直接空冷喷湿系统研究报告

云冈热电直接空冷喷湿系统研究报告1 前言直接空冷系统因其具有良好的节水效果，在最近几年得到了广泛的推广和应用[1]直接空冷机组在夏季高温时段出力受阻是一个普遍问题在夏季，由于气温高，空冷器的冷却能力明显下降，导致机组被迫降负荷运行，极端情况下还会使机组的背压超限而导致机组停机这严重影响了机组的经济性和安全运行[2-4]因此，采取空冷器喷湿系统以降低空冷器的进口空气温度，强化空冷器的冷却效果，是解决直接空冷机组的夏季出力受阻，提高机组经济性和安全性的有效途径之一2 云冈直接空冷系统概述 山西大唐国际云冈热电公司首台 2×220MW 直接空冷机组，#1 机 2003 年 11 月 11 日投产，#2 机 12月 13 日投产发电本机组的空冷凝汽器布置在紧靠汽机厂房的 A 列柱外侧，与主厂房平行的纵向平台上布置六个单元组，其总长度与主厂房长度基本一致，空冷占地面积 62×44m2，为每个单元组由四个主凝汽器与一个辅凝汽器组成“A”字型排列结构，并在其下部设置 24 台 7.952 米大直径的轴流冷却风机，提供冷却所需风量空冷凝汽器分主凝汽器和分凝器两部分主凝汽器设计成汽水顺流式，规格 9877×2969×550mm、容积1340L，设计温度 120℃，设计压力 0.045MPa,它是空冷凝汽器的主体；分凝汽器则设计成汽水逆流式，规格 9360×2969×550mm，容积 1160L，设计温度 120℃，设计压力 0.045MPa,其顶部造成空冷凝汽器的抽空气区。

真空抽气系统采用三台水环式真空泵，冬季一台运行，夏季二台运行由于直接空冷机组受环境温度的影响较大，而大同地区一年四季乃至昼夜温差都较大，且夏季短而炎热，因此本空冷机组汽轮机背压变化幅度较大，这对机组的运行的经济性和安全性构成不利影响3 喷雾增湿系统的工原理作与设计特点为了提高云冈热电公司 2×220MW 直接空冷机组季运行的经济性和安全性，结合直接空冷系统的特点，采用增设空冷增湿系统来降低空冷器入口空气温度，提高空冷器的冷却能力，以保证机组的夏季满发的要求和运行的安全性3.1 直接空冷增湿系统的工作原理由于直接空冷系统是直接利用干空气进行冷却，因此直接空冷机组的出力取决于进入空冷器的空气干球温度[5]较高的空气温度导致了空冷器冷却能力的下降，降低了机组真空，汽轮机的排汽温度大幅升高，因而限制了机组的出力，导致了机组不满发小时数远大于设计值，大大降低了机组的经济性对于直接空冷系统，汽轮机的排汽温度可由下式确定[6]：（1）1sapttITDt或 （2）1saapttttt式中： ——空冷器入口空气温度；1at——初始温差，即空冷器的蒸汽入口温度与空气入口温度差；ITD——汽轮机排汽在排汽管道中压降引起的温度差。

pt——空冷器的空气温升；at——空冷器传热端差t图 1 直接空冷系统夏季运行工况示意图Fig.1 Schematic diagram of the direct air-cooled system in summer operating conditions图 1 是直接空冷机组夏季运行工况示意图由该图可以看出：由于空气温度的变化，空冷器的初始温差、传热端差均随着入口空气温度的升高而增大这表明夏季较高的空气温度会使汽轮机的排汽温ITDt度升高的幅度更大，因此汽轮机排汽温度在夏季超温成为直接空冷机组安全运行的主要问题[3]为了保证机组的安全运行，机组被迫减负何运行，从而导致机组的经济性下降如果在夏季高温时段，采取措施有效地降低空冷器进口空气的干球温度，就可以强化空冷器的换热效果，这样既能提高机组的出力，又有利于机组的安全运行据此，我们借鉴化工和水泥行业的喷雾增湿塔的实验结果[7]，通过进一步的研究发现：在空冷器进口采用喷雾增湿方法可以有效地降低空冷器入口空气的温度，能显著提高空冷器的冷却能力图 2 直接空冷系统喷雾增湿示意图Fig.2 Schematic diagram of spraying humidification in the direct air-cooled system喷雾增湿系统如图 2 所示，其工作原理是：除盐水经过高压泵加压后输送到布置在空冷平台的风机出口和散热器入口之间的雾化喷嘴，经过喷嘴雾化形成粒度极小的雾粒，雾滴与气流混合后形成湿空气,被输送到空冷器表面进行冷却换热。

