SCAL式间接空冷塔分扇区配水防风方案的研究

韦红旗， 盛　波， 耿　彪， 伍小林

(1. 东南大学 能源与环境学院，南京 210096；　2. 宁夏京能宁东发电有限公司，宁夏灵武 750040)



研究与分析

SCAL式间接空冷塔分扇区配水防风方案的研究

韦红旗1， 盛波1， 耿彪1， 伍小林2

(1. 东南大学 能源与环境学院，南京 210096；2. 宁夏京能宁东发电有限公司，宁夏灵武 750040)

摘要：借助三维数值模型，对环境侧风下间冷塔的流动规律与换热性能进行研究。结果表明：在进塔其他参数不变的情况下，间冷塔总散热量随风速增大而不断降低，是由于气流圆柱绕流导致侧风面扇区的散热量大大减少，迎风面扇区散热量虽有所提高，但不足以弥补其他扇区的散热量损失。根据各扇区散热量分布特点，提出一种新型防风方案，即按散热量比例对不同扇区进行分区配水，对通风量进行合理利用，在一定程度上减轻了侧风对间冷塔散热的影响。

关键词：侧风； 间冷塔； 流动； 散热； 扇区； 数值模拟

随着水资源的日益匮乏，传统的火电水冷方式因耗水量大、对环境造成一定的负面影响而面临着严峻的挑战。空冷技术主要分为直接空冷(直冷)和间接空冷(间冷)：直冷是指汽轮机乏汽与环境空气直接进行热交换，间冷是指汽轮机乏汽通过循环冷却水与环境空气进行间接热交换。按照散热器布置形式及凝汽器类型的不同，间冷系统又可分为海勒式、哈蒙式及SCAL式。对于一台600 MW机组，间冷系统的年运行费用比直冷系统节约近700万元，而且机组背压受侧风的影响程度比直冷系统小[1]。

空冷塔与湿冷塔不同，空冷塔是利用空气通过表面式换热器受热产生的自然浮力运动带走热量的，这使得空冷塔冷却效率明显受到环境条件的影响，尤其是侧风。近年来，学者们对空冷塔的研究不断深入，侧风对空冷塔流动与换热的影响以及防风措施的探索日益受到人们的重视。在国内，研究人员先后对空冷塔在侧风下的换热性能做了大量的实验与模拟研究，总体结果表明侧风对空冷塔的冷却效果是不利的[2-5]。

笔者使用Fluent软件，对侧风下空冷塔内外空气流态及换热性能进行模拟计算，指出了侧风影响空冷塔散热性能的主要原因，并对分扇区配水防风方案的可行性及经济性进行了分析。

1对象概述

研究对象是某电厂660 MW机组SCAL式间冷塔，塔结构尺寸见表1；散热器类型为TA67/3.2-2666-4，以交叉式逆流连接，平均传热系数为44.3 W/(m2·K)。实际运行数据表明：间冷塔的冷却性能受侧风的影响较大，特别是在夏季环境温度较高的时候，循环水得不到充分冷却，导致凝汽器背压升高，机组经济性降低，严重时甚至会限制机组负荷。

表1　间冷塔结构尺寸

2三维数值模型

2.1 物理模型及网格划分

计算风工程中将钝体绕流问题的计算域尺寸归结为4个参数，即宽度方向距离W、高度方向距离H、上游距离L1和下游距离L2，见图1。

这些尺寸的选取不仅和研究对象有关，同时还要考虑到所采用的边界条件。一般入口边界、侧面边界以及顶部边界与建筑物的距离均要大于5h(h为建筑物高度)[6]。对于高层建筑，环境风主要为侧面绕流，因此建筑物顶面距流域边界的距离可以小于3h(h为建筑物高度)，而侧面的距离应大于8倍建筑物宽度，总体要满足阻塞比小于5%，下游的距离在7h～10h对计算结果不会有太大影响[7]。

对间冷塔在侧风环境中进行建模时，选择半塔进行模拟计算：一方面，能够体现间冷塔在侧风下的流动与换热规律；另一方面，在相同的计算能力下，可以对半塔计算区域进行更加细致的网格划分，提高计算的准确性。因此，结合间冷塔的结构尺寸，间冷塔0 m高度处半径为64.5 m，全高为172 m，故以0 m高度处冷却塔的中心为原点，半塔计算区域选择为：上游进风面距离原点800 m，即L1=800-64.5=735.5 m；下游出风面距离原点1 600 m，即L2=1 600-64.5=1 535.5 m；侧面距离原点800 m，即W=800-64.5=735.5 m;顶面距离原点1 000 m，即H=1 000-172=828 m。

