特高压柔性直流阀厅空调气流组织设计模拟研究

何娜萍，肖国锋，林雪，张宇峰

(1. 中国能源建设集团广东省电力设计研究院有限公司，广东 广州 510663， 2. 华南理工大学 建筑学院，广东 广州 510641)

由中国南方电网有限责任公司投资建设的国家西电东送重点工程——乌东德电站送电广东广西特高压多端柔性直流示范工程于2020年12月27日投产送电。该工程是全球首个特高压柔性直流工程，也是目前世界上电压等级最高、输送容量最大的多端混合直流工程，创造了19项电力技术的世界第一[1]。该工程起自云南昆北换流站，连接广西柳北换流站和广东龙门换流站，简称“昆柳龙柔性直流工程”。

龙门换流站位于广东省惠州市，其直流电压为±800 kV，额定输送容量为5 000 MW，是目前世界上电压等级最高、换流容量最大的特高压多端柔性直流换流站。特高压多端柔性直流输电工程，可显著降低“西电东送”通道损耗[2]。多端柔性直流换流站阀厅与常规换流站阀厅相比，在建筑体量[3]、室内设备发热量[4]等方面都有巨大差异。龙门换流站高端阀厅属于超高大空间工业建筑，其净空高度和平面尺寸均远远超过以往工程[5]。由于采用特殊的特高压柔性直流输电换流阀[6]，龙门换流站高端阀厅内部设备发热量(800 kW)远高于电压等级、输送容量相同(直流电压±800 kV，额定输送容量5 000 MW)的滇西北至广东±800 kV特高压直流输电工程东方换流站[7]高端阀厅的内部设备发热量(180 kW)。高温运行环境是造成电气设备出现故障的主要原因[8]，柔性直流高端阀厅换流阀的运行环境温度应低于45 ℃，而高端阀厅内部由于阀体设备发热量巨大且门窗常闭，很容易形成局部高温，为保证阀体的正常运行，维持高端阀厅内部温度要求，需要采用空调系统对室内环境进行降温。

较以往常规换流站，龙门换流站的空调系统容量需求大幅增加，内部气流组织更为复杂，温湿度场控制难度增加。以往针对普通高端阀厅，采用现场实测的方法对阀厅空调系统展开优化研究[9-10]；但是此次所涉及到的特高压柔性直流高端阀厅，从建筑体量、内部设备发热量来说，都为世界罕有，并不具备现场实测再设计方案的条件。计算流体力学(computational fluid dynamics，CFD)模拟技术的发展，为提前预判不同空调设计方案的优劣提供了可能性[11-13]，故本文以龙门换流站特高压柔性直流高端阀厅作为研究对象，采用CFD软件Fluent，通过建立三维物理模型及数值模型，模拟不同空调方案下阀厅温度场、风速场的分布，观察各送风方案是否能保证阀厅内空气温度不超过45 ℃，以确保换流阀等电气设备的正常运行。

1 工程概况

1.1 设计参数

龙门换流站特高压柔性直流高端阀厅所在地区室外气象参数[14]：夏季空调室外计算温度为34.1 ℃，夏季空调室外计算湿球温度为27.6 ℃，极端最高气温为38.2 ℃。

高端阀厅占地面积7 698.5 m2，长为89.0 m，宽为86.5 m，高为40.7 m；高端阀厅内主要发热设备为换流阀，换流阀布置在阀厅中央，单个换流阀由6个桥臂组成，每个桥臂由2个阀塔串联组成，阀塔共12组[15-16]；换流阀塔长11.26 m，宽6.85 m，高15.35 m(其中绝缘子高度8.73 m，阀组本体高度6.62 m)；换流阀的总发热量为800 kW;空调机房位于辅助控制楼。阀厅平面布置如图1所示，高端阀厅、辅控制楼为长方体，阀厅内部换流阀设备也为长方体形状。