由于水的汽化潜热较大，水蒸发时会大量吸收空气中的热量，从而降低空气的干球温度然后将降温后湿空气送到空冷散热器，以提高空冷岛的换热量3.2 喷雾增湿系统的设计特点结合云冈热电直接空冷机组的特点，所采用的喷雾增湿系统给水管路布置示意图如图3该系统从电厂除盐水箱取水，除盐水经过系统配备的过滤系统后进入高压泵，经加压后的水通过管路输送到布置在空冷平台的风机出口和散热器入口之间的雾化喷嘴，经过喷嘴雾化形成的雾滴与气流混合后形成湿空气,被输送到空冷器表面进行冷却换热图 3 直接空冷系统喷雾增湿管路系统示意图Fig.3 Schematic diagram of feed-water pipe system of spraying humidification in the direct air-cooled system系统中喷嘴需要布置在距离风机出口一定高度，且需沿风机叶片圆周速度较大的位置布置(具体位置根据不同的方案确定)，喷口向下，与气流方向相反，这样有利于风能较好地携带雾滴上升，充满整个空冷单元内的有效区域，且不产生湿底现象喷嘴的具体配置型式（如数量、高度、形状等），通过实验及数值模拟计算确定。

系统中还配置了一个流量（压力）调节阀，以实现对喷雾流量的控制调节阀的控制信号和高压泵的启停控制可在集控室完成如果喷水许用量足够大时，通过调节阀还可以控制喷雾量，使散热器表面上能够形成一定厚度的水膜并蒸发水膜的蒸发是一个潜热交换过程，这将吸收更多的空气热量，从而能进一步增强散热器的换热效果高压泵为系统提供足够的压力，以保证喷雾效果为了防止杂质堵塞喷嘴，系统还设有滤网空冷岛共有 24 个空冷单元，每个单元作为一个喷雾室每个单元布置四排喷嘴，如图 4 所示在风机栈桥两侧各布置两排，分别距风机栈桥中心线 1 m 和 3 m共设 10 个喷嘴，靠近风机的两排各布置 3 个喷嘴，另两排各布置 2 个喷嘴，高度为 1 m，喷孔直径为 1.6mm，喷雾方向向下，以有利于雾滴与空气进行充分的热湿交换图 4 喷嘴的布置图Fig.4 the sketch of nozzles layout4 喷雾增湿系统的数值分析4.1 计算模型与边界条件为了研究增湿系统的可行性，本文采用数值模拟的方法对其喷雾过程和特性进行研究分析数值模拟主要以单个的空冷单元为主体，根据建立的模型和边界条件，对雾化过程和雾滴在空冷单元内热湿交换进行了模拟。

模型的建立主要以空冷岛中某一中间空冷单元为主体，空冷风机的结构和内部桥架等结构及相邻单元的结构均进行了必要的简化，考虑了研究对象单元的左右两侧空冷器出风对流场的影响根据空冷单元的结构和模拟的范围，考虑到研究对象的对称性，模拟时只计算一半由此确定的计算区域为（-4.8m，-7.5m，0m）到（4.8m，0m，20m）模型建立后，利用 GAMBIT 内设的网格划分工具，采用了 Tetra 四面体非结构化网格生成方式生成网格[9-12]由于模拟主要集中在单元内部，故此在空冷单元内部区域进行了网格加密，总网格数为 627864，最后生成的网格示意图如图 5 所示（中心面为对称面）图 5 空冷单元喷雾模型网格划分图Fig.3 Mesh division of spray model in air-cooled cell本文基于 SIMPLE 算法，采用标准的两方程湍流模型，空冷单元内喷嘴的雾化过程及雾滴与空气的k热湿交换过程是利用 Fluent 内嵌的 DPM 模型模拟的，通过积分拉氏坐标系下的颗粒作用力微分方程来求解离散相颗粒（液滴或气泡）的轨道计算区域中入口边界为该单元空冷风机的入口及左右两组散热器单元邻侧的出风面，采用质量流率入口条件；对象单元内两端的间壁、散热器以下的侧壁及该单元底面采用无滑移固壁边界条件，其他边界采用压力出口边界条件（未考虑出口边界上风速和风向的影响）。

