直接空冷凝汽器換熱性能影響因素研究

劉曉玲，張 力，王 智

（1.山東電力工程咨詢院有限公司，山東 濟南 250013；2.華北電力大學電站設備狀態監測與控制教育部重點實驗室，河北 保定 071003）

1 引言

中國是一個嚴重缺水的國家，根據電力發展“十三五”規劃，煤電機組的超低排放及節能改造成為煤電清潔化發展的重點[1]。隨著600MW、1000MW 機組相繼采用直接空冷技術，標志著我國空冷技術已經達到世界領先水平。目前，我國已經投產的空冷火電機組總容量約45GW，但由于我國能源結構和水資源分布不匹配，直接空冷技術仍有很大發展空間。空冷凝汽器是空冷島的重要組成，以空氣為冷卻介質，機組效率受到環境風的影響很大。偏離設計工況時，會增加汽輪機熱耗，使得汽輪機背壓升高[2-3]。文獻[4]提出了一種耦合的空冷凝汽器模型，可大幅度降低電廠的耗水量。文獻[5]研究了空冷風機轉速、環境風進口汽流角與空冷島換熱效率的關系。文獻[6]提出了熱循環速率的概念，定性地考慮了不同風速和風向對熱循環速率的影響。文獻[7]通過研究托克托電廠的#5空冷機組，發現了空冷機組外部流場在環境風影響下的特性，得出了直接空冷冷端系統特性曲線。文獻[8]通過給直接空冷機組加裝擴壓裝置，得到了不同來流條件下直接空冷凝汽器的工作狀況。空冷凝汽器通過環境風冷卻汽輪機乏汽，所以不同的風況對于空冷凝汽器運行有很大影響，其中環境風速的影響最大[9]。來流風速增加時，位于迎風側軸流風機的進風口處最容易出現負壓區，從而使冷卻空氣流動阻力增大，風機效率降低[10-11]。此外，空氣濕度、風機轉速等也會對空冷凝汽器的換熱能力產生影響。基于電廠當地的氣象條件，以某電廠空冷凝汽器作為研究對象，建立了空冷凝汽器物理模型，采用理論計算和數值模擬相結合的研究方法，研究了環境溫度、環境濕度、環境風速以及風機運行等因素對直接空冷凝汽器換熱特性的影響。研究結果可對空冷凝汽器優化運行提供參考。

2 模型建立

2.1 研究對象

這里研究對象為內蒙古呼和浩特市某600MW 直接空冷機組。空冷凝汽器的結構參數，如表1 所示。空冷凝汽器的運行參數，如表2 所示。鑒于空冷凝汽器工作環境較為復雜，為了簡化分析首先做出以下假設：（1）將水蒸氣與空氣的換熱過程簡化為空冷管束內部凝結換熱、管壁導熱、管外強制對流換熱三個過程；（2）空冷管束密封性良好，不存在漏氣；（3）蒸汽可以均勻的分配到各個管束；（4）蒸汽和循環冷卻水均為定向流動；（5）管束內部汽液兩相流處于熱力平衡狀態；（6）不考慮管束內部汽液兩相流相間滑移。

表1 凝汽器結構參數Tab.1 Condenser Structure Parameters

表2 凝汽器運行參數Tab.2 Condenser Operating Parameters

當地氣候為北溫帶大陸性季風氣候，氣象條件較為復雜，空冷凝汽器受太陽輻射、溫度、濕度、環境風速的影響較大。對呼和浩特市近一年的氣象參數進行統計，如圖1 所示。

圖1 當地氣候條件Fig.1 Local Climatic Conditions

2.2 數學模型

蒸汽與空氣的總傳熱系數為：

式中：ha、hs—管束和空氣的換熱系數、蒸汽與管壁的凝結換熱系數，W/（m2·K）；λ—管壁的導熱系數，W/（m·K）；δ—管壁的厚度，m；Aa、As—翅片管空氣側、蒸汽側的總傳熱面積；η—翅片效率。

水蒸氣在管內發生膜狀凝結，傳熱溫差僅存在于液膜。空冷島的冷凝管為A型布置，換熱面與水平面呈60°夾角，水膜在自身重力作用下不斷向下流動，因此沿流動方向，液膜的厚度逐漸增加，可通過最低點處液膜的雷諾數判斷流態，其計算式為：

