直接空冷凝汽器旋转流场中应用喷雾增湿的数值模拟

周兰欣， 惠雪松， 李卫华， 马少帅， 孙会亮

（华北电力大学 电站设备状态监测与控制教育部重点实验室，保定071003）

随着直接空冷机组在我国的快速发展，喷雾增湿技术在空冷凝汽器中得到了广泛应用，成为直接空冷机组安全度夏的关键技术之一［1－3］.文献［4］～文献［6］均对加装喷雾增湿系统的空冷单元进行了数值研究，论证了喷雾增湿的可行性和经济性.然而以上文献对于风机的处理都应用了集总参数的思想，在数值计算时将风机按照质量流量入口、速度入口或者压力阶跃平面进行处理.由于风机叶片旋转带动空气螺旋上升，使空冷单元内空气的流场非常复杂，集总参数的处理方式必然会引起一定的误差.

笔者根据某600MW直接空冷机组的实际尺寸，对风机叶片和空冷单元模型进行了详细绘制，旋转叶轮和静止区域之间的耦合采用MRF模型进行数值计算，分析了空冷单元内的空气流场及换热器表面的温度场分布，依据空气流场优化喷嘴的布置位置及喷雾方向，为直接空冷机组喷雾增湿系统的优化设计提供一定的参考.

1 模型的建立及计算

1.1 模型的建立及网格划分

空冷单元由蒸汽分配管、“∧”型换热器、空冷风机和风机导流筒等构成，其中“∧”型换热器出口面空气的平均温度是雾化效果好坏的标准，也是计算凝汽器压力的依据.以单个空冷单元为研究对象，空冷单元的实际尺寸长为11m，宽为11m，高（从风机导流筒出口平面到蒸汽分配管中心平面的距离）为11.2m，换热器厚度为0.219m.简化风机轮毂结构，并根据风机叶片的实际尺寸绘制了风机的物理模型（图1）.

图1 风机结构及网格示意图Fig.1 Structural diagram and grid division of the fan

由蒸汽分配管中心线向上延伸到20m，换热器下部边界向外各延伸1m作为计算区域.计算区域网格采用分块划分的方法：换热器及换热器上方区域采用六面体网格进行划分，其余部分采用非结构化网格.对风机叶片和换热器的网格进行加密处理，总的网格数量为45.3万个.风机叶片结构和计算区域的网格图见图1.

1.2 主控方程

不考虑空冷单元周边环境风速的影响，空冷单元周围的大气运动认为是不可压缩定常流动.主控方程采用式（1）～式（4）.

动量守恒方程

RNGk－ε 湍流模型

方程中的常数是利用RNG理论推导出来的精确值，各常数取值为C1＝1.42，C2＝1.92，α＝1.39.R为平均应变力对ε的影响其中是无量纲应变或平均流时间尺度与紊流时间尺度之比；K 为脉动动能；η0＝4.38，β＝0.015，常数Cμ＝0.084 5.

由于涉及到能量交换，能量方程为

式中：ρ为空气密度，kg／m3；u 为速度，m／s；p 为压强，Pa；μ为流体动力黏性系数，Pa·s；t为时间，s；T为温度，K；E为流体热力学能，J；q为热流密度；τij为应力张量；δij为克罗内克符号；i＝1，2，3；j＝1，2，3；k＝1，2，3.

1.3 边界条件

风机导流筒进口设置为压力入口边界条件；单元模型顶部作为压力出口边界；同一列凝汽器相邻单元之间的隔风板设置为壁面边界条件，不考虑环境风影响，模型四周的其余面均设为对称边界条件.

由于模拟的工况是夏季，该600MW直接空冷机组满负荷发电，空冷单元热负荷为13.78MW，环境压力为92.9kPa，空气温度为305K（32℃），空冷风机的转速为70r／min，依靠风机叶片的旋转向空冷单元内部输送空气.风机的六个叶片定义为旋转体，旋转叶片和静止区域之间的耦合采用MRF模型［7］.由Fluent统计得到进入空冷单元的空气流量为433.6m3／s.为保证计算良好的收敛性，压力和动量采用欠松弛迭代法.

对雾滴采用Fluent中的离散相模型进行求解，雾滴与空气的热湿作用通过耦合求解计算，由拉格朗日法计算其轨迹.

