內部導流對空冷單元噴霧增濕效果的影響

周蘭欣，惠雪松，孫會亮，馬少帥，尤風霞

(電站設備狀態檢測與控制教育部重點實驗室(華北電力大學)，河北省 保定市 071003)

0 引言

隨著直接空冷機組在我國的快速發展，噴霧增濕技術得到了廣泛的應用，成為直接空冷機組度夏的關鍵技術之一［1-3］。根據已經運行的噴霧增濕系統來看，還有很多問題需要解決，霧滴在空冷單元內分布不均就是其中之一。由于空冷凝汽器呈“Λ”形布置，致使凝汽器空氣側迎風面的流場分布不均;風機導流筒的圓形出口與空冷單元下平臺的方形結構不匹配，進一步增大了空冷單元內流場分布的不均勻程度。空冷單元內空氣流場的分布不均勻引起了霧滴在單元內分布的不均勻。文獻［4］通過紅外熱成像和熱電偶等手段對其進行了分析，指出換熱器下部溫度較上部溫度高。文獻［5-6］模擬了加裝導流板對空冷單元內部空氣流場的影響。文獻［7-8］對噴霧增濕進行了數值分析，論證了其可行性和經濟性，但是綜合應用內部導流板和噴霧增濕的研究未見報道。本文綜合應用內部導流板和噴霧增濕，對其進行傳熱特性的數值分析，為噴霧增濕系統的設計優化提供依據。

1 物理模型及計算方法

1.1 模型的建立及網格的劃分

空冷單元長11 m，寬11 m，高11.2 m(從風機導流筒出口平面到蒸汽分配管中心平面的距離)，換熱器厚度為0.219 m。由蒸汽分配管中心線向上延伸到20 m，換熱器下部邊界向外各延伸1 m作為計算區域，繪制空冷單元的實際模型，網格數為43.7萬個。

為了使空冷單元內部的流場均勻，增大換熱器下部的空氣量，在空冷單元內部加裝導流板，如圖1所示。導流板為2塊，以風機棧道中線為軸，呈對稱布置。板長為11 m(與方形平臺的邊長相等)，寬度為2 m，忽略厚度。向外側傾斜，與x軸所成銳角為70°，導流板根部距風機棧道中心線的距離為2.5 m。

圖1 加裝導流板后的空冷單元Fig.1 Air cooling unit with baffle

布置雙層4排噴嘴。以風機棧橋中心線為軸，左、右方向分別布置2排噴嘴，外排5個，內排4個。以經過風機棧橋中心線中點且垂直于風機棧橋中心線的直線為基準，外排噴嘴分別距離基準線-4、-2、0、2、4 m，內排噴嘴分別距離基準線 -3、-1、1、3 m。外排噴嘴距風機棧道中心線的距離為3.5 m，高度為0.6 m(以風機導流筒出口面為基準);內排噴嘴距風機棧道中心線的距離為2 m，高度為2.1 m。圖2為噴嘴布置示意圖。為了使示意圖清晰，圖中俯視圖只表示了左側布置的噴嘴，右側對稱布置。

圖2 噴嘴布置示意Fig.2 Nozzle arrangement

選取噴嘴的參數如下:噴霧壓力為1.2 MPa(上、下2層噴嘴由高度引起的壓差為0.015 MPa左右，可忽略)，噴嘴孔徑為1 mm，噴水溫度293 K(20℃)，噴霧半角60°，噴霧方向為在xy平面內與y軸正向夾角(逆時針旋轉)為 135°。每個噴嘴的噴水量為0.043 9 kg/s。整個空冷島總的需水量為159.3 t/h［8-9］。