图1 特高压柔性直流高端阀厅平面布置Fig.1 Layout of the high-end valve hall of VSC-UHVDC

换流阀阀塔外形如图2所示，图中数值单位为m。

1.2 空调方案

高端阀厅空调采用全空气系统，受阀厅内部结构的影响，阀厅内空调气流组织一般有3种形式：①上送风方式，送风口常安装在大厅的顶棚上，回风口设在周边侧墙或顶棚上；②下送风方式，送风口安装在地面上，回风口设在顶棚或侧墙上部；③侧送风方式，送风口安装在大厅周边侧墙，回风口布置在送风口同侧下方[17-18]。

特高压柔性直流高端阀厅高为40.7 m，体量巨大，同时，换流阀的总发热量为800 kW，所需换热量也巨大。如采用上送风方式，存在以下缺点：

a)空气温度不同时空气密度存在差异，会产生热空气向上、冷空气向下的空气流动情况。由于阀厅高度过高，阀塔发热量巨大，送入空气还未到达阀塔时就快速升温，低温气流无法送至阀塔底部。

b)送风气流与阀厅内部由热压导致的空气流相混合，导致阀厅内气流组织较为混乱，扰流严重，气压不均衡，防尘效果不佳。

图2 高端阀塔外形Fig. 2 Outline drawing of high-end valve tower

c)风管位于阀厅上部，施工工程量大，工期长，高空安装运维检修都非常困难。如安装小零件时，安装不牢出现脱落，砸到换流阀，将损失惨重。

d)风管保温层处于阀厅高温区，老化快，保温棉、螺栓等小零件在长期使用中有松动、脱落的风险，维修检修困难，且零部件到达寿命年限后，更换困难，存在很大的安全隐患。

因此，对于龙门换流站特高压柔性直流高端阀厅的空调气流组织，考虑下送式和侧送式2种方案。

方案1采用下送上回式：通过地道送风至地板上布置的格栅风口，在换流阀周围均匀布置34个500 mm×600 mm的格栅风口，单个风口送风量为5 295 m3/h；回风口设置在阀厅上部，通过回风管回到空气处理机组，回风管布置在靠辅控楼侧阀厅网架下，在阀厅靠辅控楼侧网架屋面下布置8个1 200 mm×1 500 mm的百叶回风口。

方案2采用侧送下回式：送风管贴着阀厅网架下布置，通过双侧球形喷口侧送风，在阀厅网架屋面下双侧对称布置30个半径630 mm的球形喷口，单个风口送风量为6 000 m3/h；回风管布置在阀厅靠空调机房侧墙下部，在阀厅靠辅控楼侧墙下方布置8个1 500 mm×1 200 mm的百叶回风口。

2种方案风口布置如图3、图4所示。

图3 下送上回方案布置Fig.3 Layout of the tuyere of the bottom send and upper return scheme

2 CFD模拟概况

龙门换流站特高压柔性直流高端阀厅建筑体量大，内部发热量大，非等温的室内气流受到浮升力和高大空间的双重作用，室内流场十分复杂，难以采用常规的实验测量手段对高端阀厅内气流组织或热环境进行评价。目前建筑领域采用的气流组织设计方法主要有4种：射流公式法、区域化模型法、模型实验法和CFD法。从预测成本、周期、模拟的准确性及复现性等方面综合考虑，最为理想的气流组织设计方法是CFD法，计算流体力学通用软件有Phoenics、Fluent、Star-CD、CFX等[19]。本次数值模拟采用Fluent软件[20-21]。

图4 侧送下回方案布置Fig.4 Layout of the tuyere of the side send and bottom return scheme

2.1 物理模型建立

保留龙门换流站特高压柔性直流高端阀厅空调送回风系统布置方案的几何特征与物理性能的前提下，对高端阀厅作部分简化，采用Auto CAD和SpaceClaim合作建立高端阀厅的空调气流组织模拟物理模型。

