中亞管道輸氣站燃氣發電機機房降溫技術研究

中石油中亞天然氣管道有限公司

中亞天然氣管道（烏茲別克斯坦段）沿線多為沙漠戈壁，由于市政供電線路可靠性差，輸氣站采用燃氣發電機供電方式。發電機多次出現自動甩負荷的問題，特別是夏季發電機機房平均氣溫達50 ℃，高溫造成發電機動力不足甚至停機，進而導致壓縮機組停機。燃氣發電機組在高溫環境下運行可能導致發動機部件故障、傳感信號故障、水循環故障和防凍液缺失等，降低發電效率，增加維修成本，甚至引發安全事故[1]。為消除輸氣站安全隱患，保障操作人員安全，需對輸氣站燃氣發電機機房的熱力學環境特性進行研究，制定有效的降溫措施。

針對民用建筑物室內熱力學環境特性，國內已開展系統研究，包括熱源高度、熱源強度、熱源面積、進排風口位置和有效面積、送風溫度、通風量等因素。隋學敏[2]研究了民用建筑熱壓自然通風作用下熱源強度對室內熱分層的影響規律。KAYE[3]將室內單一點源模型擴展為線源模型和面源模型。AWAD 研究了進排風口位置對熱分層流動特性的影響[4]。劉猛等[5]從熱分層高度的角度分析了不同的熱源熱指標（單位建筑面積上的散熱量）對應的送風溫度和送風速度的取值。

燃氣發電機機房不同于民用建筑，屬于含熱源工業廠房，即存在高溫熱源，同時散發大量余熱，熱壓通風是排除室內余熱和污染物的一種較為公認有效的方法。曹為學[6]利用CFD 數值模擬方法，通過增加外窗可開啟面積和優化屋頂天窗設計型式，使工業廠房有效增加自然通風量并降低內部溫度。萬鑫等[7-8]研究了工業廠房熱源分布和進風口、天窗排風口結構對自然通風效果的影響。劉遠祿[9-10]提出了地道通風系統改善工業廠房自然通風效果的方法。

1 降溫技術方案選定

1.1 研究對象基本情況

選取中烏天然氣管道A、B 線的首站WKC1 站為研究對象，該站2009 年投產，內置三臺GE Jenbacher 天然氣發電機組供電，兩臺運行，一臺熱備用，單臺發電機功率1 415 kW。發電機機房長24 m，寬12 m，高5.7 m。原通風系統設計方案為自然通風方式（大門常開式）。發電機廠房屬于含熱源大空間工業建筑，熱環境特征如下：

（1）建筑高大，室內體積較常規建筑大，但工作區域位于空間底部2 m 高度范圍內。

（2）受發電機及設施散發熱量影響，熱氣流上升，垂直溫度梯度大，空氣分層現象明顯。

（3）相對于發電機設施的散熱量，室外太陽輻射造成的溫差影響可以忽略不計。

1.2 技術路線

根據發電機機房熱力學環境特點，計算了發電機機房降溫所需的熱負荷和冷卻風量，針對多種排風降溫技術方案進行了比選，應用流體力學專業分析軟件FLUENT 針對通風系統實施優化設計改進的通風效果進行數值模擬，驗證通風和降溫效果，為通風系統節能運行提供依據。

1.3 發電機機房通風方案比選

GB 51131—2016《燃氣冷熱電聯供工程技術規范》規定廠房宜采用自然通風，當自然通風不滿足生產要求時，應采用機械通風或自然通風與機械通風相結合的方式。燃氣發電機機房散熱量大，所需通風換氣量大。特別是夏季工況時，自然通風很難滿足通風散熱要求，應采用其他通風方案。

方案一：自然進風、機械排風方案。

方案二：機械進風、自然排風方案。

方案三：機械進風、機械排風方案。

從建設投資和運行成本看，方案一最低，方案二其次，方案三最高；從運行管理難度看，方案一和方案二相對簡單，方案三對人員專業素質要求高；從運行效果看，方案三最佳，其次是方案二和方案一?？紤]各種方案的特點，結合GE 發電機供貨商要求室內保證微正壓，選定的燃氣發電機機房通風系統為機械送風、機械排風方式。安裝兩臺DBF 型低噪聲變風量風機箱送風，由于WKC1 壓氣站處于沙漠，風沙大，如果采用風機直接送風，廠房內空氣污染會非常嚴重。為此采用風機箱送風，再由防爆軸流風機排至室外，在風機箱內設置過濾器，減少沙塵對設備的影響。在風機提供的風壓及熱壓共同作用下，進風進入室內形成熱空氣流。