式中：ms—每根管內液相的質量流量，kg/s；b—液相與管壁接觸的周長，m；μw—液相的動力粘度，Pa·s。

根據汽輪機熱力特性書，設計工況下汽輪機的排汽流量為1257.8t/h。經計算得到最低處液膜的雷諾數為222.8，由此判斷整個管束內的液膜流動為層流。此時，蒸汽與管壁的凝結換熱系數為：

式中：γ—蒸汽的凝結潛熱，kJ/kg；ρl—液相密度，kg/m3；λl—水膜的導熱系數，W/（m·K）；L—管長，m；△T—液膜兩側的傳熱溫差。

管外側為強制對流換熱，鑒于翅片的材料為鋁，其導熱系數為237W/（m·K），為了便于分析，將翅片間的流道簡化為等溫矩形流道。這樣空氣與管束的強制對流換熱就簡化為矩形管內的強制對流換熱，其雷諾數計算式為：

式中：l—矩形流道的特征長度，m；ρa—空氣密度，kg/m3；μa—空氣的動力粘度，Pa·s；d—凝汽器風機的葉輪直徑，m；mf—凝汽器風機的容積流量，m3/s。

根據能量守恒定律，水蒸氣的凝結潛熱等于翅片和空氣間的換熱量。單位時間內所有管束與空氣的總換熱量為：

式中：t1—風機進口空氣溫度，K；t2—矩形流道出口空氣溫度，K；tv—空冷凝汽器內蒸汽進口溫度，K。

2.3 物理模型

采用理論計算和數值模擬相結合的方法對直接空冷凝汽器換熱性能影響因素開展研究。采用Gambit 軟件對研究模型進行網格劃分。網格劃分過程中既要保證較少的網格數量，同時又要確保計算結果的精準性，故對空冷單元局部進行加密[15]。由于空冷機組的結構比較復雜，共設計了四套網格，分別為75.3 萬、90.35 萬、108.5 萬、135.5 萬。經網格無關性驗證，發現網格數分別為90.35 萬和108.5 萬時，進出口壓比的誤差是0.3%，小于0.5%。故模擬計算時，采用90.35 萬網格數的模型進行計算。

數值研究采用Fluent 軟件對空冷單元換熱性能進行計算，湍流模型采用k-ε 模型，控制方程采用二階迎風離散格式，壓力與速度間的耦合采用Simple 算法。計算流域迎風面設為研究模型的入口邊界。入口邊界風速由大氣邊界層函數（Deacon 冪定律）來描述：

式中：z0—氣流進行穩定流動時距空冷單元與地面高度，通常取12m；u0—空氣進行穩定流動時的平均速度，m/s；zi—空冷單元上任一點與地面的距離，m。

為了簡化計算，將軸流風機當作無限薄的壓力躍升面。在邊界條件中設置為Fan 模型，風機壓力變化和風速的關系式為：

式中：△p1—風壓浮動量，Pa；v—風機的軸向速度，m/s；fn—多項式系數。根據風機的特性曲線，上式中的多項式系數可通過擬合得到：f1=145.81，f2=-5.76，f3=-0.82。

凝汽器風機旋轉時的速度分為徑向速度和切向速度。切向速度計算式為：

式中：r—質點到風機中心的距離，m；kn—多項式系數。

根據風機的特性曲線，上式中的多項式系數可通過擬合得到：k1=-15.08，k2=25.81，k3=-11.82，k4=4.298，k5=0.349。

采用Radiator 模型對翅片管束進行處理，認為翅片管束為無限薄平面，再此基礎上設置其換熱系數和流動阻力，模擬空氣與空冷凝汽器間的強制對流換熱。空氣流經矩形流道后的壓降為：

式中：v—矩形流道的來流風速，m/s；y—多項式系數。多項式系數可通過擬合得到：y1=195.6，y2=-20，y3=3.97。

鑒于空冷凝汽器換熱涉及相變和強制對流，判斷計算過程是否收斂時除了依據殘差曲線外，還應考慮到冷卻空氣量和出口溫度是否與運行數據相吻合，檢查進出口質量流量是否誤差小于0.1%。蒸汽與管束的對流換熱、管壁導熱、管壁與空氣的強制對流換熱相互耦合計算是迭代過程。采用交錯網格技術對空冷島壓力場進行處理，將管束內蒸汽飽和溫度與凝結溫度的偏差作為判斷計算是否收斂的標準。計算流程，如圖2 所示。