间冷塔物理模型的核心是福哥TA67型散热器，一些学者将散热器简化为圆环柱体，便于建模[8-9]；但实际上冷却三角由两侧冷却柱以46.6°夹角布置构成，若将其简化为圆环柱体，气流经过散热器的流动情况与实际情况将存在较大差别。对此，笔者将冷却柱简化为相同尺寸的长方体，保留其三角结构，提高气流穿过散热器流动与换热模拟的准确性，见图2。

在上述计算区域中，最小的尺度是冷却柱的厚度，仅为0.133 m，最大的尺度为环境空间的尺寸，达到千米级。为了对计算区域进行合理的网格划分，以原点O为起点，在上下游各150 m、侧面150 m、上方200 m处建立以半塔为中心的300 m×150 m×200 m的密网格区域，对其中的冷却三角、壁面周围采用较密的网格划分。密网格区域外的计算空间采用size function网格划分方式，交界面使用interface边界类型进行计算数据交换，网格总量为3 002 139，见图3。

2.2 边界条件

计算无风工况时，计算域入口、出口和侧面均为压力入口，顶部设置为压力出口，压力为0 Pa。有风时，计算域入口设为速度进口边界，根据GB 50009—2012 《建筑结构荷载规范》[10]，大气边界层内，近地面风速沿高度的变化可以用指数公式来描述，即

(1)

式中：υ10为10 m高度处的风速；α为地面粗糙度指数，当高度达到梯度风高度H时，风速便不再受地面粗糙度的影响，α与H取值均与地貌类型有关。根据当地的地理情况，粗糙度指数取0.16，梯度风高度取350 m[10]。

2.3 计算模型

研究空冷塔在侧风下的流动规律时，不仅有近壁面圆柱绕流，同时巨大的环境空间构成了远离壁面区域。在两方程湍流模型中，κ-ε能够较好地模拟远离壁面充分发展的湍流流动，而κ-w模型则能更为广阔地应用于各种压力梯度下的边界层问题。为了结合两种模型的特点，Menter F提出了SSTκ-w湍流模型[11]，它是一种在工程上得到广泛应用的混合模型，在近壁面处保留了κ-w模型，在远离壁面处应用了κ-ε模型。

在模型设置中，散热器的阻力和换热参数是最为复杂和关键的。散热器由大量管道和翅片组成，分析散热器的换热机理可将其理解为：外部流体在流过换热器表面造成压降的同时，带走了换热器的一部分热量。Fluent软件运用集中参数的形式建立了换热器模型——Heat Exchanger，使用简单效率法或传热单元数法(NTU)进行换热量计算。本次模拟采用更为精确的NTU法，散热器区域的流动属性被定义为多孔介质，压力损失为：

(2)

式中：Δp为主流体流动方向上的压力损失，Pa；f为压强损失系数；ρm为主流体平均密度，kg/m3；UAmin为最小流通面积处主流体的流动速度，m/s。

换热量则采用换热效能乘以最大可能换热量来计算，即

q=εCmin(Tin,hot-Tin,cold)

(3)

式中：ε为换热效能；Tin,hot为散热器热流体进口温度，K；Tin,cold为散热器冷流体进口温度，K；Cmin为热容率，空气和水两者中的较小者，W/K。

3间冷塔流动与换热的模拟结果

3.1 数值模型验证

根据间冷塔的设计资料，设计工况为环境温度13.9 ℃，风速≤4 m/s的性能保证点，具体参数见表2。结合间冷塔周围的气象监测数据与机组实际运行数据，间冷塔在4 m/s时达不到设计值，因此采用无风工况下的模拟结果与设计值进行对比验证，模型中的环境温度、循环水温度、流量等参数按设计值进行设置，计算结果见表3。

表2　间冷塔设计参数

注：1)TITD为循环水进口温度与环境温度的温差。

表3　模拟数据与设计值对比

同时，某电科院为了掌握该间冷塔在侧风下的实际运行情况，在间冷塔四周10 m高处分别布置了风速风向仪记录数据，实时储存于监控系统。为了进一步验证数值模型的可用性，选择风速较为稳定的实际工况与数值模拟结果进行对比分析，实际工况风速为5.5 m/s，热水温度为49.6 ℃，循环水流量为51 800 t/h，据此对数值模型中的参数进行设置并计算，实际各扇区散热量则根据各扇区进出口水温变化及循环水量的DCS数据进行计算，各扇区(见图4)散热量模拟结果与实际运行数据对比分析见图5。