1.4 發電機機房熱負荷和所需冷卻風量計算

燃氣機發熱量按照下式計算

式中：Q1為燃氣發電機發熱量，kJ/h；Nn為燃氣發電機額定功率，kW；B為燃氣發電機耗氣率，m3/(kWh)；q為天然氣發熱值，取35.588 MJ/m3（標況）；η1為燃氣發電機散向空氣的熱量系數，%。

發電機散熱量按照下式計算

式中：Q2為發電機散至空氣中的熱量，kJ/h；Pn為發電機額定輸出功率kW；η2為發電機效率，%。

排煙管內煙氣溫度與主廠房內溫度相差1 ℃，1 m 排煙管的散熱量按下式計算

式中：q3為排煙管散熱量，kJ/(mh℃)；λ為保溫材料熱導率，kJ/(mh℃)；d1為排煙管外徑，m；d2為保溫層外徑，m；a2為保溫層外表面散熱系數，kJ/(m2h℃)。

排煙管道散熱量按照下式計算

式中：Q3為排煙管道的散熱量，kJ/h；L為廠房內排煙管道的長度，m；tn為廠房內空氣溫度，℃；t1為排煙溫度，℃。

燃氣發電機組機房內熱負荷為以上三部分總和

式中：Q為廠房內熱負荷，kJ/h。

燃氣發電機組廠房冷卻風量按照下式計算

式中：V為廠房需要的冷卻風量，m3/h；γ為進、排風密度，kg/m3；c為進、排風空氣的比熱容，kJ/(kg·℃)；t1為空氣進氣溫度，℃；t2為空氣排氣溫度，℃。

根據式（1）至式（6），計算得到單臺機組散熱量為152 kW，發電機廠房內共三臺機組，兩臺運行，一臺備用，總散熱量為304 kW。空氣進氣溫度取夏季環境最高溫度43 ℃，當進氣溫度達到最高值時，測得距離發電機組1 m 處機房溫度即空氣排氣溫度平均為50.8 ℃。考慮到通風設計裕量，選擇50 ℃作為排氣溫度，經計算通風量為1.32×105m3/h。

2 通風效果數值模擬

國內外學者已廣泛采用CFD 模擬技術研究大空間建筑的氣流場。本研究采用CFD 模擬技術中的FLUENT 軟件，對發電機機房通風系統進行模擬，驗證設計改造后通風系統的實際效果。

2.1 邊界條件

根據燃氣發電機機房特點，設定流體為空氣，設定散熱設備為空體表面輻射散熱模型，設定設備表面為定熱量表面，即為定熱流密度壁面條件；因忽略室外熱環境的影響，廠房的屋頂、所有外墻均設定為絕熱壁面邊界條件；設定門和送風設備為速度入口邊界條件，溫度等于外界環境溫度；軸流風機設為速度出口邊界條件。輻射模型采用FLUENT軟件默認設置選用的S2S （Surface-to-surface）模型。

2.2 通風系統改造前計算參數

根據WKC1 站大氣溫度統計數據，夏季溫度最高值為43 ℃。通風方式改造前，當室外環境溫度超過36 ℃，發電機組空氣吸入溫度達到45 ℃，發電機點火控制模塊SAFI 表面溫度達到75 ℃（要求≤70 ℃），導致發電機組因進氣溫度高而觸發停機，引起SAFI（顏巴赫機組系統）工作不穩定。

