抽蓄电站地下厂房全厂温湿度分布规律的数值计算研究

施 晨，胡代清，衣传宝，刘玉成，许 昌，李林敏

(1.河海大学能源与电气学院，江苏南京211100；2.安徽金寨抽水蓄能有限公司，安徽六安237300；3.国网新源控股有限公司，北京100761)

0 引 言

随着电网结构不断复杂化、扰动的不断多样化，抽水蓄能电站作为电网电能品质的调节器，近年建设规模不断扩大[1]。而随着大型地下工程建设技术的成熟，抽水蓄能电站的设计建设逐渐倾向于采用地下厂房方案。这种布局不仅具有人防作用，同时能最大程度地保护电站建设区域的生态环境[2]。但由于电站深埋地下，电站与外界通风换热途径较为复杂，电站内易出现温湿度分布不均匀和超标等热湿环境问题，不仅影响机电设备的安全运行，同时也影响工作人员的身体健康与工作效率。

国内外学者针对水电站地下厂房温湿度环境问题进行了大量研究工作。在理论计算方面，刘琳[3]结合射流理论对白鹤滩水电站地下厂房整体进风网络进行风速等参量的计算确定了空气处理方案；Tuve[4]采用射流理论对室内环境中的速度、温度等重要参量的分布进行预测。在模型试验上，何喆[5]对琅琊山水电站地下厂房建立了相似模型，通过模型试验的数据分析得出温度、速度分布规律，为流场优化提供了参考；在数值计算上，丹麦科学家Nielsen等[6]于1974年首次将基于k-ε湍流模型的CFD计算方法对室内空气流动进行了三维数值模拟，而在水电站地下厂房的数值计算上；董蕾[7]对厄瓜多尔科卡科多辛克雷水电站地下厂房发电机层的气流组织进行了数值模拟及分析，并运用不同的评价指标确定了通风系统的最佳送风速度。当前针对地下厂房温湿度的数值研究多集中于地下厂房单独某层的温湿度环境分析，而针对主厂房全厂的数值研究较为缺乏。

抽水蓄能电站的主厂房是电站运维的关键区域，该区域布置复杂，机电设备密集，散热量巨大，运维人员往来频繁，研究其环境温湿度的分布规律具有重要意义，过去的研究主要采用针对部分区域的温湿度问题进行测量和数值建模方面的研究，解决了部分问题，但是地下厂房的整体通风方式影响整体温湿度、速度场分布，且相互影响，相关耦合性非常强。本文采用现场实测与数值模拟相结合的方法，对华东某抽水蓄能电站地下主厂房全厂区域进行数值建模，结合现场试验数据对不同季节工况下的全厂热湿环境进行数值模拟，分析不同工况下全厂各楼层的温湿度分布规律，提出优化运行方案，为抽水蓄能电站厂房温湿度环境控制与管理提供理论依据。

1 数学模型

1.1 通用控制方程

将流体动力学物理守恒定律中的质量守恒、动量守恒与能量守恒方程写成通用形式如下[8]：

(1)

式中，φ为通用变量，可代表速度、温度等变量；Γ为广义扩散系数；S为广义源项。式(1)从左往右的四项依次是非稳态项、对流项、扩散项和源项。

在地下厂房热湿环境的计算中，相对湿度是一个重要的考察对象，本文使用组分输运方程来计算相对湿度的输运规律，令φ=cs，Γ=Dsρ，S=Ss，则式(1)可写成：

(2)

式中，cs为组分s的体积浓度；Ds为组分s的扩散系数；Ss为组分s的产生率。

1.2 湍流模型

抽水蓄能电站地下厂房风口众多，流动复杂，流动过程中具有不断变化、随机的湍流现象，本文采用标准k-ε湍流模型来计算[9，10]。其中湍流动能k与湍动能耗散率ε分别被定义为

(3)

(4)

式中，ρ是流体密度；i、j、k分别代表各坐标分量；ui、uj代表平均相对速度分量；μ为有效粘性系数。k和ε的输运方程如下：

(5)

(6)

其中，Gk是由于平均速度梯度引起的湍动能源项，由下式计算：

(7)