高端阀厅下送上回模型如图5所示，侧送下回模型如图6所示。

图5 高端阀厅下送上回建筑模型Fig. 5 The bottom send and upper return architectural model of the high-end valve hall

图6 高端阀厅侧送下回建筑模型Fig. 6 The side send and bottom return architectural model of the high-end valve hall High-end valve hall side delivery next back building model

2.2 网格划分

采用Workbench Meshing软件划分网格。本研究中物理模型较为复杂，采用非结构化网格可满足计算精度要求，由于送回风口尺寸较小，在送回风口处对网格进行加密。

2.3 数值求解原理

采用Ansys Fluent 2019进行数值求解，CFD模拟的核心是求解控制方程。所谓控制方程是根据质量守恒、动量守恒、能量守恒定律建立的反映阀厅内空气流动的等式。三大控制方程具体如下[22]：

a)连续性方程。把流体(特高压柔性直流阀厅的空气视为流体)看作连续介质。取直角坐标系Oxyz，在流体中取一边长为 dx，dy和 dz的固定控制体，即采用欧拉法描述流体运动。根据质量守恒定律，流入和流出控制体的质量流量之差，亦即净流入控制体的质量流量等于控制体内质量随时间的变化率。根据此原理可以得到连续性方程。

(1)

式中：ρ为空气密度，单位kg/m3；u、v、w分别为x、y、z轴的速度分量，单位m/s；τ为时间，单位s。对于低速流动不可压流体，ρ为常数。式(1)可简化为

(2)

b)动量方程。用动量守恒定律分析流体运动得到动量方程。根据牛顿第二定律，流体微元所受到的合外力等于流体微元动量的变化率，动量方程反映的是流体微元所受的合外力与惯性力之间的平衡，根据此原理可以得到动量方程：

(3)

(4)

(5)

式中：p为空气压力，单位Pa；Fx、Fy、Fz分别为x、y、z方向的合外力，单位N；μ为空气层动力粘度，单位为kg/(m·s)。

c)能量方程。在对流换热过程中，流体的温度场可用能量方程来描述。它借助热力学第一定律分析控制体的能量守恒，而把流体各点的温度关联起来。控制体的能量守恒表现为：单位时间内由热对流通过界面净流入控制体的能量、单位时间内由于导热在界面处净导入控制体的热量和单位时间内作用在界面上的力对控制体内流体所作的功之和，等于控制体内流体的总能量对时间的变化率。根据此原理可以得到能量方程

(6)

式中：T为空气温度，K；cp为空气定压比热容，J/(kg·K)；λ为空气热导率，单位W/(m·K)。

2.4 湍流模型选取

特高压柔性直流高端阀厅这种高大空间建筑的非等温的室内气流受到浮升力和高大空间的双重作用，室内流场十分复杂。为开展数值计算，对模拟的物理现象作如下假设：

a)阀厅内空气低速流动，符合Boussinesq基本假设，送风入口处流体参数均匀，忽略空气的压缩性带来的密度变化。

b)忽略由空气黏滞力做功引起的耗散热对温度的影响。

c)空气流动视为稳态湍流。

d)视阀厅内空气为辐射透明介质，忽略建筑墙壁及阀厅内物体对其的辐射换热。

e)不考虑门的影响。

f)忽略漏风影响，认为房间气密性良好。

高大空间常用湍流模型有Standardk-ε模型、RNGk-ε模型、Realizablek-ε模型。本次模拟应考虑近壁面流动，由于Standardk-ε不适用于近壁区流动情况[23-24]，所以考虑后2种模型。相关文献通过统计比较得出在受限空间气体扩散仿真模拟中，Realizablek-ε模型的模拟效果更优异，因此采用Realizablek-ε湍流模型[25-26]。近壁面函数采用标准壁面函数，采用SIMPLE算法来解决压力与速度耦合的问题。