圖2 計算流程Fig.2 Computing Flow

2.4 實驗驗證

鑒于空冷島結構十分復雜，翅片管束數量極多，風速、溫度、太陽輻射等環境因素時刻變化，現場實驗難度較大。參考文獻[16]的試驗方法，以矩形流道入口溫度為研究對象，將現場測量值與計算值進行對比結果，如圖3 所示。由圖3 可以看出，在相同外界條件下數值計算結果與現場實測數據基本吻合，證明了方法的可行性。

圖3 模型驗證Fig.3 Model Validation

3 結果

3.1 環境風速對換熱性能的影響

隨著環境風速的增加，熱空氣羽流向來流風向的方向發生傾斜，且來流風速越大其傾斜角度越大，這對翅片管的散熱極為不利。隨著當地風溫的增加，軸流風機的進口溫度上升，不利于翅片管向外界散熱。當風速低于9m/s 時候，風機性能主要受到熱風回流影響。當環境風速大于12m/s 時，風機性能主要受到倒灌因素影響。

空冷平臺的壓力分布圖，如圖4 所示。當來流風速高于6m/s時，負壓區域在迎風單元的入口處形成。當風速增大時，入口處的負壓區也越來越明顯，而且后面單元也開始出現負壓區。當風速達到15m/s 時，迎風單元的風機入口基本上都處于負壓區。部分換熱完成后的空氣羽流仍然處在空冷凝汽器的翅片之間，不能及時和空冷島外的空氣進行熱交換，從而使其換熱效率降低。

當沒有來流風時，空冷單元的流場分布比較均勻，如圖5 所示。但當來流風速達到6m/s 后，迎風單元開始出現旋渦，由于存在旋渦使得風機抽吸空氣的效率降低，換熱性能也開始降低。當環境風速大于9m/s 時，迎風單元的旋渦變大了很多，后面單元也出現不同程度的旋渦。導致風機抽吸風困難，使已經參與過換熱的空氣再次流回到風機進口處，重新參與換熱，從而嚴重影響了風機性能。環境溫度15℃，空氣濕度50%時，不同風速下空冷凝汽器換熱量，如圖6 所示。

圖5 流場分布圖Fig.5 Flow Field Distribution

圖6 環境風速對總換熱量的影響Fig.6 Effect of Wind Speed on Total Heat Transfer

隨著環境風速的增加，空冷凝汽器的換熱能力越來越差，當風速小于4m/s 時，環境風速對空冷凝汽器換熱量的影響并不大；但是當風速較大時，空冷凝汽器換熱能力顯著下降。根據當地實際氣象數據可知，（3～5）月份的平均風速均在13m/s 以上，由圖6可知，環境風速為（13～15）m/s 空冷凝汽器的總換熱量較設計工況降低了（3.2～7.5）%。因此，該機組受環境風影響較大，為了滿足機組在風速較大時安全運行的要求，可以在空冷凝氣器迎風單元加裝擋風墻或者擴壓裝置。

3.2 環境溫度對換熱性能的影響

空氣濕度50%時，不同風速下環境溫度與總換熱量的關系，如圖7 所示。由圖1 可知，當地最低氣溫在1 月份出現，日均溫度為-20℃，最高氣溫出現在7 月，日均最高氣溫為30℃，因此在分析凝汽器總換熱量時，取溫度變化范圍為（-20～30）℃。由圖7 可知，空冷凝汽器的總換熱量隨環境溫度的增加而減小。但是當溫度大于15℃時，隨著環境溫度的增加，總換熱量下降趨勢逐漸變的緩慢，這主要受到換熱端差的影響。當環境溫度較低時，汽輪機的背壓一直控制在較低水平，環境溫度為-15℃時，背壓為8kPa，空氣與水蒸氣的換熱端差為53.8℃，環境溫度為15℃時，背壓為12kPa，空氣與水蒸氣的換熱端差為35.4℃，因此隨著環境溫度的增加，汽輪機排汽溫度上升的并不是十分顯著，換熱端差一直保持較高水平；而當環境溫度超過15℃時，汽輪機的背壓迅速抬升，到環境溫度為30℃時，背壓為30kPa，導致排汽溫度達到65℃以上，此時的空氣與水蒸氣的換熱端差為30.7℃，空冷凝汽器的換熱能力急劇下降。

