直接空冷凝汽器喷雾增湿系统的结构优化

周兰欣, 张 情, 李卫华

(华北电力大学 电站设备状态监测与控制教育部重点实验室,保定071003)

目前,针对直接空冷机组夏季高背压、低出力问 题,国内大多数电厂普遍采用在空冷凝汽器的每个单元设置喷雾增湿系统.实际运行表明,该方式可使真空提高4.5 k Pa左右,但在喷雾过程中,空冷凝汽器内普遍存在大量淋水的现象,这主要是由于水雾在空冷单元分布不均及喷水量过多导致的.因喷雾增湿系统的布置方式不同,机组真空提高的幅度也不同,因此改善喷雾增湿系统的布置,机组真空的提高还有较大的裕度.所以,合理布置喷雾增湿系统尤为重要.

国外,T.A.Conradie和D.G.Kroger对喷雾增湿改善空冷凝汽器性能进行了试验研究[1],国内科研人员通过数值模拟证明了在空冷单元内喷雾增湿的有效性[1-3],但对喷雾增湿系统的结构优化研究尚未见报道.对喷雾增湿系统进行结构优化,增加水雾在空冷凝汽器内的均匀充满度,进一步提高机组真空是目前工程中亟待解决的问题.笔者通过数值模拟的方法提出了喷雾增湿系统的最佳布置方式,提高了水雾在空冷凝汽器内的均匀充满度,从而有效地提高了机组真空.

1 喷雾增湿系统的原理与组成

在空冷单元内安装喷雾强化传热系统,压力水通过喷嘴以一定的喷射角向其周围喷射出细小颗粒的雾状水滴,与风机出口的空气接触混合,经过传热、传质,形成气、汽和水的混合物.水在蒸发的过程中会吸收很大的汽化潜热,可有效地降低通过翅片管的冷却空气温度,而部分未蒸发的水雾借助风力在通过翅片管时还会起到强化传热的效果.喷雾强化传热系统的效果与喷雾的强度及均匀程度有关,选取合理的喷嘴型式、喷雾压力、喷嘴孔径、喷雾方向及喷雾系统结构是优化的关键.图1为直接空冷机组喷雾增湿系统示意图.

图1 直接空冷机组喷雾增湿系统示意图Fig.1 Schematic of the spray humidification system for a direct air-cooling unit

2 凝汽器的单元模型

2.1 几何模型与边界条件

以单个空冷单元(图1)作为研究对象,空冷单元尺寸为10 m×10 m×10 m,计算区域为12 m×10 m×20 m,网格划分采用非结构化网格,总的网格数为41.25万个.图2为单个空冷单元的计算区域和网络.

图2 单个空冷单元的计算区域和网格Fig.2 Computational domain and the grid division of a air-cooling unit

空冷散热器采用多孔介质模型[4],单元模型顶部作为压力出口边界,在确定出口压力时应考虑大气压差.在不考虑横向风影响时,单元模型四周均设置为对称边界条件.风机进口设置为进气扇(fan)边界条件,在计算中,这个风机进口被看成无限薄的压力跃迁面.

2.2 数学模型

当不考虑空冷单元周边环境风速影响时,空冷单元周围的大气运动可认为是不可压缩的定常流动,采用以下控制方程.

连续性方程

动量守恒方程

本构方程

标准k-ε湍流模型

能量方程

式中:ρ为空气密度,kg/m;u、v均为速度,m/s;p为压强,Pa;μ为流体的动力黏性系数,Pa·s;εij为应变率张量;t为时间,s;T为温度,K;E为流体内能,J;q为单位面积热流量;τij为应力张量;δij为克罗内克符号;下标i,j,k分别取1,2,3.

3 数值求解与结果分析

对雾滴的求解采用Fluent中的离散相模型进行,其与空气的热湿作用通过耦合求解计算,由拉格朗日法计算其轨迹.

本文在压力为92.9 kPa、干球温度为32℃、湿度为76%的空气工况下进行模拟计算.由湿空气的h-d图可以查得:1 kg空气达到湿饱和状态时最大的吸水量为1.7 g/kg,空冷风机全速运行时的风量为428 m3/s,总的喷水量为0.799 kg/s.