模拟方案的风口风速稳定，不随时间变化，主要关注阀厅内环境的温度变化。在采用稳态送风及风口固定且靠近发热元件的条件下，整个高端阀厅的温度会逐渐冷却并趋于稳定，而最终的计算结果即为稳定后的温度，故采用稳态计算，提取计算收敛之后的温度，收敛判据是连续性方程、动量方程、能量方程的所有变量残差值均低于10-3。

2.5 边界条件

边界条件主要包括3个方面：围护结构边界、风口边界、内热源边界。各类边界条件参数设置如下：

a)固体边界。特高压柔性直流高端阀厅内负荷包括电气设备发热量以及通过围护结构传热得到的能量。由于电气设备发热量远大于围护结构的热量，因此在考虑最不利方案条件下，不考虑围护结构与外界的传热，将围护结构设定为绝热边界。

b)风口边界。送风口采用速度边界。按照总送风量和送风口的断面面积，计算送风速度，并设定由边界向内的送风速度。回风口采用压力边界。根据室外大气压设定压力值。压力出口设定为1.013 25×105Pa，即表压设置为0。送回风口参数设置见表1。

表1 送回风口参数设置Tab.1 Air outlet parameter setting

c)内热源边界。高端阀厅内主要发热体为换流阀，模拟仅关注阀体表面的温度，不关注阀体内部的温度分布，因此阀体均按照表面热流边界条件设置内热源边界。依据阀体总发热量和阀体表面积设定阀体表面热流密度，阀体表面热流密度为168 W/m2。

3 模拟结果及讨论

对高端阀厅空调气流组织进行模拟时，由于阀厅内空调冷负荷的主要来源为设备散热，因而着重对设备发热层(阀组本体)及其周围区域、送回风口所在平面的温度场和风速场进行分析。

3.1 温度场

3.1.1 方案一：下送上回

高端阀厅空调设计的目的是为了保证阀体有效降温，因此，阀体表面温度及室内空气温度是此次CFD模拟关注的重点。通过模拟下送上回方案，得到阀体表面温度分布图、过送风口的阀厅垂直断面空气温度分布如图7和图8所示。

图7 方案一阀体表面温度Fig.7 Surface temperature of valve body of scheme 1

图8 方案一y=43.70 m处(过送风口、过阀体表面)垂直断面温度Fig.8 Vertical section temperature as y=43.70 m (passing the air outlet and the valve surface) of scheme 1

由图7可知：阀体表面温度介于42.7～64.6 ℃，计算得到平均温度为52.9 ℃；局部高温出现在每组阀体相邻表面，多出现在每个阀体的上部侧面，此时低温送风气流已经被下部阀体加热且速度也已经衰减，无法和上部阀体表面进行充分的对流传热，其中，x轴右侧阀体局部高温区域较左侧阀体更多。其余阀体表面温度分布较为均匀，大多在51.5～55.8 ℃间。

由图8可知，下送上回方案下，高端阀厅空气温度分布情况存在以下特点：送风口附近温度较低，最低温度为17 ℃，送风口附近(即阀体所在区域)地面温度较低，其他区域温度较高且趋于一致；房间温度存在上下分层现象，沿z轴方向，空气温度逐渐升高，沿x轴方向，温度分布较为均匀；过阀体顶部的空气温度在29.6～33.9 ℃之间；阀塔顶部以下空气温度在29.6 ℃左右，送风口附近空气温度最低；最高温度出现在阀体发热层附近，阀体表面温度达59.5 ℃(不是空气温度)。

3.1.2 方案二：侧送下回

为了与下送上回方案进行对比，进行侧送下回方案的模拟，得到阀体表面温度分布图、过送风口的阀厅垂直断面空气温度分布图分别如图9、图10所示。

图9 方案二阀体表面温度Fig.9 Surface temperature of valve body of scheme 2

图10 方案二y=44.75 m(过送风口、过阀体表面)垂直断面温度Fig.10 Vertical section temperature as y=44.75 m (passing the air outlet and the valve surface) of scheme 2

