冷却水流径对于凝汽器性能影响的数值模拟分析

董建华，武 君，董爱华

（ 1.哈尔滨电气股份有限公司，哈尔滨 150090;2.哈尔滨汽轮机厂辅机工程有限公司，哈尔滨 150090）

0 引 言

在现代大型电站凝汽式汽轮机组的热力循环中，凝汽器设备起着冷源的作用，其设计、制造和工作性能将直接影响整个发电厂运行的安全性和经济性。现代电站汽轮机一般配备双流程型凝汽器，管束排列分为上、下两部分，根据冷却水进水主要有上进下出和下进上出两种方式，近年来引进的欧美及日本机组多采用前者，而国产和前苏联的机组多采用后者［1－3］。

由于凝汽器的结构尺寸较大，壳侧汽/水混合物的流动和凝结换热现象复杂，目前国内主要采用美国HEI标准进行设计。对于双流程凝汽器，这种方法不能考虑冷却水进水方式等因素的影响［4］。

文中采用东芝公司开发的二维稳态数值模拟方法以及相应的自定义子程序，应用STAR－CD软件分别针对3种不同管束布置类型的凝汽器产品进行计算和分析，综合评估不同的冷却水流径对于凝汽器运行性能的影响［5］。

1 物理模型

文中选择N313(AT型)、N－324(向心型)以及N－341(帽型)3种管束布置类型的双流程凝汽器进行数值分析，物理模型包括凝汽器的蒸汽进口、喉部、管束区、空冷区、抽气口以及挡板和低加通道，忽略热阱部分。管束布置详如图1～图3所示，结构参数详见表1。

图1 AT型管束布置图

图2 向心型管束布置图

图3 帽形管束布置

表1 凝汽器管束主要参数

为了模拟凝汽器壳侧蒸汽复杂的流动、换热过程，文中选取垂直于凝汽器管束轴向的平面进行二维稳态计算，不考虑冷却水沿轴向的温度变化。由于凝汽器整体布局具有对称型，计算区域可以截取1/2。本次数值模拟进行以下的简化和假设:

(1)采用多孔介质模型模拟管束区以及空冷区内的蒸汽流动。

(2)假设不凝结气体均由汽轮机的排汽带入凝汽器，在整个凝结过程中绝对含量不变。

(3)假设壳侧的蒸汽和空气是一种均匀混合的理想气体，具有相同的速度，其温度等于蒸汽分压力下的饱和温度。

(4)忽略蒸汽凝结液体具有的动量以及占据的空间。

(5)忽略凝汽器与外界的热交换。

通过以上简化和假设，将壳侧多相、多组分的复杂流场处理为蒸汽和空气的混合气体(理想气体，蒸汽处于饱和状态)在具有分布阻力和分布质量汇的多孔介质中的二维稳态流动。

2 数值模拟方法

文中应用商用CFD软件STAR－CD进行建模、网格划分、求解以及后处理。计算过程基于有限体积法，即通过积分将离散后的偏微分控制方程转化为代数方程组进行迭代求解。同时，为了求解N－S时均方程，采用东芝公司开发编写的STAR－CD用户子程序补充所需的关系式。

2.1 网格划分

文中针对1/2结构建立二维模型，采用四边形网格进行计算。对于布置管束的主凝结区和空冷区，由于采用多孔介质模型，单元网格的尺寸固定为1/2节距(Px)×管束排间距(Py=Px·sin60°)，如图4所示。对于其它区域，可以根据情况适当放大网格尺寸，以减少计算单元数量。

图4 管束区网格划分示意图

2.2 控制方程

在二维直角坐标系中，具有分布阻力和分布质量汇的混合气体的流动和凝结换热过程可以通过连续方程、动量方程以及空气组分方程表示:

连续方程:

式中:u、v为混合气体在x、y方向上的速度分量;ρ为混合气体密度;ε为孔隙率，即控制体积内流体空间与控制体积的比;Q为质量源项;Fu和Fv为单位体积流体在x、y方向上的流动阻力分量;μc为当量粘性系数;Γ和Sq则分别代表扩散系数和源项。由于采用水蒸汽分压力确定温度，不需要求解能量方程。

2.3 补充关系式

2.3.1 混合气体的密度

式中:ρa和ρs为分压力下空气和蒸汽的密度。

2.3.2 混合气体的动力粘度

采用低压气体混合物粘度 Wilke［4］计算方法:

式中:ys和ya分别为蒸汽和空气的质量分数;μs和μa分别为蒸汽和空气的动力粘度;Φ为系数。

2.3.3 分布阻力(动量源项)

计算表明分布阻力的设置对于整个流场的模拟结果影响很大，在凝汽器的研究中曾提出过不同的经验关系式，需根据试验数据合理选择。该子程序中应用的计算公式为:

式中:UP为当地流速;ξu、ξv分别为管束区内 x、y方向上压力损失系数。

2.3.4 蒸汽的凝结率(质量源项)