对象单元入口空气温度为 307 K（34℃），空气流量为 395kg/s；邻侧单元出风流量为 197.5kg/s，温度为 341 K（68℃）；环境压力为 89400Pa；喷嘴的入口压力 0.5MPa，喷孔直径为 1.6 mm，喷水流量为 0.06424 kg/s，喷水温度为 293K（20℃），雾化角为 120°，单元热负荷为 12.65MW4.2 计算结果的分析与讨论为了更加清晰地对雾化增湿系统的实际效果进行验证和分析，分别对加入和未加入雾化增湿装置的空冷单元进行了数值模拟，模拟结果以某些断面的温度等值线分布图，压力等值线分布图及速度等值线分布图等图表来表示通过对增湿系统前后空冷单元内的流场和温度场模拟，结果如图 6、7 所示a) 温度等值线图(b) 压力等值线图(c) 速度等值线图图 6 未加入雾化增湿装置 X=0 m 断面等值线图Fig.6 The contours at x=0 (m) surface without spray humidification device图 5 为未加入雾化增湿装置之前 X=0m 断面的数值模拟结果，从图中可以看出的空冷单元内部流场和温度场分布是均匀的，单元内的空气温度基本上为 307K，单元外的空气温度大部分在 330K 以上，其他区域的温度介于两者之间。

在空冷单元外部，随高度的增加压力是逐渐减小的，而在单元内部压力则是逐渐升高的，到散热器三角架的顶部压力最高在空冷单元外部速度的分布与此区域的压力分布和空间结构有关，在靠近壁面的区域速度极低在单元内部，随高度的增加气流速度是逐渐降低的，到三角架的顶部速度减至最小，相应地此处压力最高a) 温度等值线图(b) 压力等值线图(c) 速度等值线图图 7 加入雾化增湿装置 X=0 m 断面等值线图Fig.7 The contours at x=0 (m) surface with spray humidification device图 6 为加入雾化增湿装置之后 X=0m 断面的数值模拟结果，从各断面的压力和速度分布可以看出，由于采用向下雾化方式，雾滴离开喷嘴后，其速度方向与气流方向相反，因此先减速增压，然后被高速气流拖曳向上运动从而增速降压在此过程中，雾滴与气流之间发生强烈的热湿交换，雾滴边运动边蒸发，从而使与之接触的空气温度降低，形成图中的低温区域为了定量的分析雾化前后整个计算区域的温度变化情况，将主要温度分布范围划分以下几个区间(）：307K 以下；12aaattt307K～315K；315K～320K；320K～325K；325K～330K；330K～335K；335K～340K；340K 以上。

雾化前后各温度区间所占百分比见图 705101520253035404550307以下 307-315 315-320 320-325 325-330 330-335 335-340 340以上 温度分布（K）百分比（%）喷雾前喷雾后图 7 加入增湿装置前后各温度区间所占百分比图 Fig.7 Percentage distribution of various temperature interval with/without spray humidification device从各断面的温度分布情况和统计结果可以看出，在雾化核心区域，水雾滴与空气进行较强烈的热湿交换后，能明显降低空气的温度，幅度大约为 5℃左右，空冷散热器入口空气温度有较明显的降低，出口温度较雾化前的温度同样也有较明显的降低通过上述分析可知，在直接空冷机组上。