由图9可知：侧送下回方案阀体表面温度介于43.6～62.9 ℃，计算得到平均温度为52.9 ℃；局部高温出现在2排阀体中部表面以及每列阀体相邻的表面，这些地方由于空间狭窄无法和低温空气进行充分的对流传热；y轴后排阀体表面温度整体较前方阀体温度更高，这是由于前方风口数量更多，送风量较大；每个阀体不同表面温度分区明显，温度相差较大，阀体局部高温区域较上送下回方案多，阀体表面温度分布不均匀。

由图10可知，侧送下回方案的高端阀厅空气温度分布情况存在以下特点：送风口附近温度较低，最低温度为17 ℃，沿球形喷口射流方向，温度逐渐升高；其他区域温度较高且趋于一致，最高温度约为30.8 ℃；左侧送风气流水平射流距离较右侧短，有绕过左侧阀体直接汇入左侧回风口的趋势，而右侧送风气流下坠能到达阀体顶部以及右侧两阀体中间相邻区域带走阀体表面热量；贴近阀体周围的空气温度较高，y=44.75 m处截面上阀体表面最高温度达到60 ℃；除了阀体周围空气温度较高，厅内其他区域空气温度趋于一致，在30～34 ℃之间，不存在如下送上回方案那样的温度上下分层现象。

3.2 速度场

3.2.1 方案一：下送上回

送风气流在阀厅内部的流动情况，可由气流速度矢量图表示。通过模拟下送上回方案，得到下送上回方案过送风口的阀厅垂直断面空气速度矢量图，如图11所示。

图11 方案一y=43.70 m处(过送风口)垂直断面速度矢量Fig. 11 Vertical section velocity vector diagram as y=43.70 m (passing the air outlet) of scheme 1

由图11可知：下送上回方案下，送风口处最大流速在7.7 m/s左右，送风口平均流速为7.5 m/s，与设置风速一致；此送风风速下，射流高度在9 m左右(阀体底部)，送风速度沿z轴向上逐渐衰减，除送风路径气流外，厅内绝大区域空气速度小于1.5 m/s；地面送风气流到达阀体所在区域，与阀体表面换热带走热量，除了在阀体下侧的送风气流遇到阀体阻挡而产生个别小的气流漩涡之外，阀体周围的气流比较均匀，没有大的漩涡出现，空气整体向上流动，阀体肩部气流依靠热浮升力以及回风口的抽吸力向上流动。由于右侧阀体距离回风口较远，被加热空气未能及时远离阀体，所以右侧阀体局部高温区域较多。

3.2.2 方案二：侧送下回

模拟侧送下回方案，得到侧送下回方案过送风口的阀厅垂直断面空气速度矢量图，如图12所示。

图12 方案二y=44.75 m处(过送风口)垂直断面速度矢量Fig.12 Vertical section velocity vector diagram as y=44.75 m (passing the air outlet) of scheme 2

由图12可知：侧送下回方案送风口处最大流速在13.2 m/s左右，送风口平均流速为13.1 m/s，与设置风速一致；送风口平均射程大约在18 m左右，相对于90.5 m的超长空间来说，射程相对较短；沿射流路径，速度逐渐衰减，除送风路径气流外，厅内绝大区域空气速度小于1.5 m/s；阀体表面附近有明显的气流上升现象；中部第2、3、4、5阀体上表面存在气流漩涡，此处下行低温送风气流与上升高温气流相遇，旋涡中心气流速度接近于0，这也导致了中部阀体温度高于两侧阀体；左侧部分下行气流受到热浮升气流的阻挡，难以下送到左侧阀体表面进行对流换热，还有部分气流掠过左侧阀体表面直接汇入回风口，也导致了左侧阀体的高温情况。