对于管束区:Q为单位体积内蒸汽凝结率。

式中:L为蒸汽潜热;V为控制体积;Aa为热交换面积;Δtm为蒸汽与冷却水间的温差;K为总传热系数。

2.4 湍流方程

文中的数值模拟采用涡粘模型，选择典型的两方程k－epsilon湍流模型封闭方程。

3 计算结果分析

通过SIMPLE算法针对3种不同管束布置的凝汽器结构进行求解，模拟相同运行工况下上进下出和下进上出两种不同进水方式时凝汽器的运行情况，用以评估两种流径设计对于凝汽器性能的影响。各型号凝汽器的运行参数详见表2。

表2 凝汽器运行参数

对于N－313型凝汽器，如图所示，其空冷区布置在上部管束区中，不凝结气体(空气)均通过上部的抽气口抽出。当流径采用下进上出方式时，由于下部冷却水温度较低，更多的蒸汽将在下部管束区内凝结。由于下部没有布置抽气口，凝聚的大量不凝结气体无法顺利的从上部抽气口抽走，直接导致下部管束区内空气含量明显增高，不仅严重影响了换热效果，同时也增大了压力损失。此时，凝汽器的平均传热系数为4451.3 w/(m·℃)，压力损失达到497.9 Pa。改用上进下出方式后，上部冷却水温较低，大部分蒸汽将在上部管束区凝结，不凝结气体也可以经由抽气口及时抽走，平均传热系数可以提高至4516.4 w/(m2·℃)，而压力损失降至122.1 Pa。

对于N－341型凝汽器，如图5所示，空冷区布置在下部管束区中，上部管束区凝结过程析出的不凝结气体需要流经下部管束区后才能由抽气口排出，易于在上部管束区内形成明显的空气阻塞区。这种管束布置不仅传热效果差，而且流动阻力大，壳侧蒸汽流场分布不合理。但是相对而言，流径采用下进上出方式时凝汽器的传热性能略优于采用上进下出方式，传热系数高出3.4%，但是流动阻力增加了约1%。

图5 N－341型凝汽器壳侧空气浓度分布

不同于以上两种凝汽器结构，N－324型凝汽器在上、下部管束区内均设置了单独的空冷区，如图4所示，不凝结气体可以通过上、下两个抽气口分别排出。因此，无论采用哪种冷却水流径，对于凝汽器的运行性能影响均较小，平均传热系数相差不到1%。采用上进下出进水方式时，冷却水由上部进入，汽水两侧的温差较大，蒸汽的平均凝结量增大，这种流径的平均凝结率比下进上出方式时的高2.6%。同时，由于大部分蒸汽在上部凝结，有效地减少了蒸汽的流经长度，明显降低了压力损失(上进下出方式的压力损失比下进上出方式的压损降低了约240)。

综上所述，可以得到以下结论:

(1)对于各种管束布置类型的双流程凝汽器，当冷却水采用上进下出方式时，凝汽器壳侧的压力损失较小，见表3。这主要是由于冷却水由上部进入时，上部管束区内的冷却水温度较低，大部分蒸汽将在这部分区域内凝结，可以减小蒸汽的流经长度，明显降低了蒸汽的压力损失。这一点与参考文献［1］的结论是一致的。

表3 凝汽器壳侧压力损失

(2)对于不同管束布置形式的双流程凝汽器，冷却水流径的影响也不尽相同。这主要是与空冷区的位置以及抽气口的设计有关。例如，对于N－313型凝汽器，流径采用上进下出方式时传热效果较好;而对于N－341型凝汽器，采用下进上出方式时具有更好的传热效果。分析可知，由于冷却水一流程的换热效率更高，将冷却水一流程布置在空冷区和抽气口所在的管束区内，更有利于不凝结气体的及时抽出，不仅凝汽器的热效果更好，也避免了不凝结气体的聚积阻塞。

4 结束语

根据以上3种类型凝汽器采用不同冷却水流径时的数值模拟结果，分析可以得到以下结论:

(1)冷却水流径采用上进下出形式可以有效降低凝汽器壳侧蒸汽流动的压力损失，有利于降低凝汽器的工作压力，提高电厂运行性能。

(2)冷却水的第一流程应布置在主要抽气口所在的管束区，以防止空气浓度过高造成阻塞区，不利于换热。

［1］汪国山.冷却水流径对双流程凝汽器热力性能的影响［J］.汽轮机技术，2005，47(4).

［2］吴金卓，马 琳，林文树.生物质发电技术和经济性研究综述［J］.森林工程，2012，28(5):102 －106.

［3］张卓澄.大型电站凝汽器［M］.北京:机械工业出版社，1993.

［4］姜 利，张丽娜.热棒位置与热棒效果关系的研究关［J］.森林工程，2014，30(1):117 －119.

［5］余茂铮，姚秀平，汪国山，等.大功率汽轮机凝汽器汽相流动与传热特性的数值分析［J］.动力工程，1995，15(6):42 －48.