1.2 主控方程及邊界條件

不考慮空冷單元周邊環境風速的影響，空冷單元周圍的大氣運動認為是不可壓縮定常流動。直接空冷凝汽器的流動和傳熱在數值模擬時采用以下控制方程。連續性方程為

式中:ρ為空氣密度;ν為空氣速度。動量守恒方程為

式中:ui為第i點的速度;u'i為第i點的瞬時速度;p為壓力;δij為應變率張量;μ為流體動力粘性系數。

本構方程為

式中:τij為應力張量;εij為應變率張量。標準k-ε湍流模型為

能量方程為

式中:E為內能;q為空氣熱流密度;T為空氣熱力學溫度。

風機進口設置為進氣扇邊界條件，采用復雜風機模型;單元模型頂部作為壓力出口邊界;“Λ”形結構的前、后2個面設置為墻，不考慮環境風影響時其余各面設為對稱邊界條件。

換熱器按多孔介質處理，不考慮蒸汽的冷凝過程，只考慮其散熱。

2 計算結果及分析

2.1 典型面的選取

選取具有代表性的斷面z=3 m(坐標原點在風機導流筒出口面的中心，z方向為±5.5 m，見圖1)，換熱器的入口和出口平面進行討論。

2.2 未應用導流板和噴霧增濕的模擬結果

空冷單元內部未應用導流板和噴霧增濕時，z=3 m斷面和換熱器入口平面的速度分布及換熱器出口平面的溫度分布云圖，如圖3、4所示。

由圖3可知:受“Λ”形結構影響，z=3 m斷面和換熱器入口平面的速度分布不均勻;“Λ”形結構的下部速度較小，四角處甚至出現回流。由圖4可知，由于流場分布不均勻，下部空氣量少，空冷單元換熱器上部和下部的溫度場分布也不均勻，下部溫度高于上部溫度。換熱器出口平面的最高溫度為352.14 K，該處溫度和風速的加權平均值分別為331.94 K、1.95 m/s。

2.3 單一應用導流板后的模擬結果

應用導流板后，z=3 m斷面和換熱器入口平面的速度分布及換熱器出口平面的溫度分布云圖，如圖5、6 所示。

由圖5可知:應用導流板后，z=3 m斷面和換熱器入口平面的速度分布更均勻。由圖6可知:應用導流板后增加了一定的流動阻力，在換熱器下部1/3處有一條較高溫度區。換熱器出口面的最高溫度為347.29 K，該處溫度和風速的加權平均值分別為331.78 K、1.99 m/s，換熱條件略有改善。

2.4 應用導流板前、后噴霧增濕效果的比較

單一應用噴霧增濕［10］(按優化后的位置和噴霧方向進行布置)和綜合應用導流板和噴霧增濕的換熱器出口面的溫度分布云圖見圖7。

由圖7可知:單一應用噴霧增濕的換熱器出口面的最高溫度為344.33 K，綜合應用導流板和噴霧增濕后換熱器出口面的最高溫度為341.9 K;綜合應用導流板和噴霧增濕霧滴的分布較單一應用噴霧增濕更加均勻。單一應用噴霧增濕的換熱器出口面溫度和風速的加權平均值分別為327.32 K、2.33 m/s，綜合應用導流板和噴霧增濕的換熱器出口面溫度和風速的加權平均值分別為326.71 K、2.36 m/s。

綜合應用導流板和噴霧增濕后，換熱器出口面的平均溫度比不采取任何措施時降低了5.23 K，風速比不采取措施時增加了0.41 m/s;較單一應用噴霧增濕的換熱器出口面的平均溫度降低了0.61 K，風速增加了0.03 m/s，進一步改善了凝汽器的換熱條件。

3 換熱器出口面溫度分布的統計

應用Fluent統計功能得到4種情況下，換熱器出口面的溫度分布百分比，利用Origin軟件繪制柱形圖，見圖8。

應用內部導流板雖然增加了部分流動阻力，但是可以在一定程度上使換熱器出口平面的溫度分布更均勻，超高溫區(＞345 K)減小，中低溫區域(320～340 K)所占比例變大，小幅度地改善機組背壓;應用噴霧增濕后，高溫區(＞338 K)進一步減小，出現了較低溫區域(＜320 K);綜合利用導流板和噴霧增濕后，較低溫區域所占比例進一步擴大，雖然在中溫區域(332～338 K)比單一應用噴霧增濕時所占比例變大，但是高溫區(＞338 K)所占比例進一步縮小。由此可見:采用的導流板增強了噴霧增濕的冷卻效果。

4 結論

采用數值模擬方法對空冷單元噴霧增濕系統應用導流板前、后的換熱效果進行了流動傳熱特性的分析計算，結果表明合理應用導流裝置能夠使霧滴分布的更加均勻，增強噴霧增濕的冷卻效果，可為噴霧增濕系統的設計優化提供一條新途徑。

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