由表3和图5可知：数值模型在无风工况时的计算数据与间冷塔设计值较为接近，而且在有风工况时也能较为准确地反映各扇区的实际散热情况，从而验证了此数值模型的准确性和可靠性。

3.2 侧风下间冷塔流动规律与换热性能

借助准确的数值模型，在设计进塔参数下(除风速外)，对不同风速下间冷塔的流动规律和换热性能进行数值研究，总散热量及通风量统计结果见图6、图7，其中由于各冷却柱的散热量总为正值，所以总散热量是对各冷却柱的散热量进行求和计算的。对于通风量，结合数值模拟结果，在大风速的情况下，侧面扇区少部分冷却柱会出现气流从塔内侧向外侧溢出的现象，但是这种气流流动同样能起到散热的效果，所以总通风量是对各冷却柱通风量的绝对值进行求和计算的，不区分气流的流动方向。

由图6、图7可知：随着风速不断增大，间冷塔的总散热量和通风量不断降低，两者的变化趋势较为一致。当风速≥3 m/s时，散热量开始大幅度下降；当风速达到12 m/s时，散热量约降低了41%；风速继续增大时，散热量变化较小。从各扇区散热量的角度来看，不同位置扇区的散热量差距较大，但呈现明显特点：迎风面扇区1、10的散热量随风速增大而不断增加；侧风面扇区的散热量随风速增大而降低，尤其是正侧面扇区3、8；背风面扇区的散热量在风速达到一定程度(约8 m/s)时才开始逐渐降低。

针对散热量在侧风下所表现出的变化，对常见风速6 m/s以及最大风速16 m/s下的关键位置处气流流态进行分析，见图8～图10。

由图8～图10可知：从流动的角度来看，在侧风情况下，塔底散热器周围圆柱绕流起主导作用，侧风面气流流速较大，在散热器外产生负压区，散热器内外压差减小，通风量随之降低。当风速较大时，塔内气流漩涡和塔外气流回流强度提高，影响背风面扇区的通风和散热，所以当风速大于8 m/s时，背风面扇区散热量开始降低。

4分扇区配水方案

4.1 配水方式

间冷塔在风速较大时的散热量急剧下降，严重影响循环水的冷却。针对这一现象，学者们对相应的防风方案也做了不少研究，宫婷婷[2]指出在塔外安装导风墙能起到一定的效果，Al-waked R[12]指出同时在塔外布置导风墙，塔内布置十字风墙的效果最好，Goodarzi M等[13-14]则对塔形做了结构优化。导风墙、十字墙以及塔形结构优化方案的目的都是对流场进行重构，通过提高通风量的方式来增大散热量。

根据前文对间冷塔在侧风下流动与换热的研究，在间冷塔一侧，不同扇区的通风量有所不同，迎风面扇区通风量最大，背风面次之，侧面最小。因此提出一种新的防风措施——分扇区配水，即根据不同扇区的通风和散热情况合理分配循环水量，最大程度地利用通风量。对于各扇区循环水量具体分配比例，主要有两种计算方法：一是根据各扇区的通风量占总风量的比例来分配；二是根据各扇区散热量占总散热量的比例来分配。由图6可知：当风速到达6 m/s及以上时，间冷塔的散热量较低，故选择6～16 m/s风速进行分扇区配水方案计算。配水情况见图11、图12。

由图11、图12可知：从各扇区配水量的角度来看，不同计算方法下，各扇区循环水量随风速变化的趋势比较一致。迎风面扇区1、10的配水量随风速的提高而增大；正侧面扇区3、8的配水量随风速的提高而降低；背风面扇区5、6的配水量随风速的提高先增大后减小。

从数据监测角度来看，对各扇区通风量的监测比较困难，而通过各扇区进出口水温及水量对散热量的监测则比较方便，采用按散热量进行分扇区配水更具可行性。

4.2 分扇区配水的计算结果

通过按散热量比例对不同扇区进行合理配水，不同风速下间冷塔的散热量计算结果见图13和表4，其中表4中的散热量增量是指采用分扇区配水方式后间冷塔散热量相对于不采用任何防风措施时间冷塔散热量的提升量。

MW

由图8和表4可知：按散热量比例对不同扇区进行配水后，相对于平均配水，间冷塔的总散热量在不同风速下均会有所提升，并随着风速的不断增大，分扇区配水方案的效果逐渐明显。在风速达到14 m/s、16 m/s时，总散热量分别相对提升了15.1%、16%。