根据直接空冷凝汽器的热平衡方程理论得到空冷凝汽器的凝结温度tn,其求取的关键在于总传热系数K,而管内蒸汽流速、管内外污垢热阻、管壁导热系数、迎面风速及环境温度等很多因素都是K的影响因素,K的计算可参考文献[3],并根据空冷凝汽器的凝结水温度tn获得空冷凝汽器压力[5-8].

凝汽器压力计算的基准是在夏季工况下,排汽热负荷为790 MW、空冷单元未喷雾前的凝汽器压力为29.05 kPa.

3.1 喷嘴高度对喷雾增湿效果的影响

以对称的方式分别将喷嘴距风机栈桥中心线3 m、3.5 m、4 m及4.5 m处进行布置,并分别定义为方案1、方案2、方案3及方案4.图3为喷嘴布置示意图.喷嘴[9]孔径为1.0 mm,喷雾压力为1 MPa,喷嘴流量为0.041 kg/s,喷雾方向为在xy平面内与y轴正向夹角为135°.

图3 喷嘴布置示意图(单位:mm)Fig.3 Schematic of the nozzle layout(unit:mm)

针对上述4种喷嘴布置方案,分别模拟了5种喷嘴高度(以空冷平台为基准)的空气流场,经计算得出几种方案在不同喷嘴高度下的凝汽器压力.图4为喷嘴高度对凝汽器压力的影响.由图4可看出:在方案3(喷嘴距风机栈桥中心线4 m处)的布置方式下,当喷嘴高度为0.3 m时,喷雾增湿效果最好,此时凝汽器压力为22.93 k Pa,比喷雾前降低了6.02 kPa.

图4 喷嘴高度对凝汽器压力的影响Fig.4 Influence of nozzle height on the condenser pressure

3.2 喷雾方向对喷雾增湿效果的影响

基于图4所得结果,在方案3布置方式下,选取高度为0.3 m,改变喷雾方向角度(在xy平面内与y轴成正向夹角)进行了模拟.图5为喷雾方向角度对凝汽器压力的影响.

由图5可知:喷雾方向在xy平面内与y轴正方向夹角为120°时,喷雾增湿效果最好,此时凝汽器压力为22.9 k Pa,比喷雾前降低了6.15 kPa.

3.3 喷嘴孔径和喷雾压力对喷雾增湿效果的影响

在方案3布置方式下,选取高度为0.3 m,喷雾方向为在xy平面内与y轴正方向夹角为120°时,改变喷嘴的压力及孔径d进行了模拟.图6为喷嘴孔径与压力对凝汽器压力的影响.由图6可知:当喷嘴孔径不变时,喷雾压力越大,水滴的雾化程度越高,喷雾增湿效果越好,凝汽器压力越低;当喷雾压力不变时,喷嘴孔径越小,雾滴的粒径分布越窄,越有利于喷雾增湿和真空的提高.

图5 喷雾方向角度对凝汽器压力的影响Fig.5 Influence of spray direction angle on the condenser pressure

图6 喷嘴孔径与压力对凝汽器压力的影响Fig.6 Influence of both nozzle size and pressure on the condenser pressure

当喷嘴孔径为0.4 mm、喷雾压力为1.2 MPa时,喷雾增湿效果比其他情况都好,凝汽器压力为20.21 kPa,比喷雾前降低了8.84 k Pa.

图7为散热器外表面温度分布云图.从图7可知:喷雾前空冷散热器外表面的温度分布为330～341 K,喷雾后其温度分布在295～340 K,经统计,平均温度比喷雾前降低了7.9 K.

4 结 论

(1)当喷嘴孔径越小、喷嘴流量越少时,空冷单元内所需要的喷嘴数就越多,且雾滴雾化的细度越小,越有利于雾滴的均匀分布及其在空冷单元内的充满度,对喷雾增湿的效果越明显.

(2)当喷嘴孔径为0.4 mm、喷雾压力为1.2 MPa、喷嘴以对称方式距风机栈桥中心线4 m、喷嘴高度为0.3 m及喷雾方向在xy平面内与y轴正方向夹角为120°时,凝汽器压力降幅最大,比喷雾前降低了8.84 kPa.

图7 散热器外表面的温度分布云图Fig.7 Temperature distribution on outer surface of radiator

(3)凝汽器真空的微小变化对机组功率与热经济指标的影响都非常大.应用喷雾增湿来提高机组真空比采用其他提高真空的方法效果更显著,因此探索更经济、更有效的喷雾增湿系统十分必要.

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