3.3 讨论

当阀厅采用下送上回送风方案时，房间温度存在沿z轴上下分层现象，热分层高度在阀体上中部左右，阀体周围区域温度相对较低，沿z轴方向，空气温度逐渐升高，除阀体周围温度较高，其余区域沿x轴、y轴方向无明显温度分区，温度分布较为均匀；阀体表面存在局部高温，局部高温多位于阀体与阀体相间处的阀体侧面上部，此时低温送风气流已经被下部阀体加热且速度也已经衰减，无法和上部阀体表面进行充分的对流传热。而侧送下回方案中不存在前面温度上下分层现象，沿球形喷口射流方向，空气温度逐渐升高，除了阀体周围温度较高，在阀体顶部区域空气温度最高，厅内其他区域空气温度趋于一致；每个阀体不同表面温度分区明显，温度相差较大，阀体局部高温区域较下送上回方案多，阀体表面温度分布不均匀。

当阀厅采用下送上回送风方案时射流高度在 9 m左右(阀体底部)，送风速度沿z轴向上逐渐衰减，空气整体向上流动，在阀体肩部气流依靠热浮升力以及回风口的抽吸力向上流动，送风气流比较集中，低温气流与阀体表面换热，被加热之后整体向上流动，不紊乱。而采用侧送下回方案时，送风水平射流路径较短，中部阀体无法有效散热；下行送风气流受到热浮升气流的阻挡，会在阀体上表面产生气流漩涡，也会导致阀体表面的局部高温，气流比较紊乱。

表2、表3综合比较了2种送风方案下极1高端阀厅空气温度、流速、压力以及阀体表面温度的分布情况。

表2 不同方案下空气温度、速度对比Tab.2 Comparisons of air temperatures and speeds under different schemes

表3 不同方案下阀体表面温度对比Tab.3 Comparisons of valve body surface temperatures under different schemes

下送上回方案的阀厅平均空气温度更低，且厅内最高空气温度较侧送下回方案降了4.5 ℃，阀厅内空气温度更均匀。2种送风方案的阀体表面平均温度差不多，下送上回方案的阀体表面最低温度更低，最高温度比侧送下回方案高1.5 ℃左右；但是阀体温度分布云图(图6、图7)显示，侧送下回方案的阀体局部高温区域较下送上回方案多。下送风时，温度较高的区域主要在阀体肩部表面；而侧送风时，在阀体肩部、侧面以及底部都有局部高温区域，侧送下回方案的阀体表面温度分布更不均匀。

4 实测对比

经上述两空调送回风方案气流组织模拟结果对比，最终选用下送上回方案作为龙门换流站特高压柔性直流阀厅空调送回风方案。在龙门换流站特高压柔性直流阀厅调试阶段，采用风速仪对高端阀厅的34个下送风口风速进行检测，结果如图13所示。

图13 高端阀厅34个风口平均风速Fig.13 Average air velocity of 34 air outlets in high-end valve hall

高端阀厅34个风口平均风速为6.4 m/s，与设计风速7.5m /s的偏差值为1.1 m/s，偏差率为14.7%；实测总风量为189 181 m3，与设计总风量180 030 m3的偏差值为9 151 m3，偏差值为5.1%。数值模拟与实测结果相吻合，数值模拟为此次空调设计工作提供了有效指导。

5 结论与展望

特高压柔性直流高端阀厅项目具有建筑体量大、内部设备发热量大的特点，适合通过CFD软件数值模拟的方式辅助暖通工程师进行空调设计。本次对特高压柔性直流高端阀厅的气流模拟，有以下结论：

a)采用下送上回方案，低温气流能快速到达高温阀体所在区域，可实现阀体快速降温，且降温均匀性优良。

b)采用侧送下回方案，低温气流无法均匀到达全部阀体区域，降温效果较差。

c)下送上回方案优于侧送下回方案，推荐特高压柔性直流高端阀厅项目采用下送上回方案。

虽然下送上回方案优于侧送下回方案，但是换流阀表面仍存在局部过热现象，后续可在阀厅右上侧增设回风口，或者调整送风口高度，以改善此现象。