交换，最终使得换热器出口平面的整体温度值下降。经过喷雾降温后，该单元换热器出口温度的统计平均值为334 K，比喷淋前降低了4 K。

对于15、3号空冷单元，喷水量为0.05 kg/s时，换热器出口温度的降低不明显，从而使得机组背压的改善效果不理想。通过调整喷水量，最终确定其喷水量分别为0.077、0.079 kg/s。改进后 15、3 号空冷单元换热器入口温度如图9(b)所示。从中可以看出，其换热器出口温度分布已经和13号空冷单元大致相同。

通过对边缘空冷单元喷水量的调整，最终确定的改进方案如表1。

图9 喷雾降温后换热器出口温度分布Fig.9 Temperature distribution of heat exchanger outlet after spray humidification

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

为了分析该方法的效果，在不同风速下分别就加装喷水降温装置之前、加装喷水降温装置之后和加装改进后的喷水降温装置这3种情况下机组的背压变化情况进行分析，根据文献［15］环境风影响下直接空冷机组排汽压力的计算模型，计算所得结果如图10。从图10可看出，改进后的喷水装置对凝汽器背压的改善情况是最好的。

3 结论

(1)主导风向下，空冷平台第1排和第5列的空冷单元的入口风温受环境风的影响较为严重，其他空冷单元的入口风温受环境风的影响不大。

图10 背压变化比较Fig.10 Comparison of back pressure changes

(2)采用喷雾降温的方式可以降低换热器出口的温度，对于入口风温受环境风影响的空冷单元来讲，增加喷嘴的喷水量可以降低边缘风机换热器出口温度，进而能够提高机组整体换热效率。

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