而Gb是由于浮力引起的湍动能源项，对于不可压缩流体，其值为0，而对于可压缩流体，有：

(8)

式中，Prl是Prandtl数，在该模型中可取Prl=0.85；gi是重力加速度在i方向的分量；β为热膨胀系数。YM代表可压湍流中脉动扩张的贡献，对于不可压流体，YM=0。模型常数C1ε、C2ε、Cμ、σk、σε的取值分别为[11]C1ε=1.44，C2ε=1.92，Cμ=0.09，σk=1.0，σε=1.22。

2 物理模型

2.1 模型与网格划分

华东某抽水蓄能电站主厂房共分4层，自上而下依次为发电机层、中间层、水轮机层以及蜗壳层。发电机层在靠近进厂交通洞区域设有安装间，面积略大，发电机层尺寸为140.3 m×20.00 m(长×宽)，其余3层尺寸均为120.2 m×20.00 m(长×宽)，主厂房总高37.8 m，4层净高自上而下依次为17.7、5.25、5.95、6.65 m。

主厂房进风来源共有3条途径：①交通洞→9号洞→3号洞→主厂房安装间顶部空调；②通风兼安全洞→端副厂房顶部空调；③交通洞→9号洞→水轮机层进风口。主厂房顶部共有46个进风口，4台组合式空调机组，层间夹墙风口共有44个。新风从主厂房顶部进入，通过层间风口联通，最终从中间层下游侧排向母线洞，主厂房空气循环见图1。

图1 主厂房空气循环示意

对主厂房的通风网络以及三维立体结构以1∶1的比例进行建模，并对其进行网格划分，所建立的三维几何模型如图2所示。

图2 主厂房几何模型

表1 进口边界条件

为方便研究，根据实际情况对模型进行简化：①简化主厂房发电机层顶棚弧形结构以及顶部桥机等繁琐物件，主厂房内球阀、管道等非主要物件省略或以规则实体等提及替代。②由于空调送风管道采用双层保温材料，将空调机组至送风口管道省略，近似认为空调出口送风参数等于送风口送风参数。③省略主厂房壁面中层间通风管道以及轴流风机，仅保留风口，以风口对应的现场测试数据作为计算的边界条件。

2.2 边界条件与数值细节

电站主厂房顶端途径①与②进风口处各有2台组合式空调机组，且两侧各运行1台，备用1台，途径③处设置风机。本文计算春、夏两种工况，分别以2017年3月20日与7月15日现场测试的温湿度、壁温数据以及文献[12]中的热源散热量作为参考数据，以确定边界条件。各进风途径风速分别由各自风机进风量换算得出，途径③温湿度为直接测量数据，空调处理后的空气焓值由下式给出[13]：

(9)

式中，Q为空调制冷量；ma为空气质量流量，两者均可由空调铭牌得出；h1为初态比焓；h2为终态比焓，最终温湿度参数由h2查询焓湿图得到。两种工况下各进口边界条件设置如表1所示。除主厂房顶部46个风口向主厂房发电机层的射流送风外，发电机层通过上下游侧壁面处的夹墙风管向下面3层送风形成循环，本文简化风管建模，仅保留风口，对应的送风风口分别为速度进口(volecity-inlet)与速度出口(volecity-outlet)，具体数值根据现场测试数据确定。最终出口为中间层下游侧的回风口，边界条件为压力出口(pressure-outlet)。

压力-速度耦合采用Simple算法，湍流模型采用k-ε双方程模型，由于涉及组分以及传热计算，开启组分方程以及能量方程，同时采用DO辐射模型[14，15]，重力加速度g=9.8 m/s2。本文计算采用FLUENT求解器求解。

3 计算结果分析与优化方案论证

3.1 模型可靠性验证

在现场测试时，针对主厂房4层共布置了20个测量点，每层测点5个，其中发电机层热源较少，不布置测点。测量数据时采用手持温湿度监测设备，测点高度均为1.7 m。各层测点在水平方向上的分布如图3所示。