分扇区配水后，迎风面扇区的散热量明显提升，是总散热量提升的主要原因；侧面扇区由于水量的降低，散热量略微降低；由于迎风面扇区的循环水量增大，经过迎风面的空气温度升高，气流浮升力增大，气流对背风面扇区的影响力降低，使得背风面扇区进风会有所增多，散热量随之提高。

为了更加直观地体现分扇区配水防风方案的经济效益，在环境温度为13.9 ℃、风速为14 m/s时，通过热力计算对机组THA工况下分扇区配水前后的热力参数对比分析，结果见表5。

表5　THA工况下分区配水前后热力参数

由表5可知：在风速为14 m/s时，分扇区配水方案起到了明显的防风效果，机组背压降低了3.06 kPa，发电功率增加了7.04 MW，标准煤耗降低了3.28 g/(kW·h)。

5结语

笔者对某电厂660 MW机组间冷塔在侧风下的流动规律与换热性能进行数值模拟研究，并提出一种新型防风措施，即在不布置任何防风装置的情况下，根据间冷塔各扇区散热量分布对循环水进行合理分配，从而减轻侧风对间冷塔散热的影响。通过对数值模拟及热力计算结果的分析，得出以下结论:

(1) 侧风对间冷塔的流动与散热有较大影响，随着风速的不断增大，间冷塔总通风量不断减少，导致总散热量不断降低，且两者的变化趋势较为一致。但是各扇区的通风量和散热量变化却有所不同，主要是受到散热器周围气流圆柱绕流的影响：①迎风面扇区的通风量随风速的增大而不断提高；②侧风面扇区内外压差不断减小，进风受阻；③背风面扇区的进风受到塔内气流漩涡和塔外气流回流的综合影响，当风速较小时，通风量几乎不受侧风的影响，风速达到一定值时(约8 m/s)，通风量逐渐降低。

(2) 对于分扇区配水方案，不同扇区的配水比例主要有两种计算方式，按各扇区散热量比例或通风量比例进行分配，分配结果几乎一致。然而各扇区的通风量监测比较困难，散热量则可以通过各扇区循环水进出口温度及水量进行计算，所以按散热量比例进行分配更具可行性。对已有间冷系统进行分扇区配水涉及到对配水系统的改造工程，所以这一防风措施对新建间冷系统的意义更大。

(3) 通过对不同扇区循环水进行合理分配，侧风对间冷塔散热的影响有所减轻，在较大风速时(v≥12 m/s)，迎风面扇区散热量增加较多，背风面扇区散热量也有所提高，总散热量将相对提高15%左右，机组背压和煤耗相应降低，发电量相应增加。在环境温度为13.9 ℃、风速为14 m/s的THA工况下，发电功率相对增加了7.04 MW，标准煤耗相对降低了3.28 g/(kW·h)。可见，分扇区配水方案不仅带来了较大的经济效益，同时也保证了机组的安全运行。

参考文献：

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Research on the Effect of Water Distribution by Sectors of SCAL Indirect Air-cooling Towers

Wei Hongqi1, Sheng Bo1, Geng Biao1, Wu Xiaolin2

(1. School of Energy and Environment, Southeast University, Nanjing 210096, China;2. Ningxia Jingneng Ningdong Power Generation Co., Ltd., Lingwu 750040, Ningxia Hui Autonomous Region, China)

Abstract：The flow and heat-transfer performance of an indirect air-cooling tower were studied under crosswind conditions using three-dimensional numerical model. Results indicate that under the conditions that all other inlet parameters keep constant, the total heat dissipating capacity decreases as the crosswind speed grows, due to the great reduction of heat dissipating capacity in lateral sectors because of the flow around circular cylinder, and that the increase of heat dissipating capacity in windward sectors is not high enough to compensate the dissipating loss in other sectors. According to the characteristics of heat distribution in various sectors, a new scheme is proposed for wind protection, i.e. the circulating water is distributed on the basis of the ratio of heat release in corresponding sectors, which, to some extent, can alleviate the impacts of crosswinds on heat dissipation of the indirect air-cooling tower through reasonable ventilation.

Keywords：crosswind; indirect air-cooling tower; flow; heat dissipation; sector; numerical simulation

收稿日期：2015-08-04

作者简介：韦红旗(1966—)，男，副教授，从事火力发电机组性能优化、设备改造相关试验研究及教学工作。E-mail: weihongqi@vip.sina.com

中图分类号：TK284.8

文献标志码：A

文章编号：1671-086X(2016)03-0141-07