圖7 環境溫度對總換熱量的影響Fig.7 Effect of Temperature on Total Heat Transfer

3.3 相對濕度對換熱性能的影響

空氣相對濕度變化會導致空氣的定壓比熱發生變化，從而影響空冷凝汽器的總換熱量。環境風速8m/s 時，設計工況環境溫度15℃下相對濕度與總換熱量的關系，如圖8 所示。從計算結果看，隨著空氣相對濕度的增加，空冷凝汽器總換熱量增加，但是與環境溫度和環境風速的影響相比，空氣相對濕度對空冷凝汽器換熱效果的影響較小，空氣相對濕度從40%增加到90%，空冷凝汽器總換熱量可增加1.15MW。因此，當極端工況環境溫度過高或者環境風速較高時，可通過霧化噴水增加空冷凝汽器總換熱量。

圖8 空氣相對濕度對總換熱量的影響Fig.8 Effect of Humidity on Total Heat Transfer

3.4 風機運行對換熱性能的影響

假設空氣相對濕度為50%，環境風速為8m/s。根據空冷系統風機說明書，軸流風機的額定轉速為63r/min，轉速變化范圍為（32～69）r/min。不同環境溫度下，風機轉速對空冷凝汽器總換熱量的影響，如圖9 所示。由圖9 可以看出，空冷凝汽器總換熱量隨風機轉速的增加而增加。當環境溫度為25℃時，軸流風機最高轉速69r/min下，空冷凝汽器總換熱量為826MW，而額定轉速63r/min 下空冷凝汽器總換熱量為776MW，即該工況下增加10%的轉速，可提高總換熱量6.3%。由此可見，軸流風機轉速變化對空冷凝汽器總換熱量的影響很大。隨著來流風速的增大，風機的流量開始降低，尤其是迎風面第一排空冷單元，其風機流量下降幅度已經超過了50%，已經不能完成設計空冷單元所需的換熱任務。當風速小于3m/s 時，風機流量減小量在10%以內，此時來流風對于空冷單元的換熱基本無影響。而當風速大于9m/s 時，風機流量減小量達到40%，很大程度的影響了空冷單元的換熱。為了使空冷凝汽器滿足機組在風速較大時安全運行的要求，可以在空冷凝氣器迎風單元加裝擋風墻或者擴壓裝置，擴壓裝置與軸流式風機相互垂直，孔道呈水平狀布置。

圖9 風機轉速對總換熱量的影響Fig.9 Effect of Circular Speed of Fan on Total Heat Transfer

4 結論

來流風速、風溫以及風機運行特性對不同迎風空冷單元及其后的單元都有著很大的影響，導致翅片與空氣的換熱效率降低，汽輪機排汽壓力提高。基于我國西北地區實際環境，采用理論計算與數字模擬相結合的研究方法對空冷凝汽器換熱性能影響因素開展研究。研究表明：（1）隨著來流風速的提高，凝汽器由于回流等因素出現傳熱惡化，當風速小于4m/s 時，環境風速對空冷凝汽器換熱量的影響并不大；但是當風速較大時，空冷凝汽器換熱能力顯著下降；（2）環境溫度超過15℃時，汽輪機的背壓迅速抬升，空冷凝汽器的換熱能力急劇下降；（3）空氣相對濕度對空冷凝汽器換熱效果的影響較小，當環境溫度過高或風速較高時，可通過霧化噴水增加空冷凝汽器總換熱量；（4）當風速達到9m/s時，迎風側的風機入口出現明顯的漩渦，對風機的性能有很大影響，使換熱效率降低。隨著風速進一步增加，軸流風機的壓差增大，風機抽吸困難，并出現倒灌現象，建議在空冷凝氣器迎風單元加裝擋風墻或者擴壓裝置。