空冷翅片管换热器采用由Patankar和Spalding提出的多孔介质模型［8－10］，将流经物理模型空间的流动阻力看做是动量控制方程的附加动量源，此项包括黏性损失和惯性损失.对于各项同性多孔介质，用式（5）描述：

式中：si为i（x，y，z）方向动量方程的源项；vi为i方向的速度；vmag为速度大小.

该动量源项构成了多孔介质单元的压强梯度，从而产生正比于单元速度和速度平方的压降；α为渗透率；C2为惯性阻力系数.考虑到换热器的厚度Δx为0.219m，根据试验测得换热器阻力性能数据，拟合得到阻力与换热器法向速度u之间的关系式为

通过式（5）和式（6），可以求得换热器平面法向的黏性阻力系数和惯性阻力系数分别为3 281 779和20.01.

2 计算结果及分析

根据直接空冷凝汽器的热平衡方程得到空冷凝汽器的凝结温度tn，并根据tn获得凝汽器压力.经计算可得未采用喷雾增湿系统前，凝汽器压力为31.43kPa.

2.1 风机面速度矢量

图2为风机面速度矢量图.由图2可知，由于风机叶片的旋转作用，空气通过风机后以螺旋形式向上运动，气流速度从风机中心至风机边缘逐渐增大，在离心力的作用下，在风机边缘形成密度和速度较大的空气团，轮毂上方形成较大漩涡.

图2 风机面速度矢量图Fig.2 Velocity vector on surface of the fan

2.2 空冷单元内空气的运动过程

图3为空冷单元内空气流动过程中某时刻的流场分布图.由图3可知，在旋转风机叶片的带动下，单元内的空气螺旋上升，下部空气流推动上部空气螺旋流动.

图3 空气运动过程中某时刻的流场分布Fig.3 Momentary flow field in the air－cooling unit

图4 空气粒子的轨迹图Fig.4 Trajectory of the air particles

图4为部分进入单元的空气粒子的运动轨迹图.由图4可知，进入单元的空气粒子的运动大致可以分为三类：第一类粒子的轨迹如图4中1所示，由于风机导流筒的圆形出口与下平台的方形结构不匹配，在空冷单元下平台的四角形成漩涡，一部分空气粒子在四角处螺旋运动，不易流出空冷单元；第二类粒子的运动轨迹如图4中2所示，粒子经过一定程度的旋转后穿过翅片管，翅片管中汽轮机排汽凝结释放的热量主要由这部分空气带走；第三类粒子的运动轨迹如图4中3所示，由于粒子经过剧烈的旋转，不易发散，垂直上升，最后由蒸汽分配管下部被迫流出空冷单元.

2.3 温度场分布

图5给出了喷雾前换热器出口面的温度分布图.由图5可知，凝汽器A侧换热器出口面上的温度分布左右并不对称（A侧换热器与B侧换热器旋转对称，故只讨论一面，下同），左侧温度高于右侧；A侧换热器出口面下部两角高温区域的范围也不一致.

图5 喷雾前换热器出口面的温度分布Fig.5 Temperature distribution on outlet surface of heat exchanger before spray humidification

由于单元内空气螺旋上升，导致空气流场非常复杂，而风机叶片为顺时针转动，因此迎着叶片旋转方向的A侧右半面高温区域范围较小，温度较低，相反，A侧左半面的高温区域范围较大，温度较高.

图6为y＝4m和y＝6m两个截面的速度矢量图.由图6可知，对于凝汽器的A侧换热器，迎着叶片旋转方向的下半个区域，空气垂直于换热器表面，迎风面风速高，换热效果好；而A侧换热器表面的上半部分，空气运动的方向平行甚至背离换热器，导致迎风面风速低，换热效果差.因此，A侧换热器的左半面温度较右半面温度高.

2.4 喷雾增湿的数值分析

环境压力为92.9kPa，每千克干球温度为32℃、湿度为76%的湿空气达到饱和状态时，根据湿空气的h－d图可查得最大吸水量为1.7g／kg.空冷风机全速运行时的风量为433.6m3／s，总喷水量不应大于0.790 5kg／s.

选用16个喷嘴，每个喷嘴的喷水量为0.05kg／s.整个空冷岛的总需水量为161.3t／h.