2.3 發電機機房物理模型

發電機機房1#至3#縱向布置，風機箱安裝在機房內，設置機械送風（圖1）。通風室內安裝兩臺DBF 型低噪聲變風量風機箱，單臺風機箱的風量為7×104m3/h。通風干管安裝在室外，總風量1.4×105m3/h，大于計算通風量（1.32×105m3/h），尺寸為2 m×1.5 m，風速為12 m/s，建模時針對建筑內部不影響通風的結構進行簡化，例如機房內的發電機組、冷凝器和工藝管道等，在建模時進行適當簡化，散熱設備的輻射散熱模型設置為S2S 輻射模型，設置為定熱流量輻射。進風口用Velocity _Inlet 模型，設定進風速度及進風溫度；因忽略外部環境中熱量的影響，設置各外墻為絕熱壁面，發電機機房物理模型見圖2。

圖1 發電機機房平面圖Fig.1 Plan of generator room

圖2 發電機機房物理模型Fig.2 Physical model of generator room

2.4 數值模擬工況

選定典型工況條件，熱源強度為75%負荷時的表面熱輻射強度，側墻軸流風機（共6 臺）全開，自然排風的三個大門打開，發電機1#和2#處于工作狀態，設定表面溫度為70 ℃，同時，與之對應的機械進風口處于打開狀態。

由圖3 可知，空氣從機械進風口進入時溫度較低（藍色），冷空氣帶走發電機組的大部分熱量，發電機的遠進風口端最高溫度為54 ℃，近進風口端最低溫度為44 ℃。軸流風機的溫度范圍為46～49 ℃。

由圖4 可知，當機房通風時，機械進風速度較大（呈紅色），冷卻發電機組時速度放緩（紅-黃-淡藍），進風從發電機組之間的空隙穿過，大部分空氣被軸流風機排出，少部分從大門排出，其余匯集至機房屋頂。

圖3 發電機組進風、排風溫度分布圖Fig.3 Temperature distribution diagram of air inlet and exhaust of generator unit

圖4 發電機房內空氣流動速度分布圖Fig.4 Distribution diagram of air flow velocity in generator room

結合圖3 和圖4，室內溫度分層現象很明顯，即上部空間積聚了部分的熱量，同時發現下部空間也積聚了一些熱量。這是因為室內形成的熱壓不足以使機房上部空間熱量有效排出，一方面使得上部空間的熱空氣部分回流至下部空間，另一方面上部空間所積聚的熱空氣使屋面溫度升高，則屋面對地面的輻射傳熱加強，因此下部空間溫度略高。對于目前的工況，機械進風和機械排風的方案可以滿足發電機組的使用要求。如果在環境更惡劣的情況下，就必須要考慮在屋頂設置軸流風機，把聚集在屋頂的熱量快速排出，以達到迅速降溫的目的。

3 經濟效益評價

通風方式改造前，發電機廠房溫度為50 ℃，兩臺燃氣發電機運行功率為800 kW，耗氣量為442 m3/h，改造后發電機廠房溫度為44 ℃，燃氣發電機效率提高11%，在輸出功率不變的情況下，每臺發電機耗氣量為197 m3/h。兩臺發電機每小時節約氣量48 m3，每年節約用氣量4.2×105m3，節約費用約60 萬元。節省下來的天然氣輸送到國內同樣會增加合資公司的管輸收益約6萬元。實施該措施后，中亞天然氣管道每年節能和增加管輸收益近66 萬元，經濟效益顯著。

4 結論

本研究成功解決了WKC1 站燃氣發電機機房溫度過高引起發電機運行不穩定的問題。發電機機房通風降溫保證了中亞天然氣管道的正常運行，實現了節能減耗、降本增效的目標。同時，避免了發電機組高溫導致構件的損壞，防止了安全事故的發生。

（1）發電機機房通風改造后廠房溫度降低效果明顯，最高溫度44 ℃，改造后未發生發電機因吸氣溫度高導致的停機，保證了壓縮機組的正常運行，從而保證了正常的生產運行。相比改造前，停機次數減少了11.5 a-1。發電機組一次啟停需0.5 h，每年停機時間減少9.5 h。

（2）根據實時監控發電機數據，溫度45 ℃時發電機組效率開始降低，氣溫每升高1 ℃效率降低約2%，以現場測得最高室溫52 ℃計算，燃氣發電機組效率降低10%～12%。通風方式改造后，發電機進氣溫度控制在45 ℃以下，顯著提高了燃氣發電機的效率。