图3 各层测点示意

以春季工况为例，将2017年3月20日的各层实测值分别取平均值，与对应位置处1.7 m高度处的计算值对比，如图4所示。

图4 可靠性验证

由图4可知，各层温度和湿度的实测值与计算值总体吻合。经过计算，各层温度计算值与实测值平均误差为0.5 K，最大误差1.24 K，最小误差0.29 K。相对湿度计算值与实测值平均误差0.67%，最大及最小误差分别为1.50%和0.22%。

3.2 计算结果分析

图5 春季与夏季工况的温湿度计算结果

根据春季、夏季两种工况的计算结果，分别截取y=3.65 m竖直截面处2种工况下的温度与相对湿度云图，结果如图5所示。根据计算结果可以看出，在春夏2种工况下，发电机层的温度在全厂中均为最低，其余3层温度相对较高。且由于所选取截面顶部进风途径①下游侧空调运行，另一端的进风途径②下游侧空调处于备用状态，未开启运行，在发电机层左侧区域看到自上而下的射流组织，且出现温度较低的低温区，温度分布不均。在4层空间中发电机层电气设备散热量最大，但发电机层空间范围最大且直接接受顶部低温射流送风，使该层温度降低。而下3层空间较小且均利用发电机层气流进行通风，通风效果不佳。发电机层气流存在不均匀性，这主要由于发电机层的安装间范围较大且不存在热源，发电机层热源集中在机组附近，热源分布不均。相对湿度上，2个工况的发电机层顶部射流送风口相对湿度较高，这是由于气流经过空调处理后温度降低，空气中水分迅速达到露点温度并随着温度降低不断下降，从而达到降低湿度的目的。含湿量得到降低的气流离开空调之后几乎以100%的相对湿度进入温度较高的发电机层，与发电机层内的热空气混合后，温度迅速升高，相对湿度迅速降低。

两种工况所不同的是：温度上，主厂房整体区域夏季高于春季，但均能低于302.2 K；湿度上，水轮机层夏季明显高于春季，且部分情况下高于75%，对机电设备安全运行形成一定威胁，也影响运维人员的人体舒适度。这是因为，水轮机层进风途径③引进主厂房的新风相对湿度接近100%，而温度与水轮机层环境温度几乎没有差异，新风含湿量较高，造成了水轮机层相对湿度较高。除此之外，因热空气会因自然对流而上升，水轮机层的湿空气通过楼梯口进入中间层，一定程度上造成了中间层部分区域相对湿度的升高。

3.3 优化方案计算及论证

目前电站的运行过程中，出现了相对湿度过高的问题，为提升机电设备检修环境与运维人员的人体舒适度，提出以下优化运行方案：假定在水轮机层进风途径③处加设组合式空调机组，根据式(9)以及焓湿图进行计算，假定选型为申菱40HP的LD130型号组合式空调机组，优化前后途径③进风参数如表2所示。

表2 优化前后途径③进风参数

图6 优化前后温湿度环境对比

其余送风参数与夏季工况下的参数一致，截取水轮机层相对高度zr=1.7 m处的水平截面的温湿度云图进行分析，其结果如图6所示。由计算结果可得，优化前，由于水轮机的发热及其与周围空气的换热导致水轮机周围温度较高，温度分布不均匀，原空调系统对该层空气的冷却效果不明显。优化后，水轮机层温度有所下降，且温度分布更加均匀。且水轮机层送风温度的降低，使其与上下层之间温度差降低，优化后楼梯口的温度均匀性优于优化之前。优化后水轮机层环境温度下降，有利于机电设备的安全运行。另一方面，水轮机层相对湿度在优化前存在超标的情况，图6c中大部分区域相对湿度达到了80%。优化后，相对湿度得到了有效降低，如图6d所示，大部分区域相对湿度在74%以内。可见，优化措施对于控制水轮机层的空气湿度具有较好的效果。

4 结 论

本文建立了基于CFD的抽水蓄能电站地下主厂房全厂温湿度、速度场的数值计算模型，通过试验数据验证了模型的可靠性，分析了全厂温湿度和速度的分布特性。针对运行过程中，水轮机层湿度过高的问题，提出在进风口加设组合式空调机组除湿的方案。通过数值计算，在夏季工况下，水轮机层大部分区域相对湿度从最高80%下降到74%以内，而且通风效果明显提升，优化效果较明显。