图6 速度矢量图Fig.6 Velocity vector diagram

采用自行设计的喷嘴，根据试验数据［11－12］，喷嘴的初始参数如下：喷雾压力为0.8MPa，喷嘴孔径为1mm，喷水温度为293K，喷雾半角为45°，喷雾方向在xy平面内与y轴正向所成夹角为135°（逆时针旋转，下同）.

根据空气旋转上升的特点，以风机栈道中心线为轴，错位布置两排喷嘴，每排8个.纵向位置如下：以经过风机栈桥中心线中点且垂直于风机栈桥中心线的直线为基准，左侧喷嘴距基准直线距离分别为4m、3m、2m、1m、0，－1m、－2m和－3m.右侧喷嘴距基准直线距离为3m、2m、1m、0、－1m，－2m、－3m和－4m.对喷嘴的横向位置、高度、喷雾方向、喷雾压力及孔径进行优化.图7为喷嘴布置简图.

2.4.1 喷嘴位置对凝汽器压力的影响

以对称方式分别将喷嘴距离风机栈道中心线3 m、3.5m、4m及4.5m进行布置；间隔0.2m，分别对0.4～2m之间，9种不同喷嘴高度（以风机导流筒出口面为基准，下同）进行数值计算，结果见图8.由图8可知，当喷嘴距离风机栈道中心线距离为3.5m，高度为 1.6m 时，凝汽器压力最低，为25.31kPa.

图7 喷嘴布置示意图Fig.7 Arrangement of nozzles

图8 喷嘴位置对凝汽器压力的影响Fig.8 Influence of nozzle location on the condenser pressure

2.4.2 喷雾方向对凝汽器压力的影响

基于图8的计算结果，取喷嘴的最优布置位置，改变两排喷嘴的喷雾方向进行数值计算.在0°～360°之间，每隔30°计算一次，计算结果如图9所示.由图9可知，喷雾方向为210°时，凝汽器压力最低，为25.16kPa.

图9 喷雾方向对凝汽器压力的影响Fig.9 Influence of spray angle on the condenser pressure

2.4.3 喷雾压力和喷嘴孔径对凝汽器压力的影响

选取最优的喷嘴布置位置和喷雾方向，改变喷雾压力及喷嘴孔径进行数值计算.图10为喷雾压力及喷嘴孔径对凝汽器压力的影响.由图10可见，当喷嘴孔径不发生变化时，喷雾压力越大，水的雾化程度越高，喷雾效果越好.当喷雾压力为定值时，孔径越小，喷雾效果越好.当喷雾压力为0.8MPa，喷嘴孔径为0.4mm时，凝汽器压力最低，为22.46kPa，较加装喷雾增湿装置前降低了8.97kPa.考虑实际运行中，孔径太小极易发生喷嘴堵塞，建议选用的喷嘴孔径为0.8～1.0mm.

图10 喷雾压力和喷嘴孔径对凝汽器压力的影响Fig.10 Influence of both spray pressure and nozzle size on the condenser pressure

图11为加装喷雾增湿装置后换热器外表面的温度分布图.由图11可知，A侧换热器出口面下部两角的高温区域明显减少，A侧换热器左半面较高温度区域明显减少，换热器出口面的温度分布比加装喷雾增湿装置前更均匀，说明水雾较均匀地覆盖了换热面.应用Fluent的统计功能得到，平均温度比喷雾前降低了8.02K.

图11 喷雾后换热器出口面的温度分布Fig.11 Temperature distribution on outlet surface of heat exchanger after spray humidification

3 结 论

（1）采用MRF模型处理风机模型后，空冷单元内空气螺旋上升，流场更接近实际；单侧换热器表面温度分布左右存在差异，且下部两角高温区域的范围也不一致.

（2）单元内的空气旋转运动，喷雾增湿系统的两排喷嘴应该错位布置，依靠空气携带水滴旋转，将水滴携带至换热面，减少除盐水的浪费.

（3）忽略环境风作用时，喷嘴距风机栈桥中心线3.5m、距风机导流筒出口平面高度1.6m，喷雾方向在xy平面与y轴正向夹角210°、喷嘴压力为0.8MPa、喷嘴孔径为0.4mm时，凝汽器压力降幅最大，为8.97kPa.

（4）喷嘴布置位置在横向距离风机栈道中心线3.0～4.0m，高度在1.4～1.8m，喷雾角度在180°～240°之间存在最优值，可对其中一个或者多个区间进行细化计算，进一步降低机组背压.

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