喷雾增湿在直接空冷中的应用效果及影响因素分析

　　1 前言

　　直接空冷机组在“三北”地区运行时存在夏季环境温度高、低出力、高背压的问题。由于夏季气温高，空冷器的冷却能力下降明显，机组被迫降负荷运行，严重时还会使机组背压超限而导致机组停机，大大降低了机组的经济和安全性[1 ～3]。

　　目前，许多电站为空冷机组安装喷雾增湿系统，即通过喷水蒸发的气化潜热强化空冷器的冷却效果，从而使机组安全度夏[4 ～8]。本文运用CFD 软件对喷雾增湿系统的应用效果以及影响因素进行了分析。

　　2 喷雾增湿系统的原理及结构

　　喷雾增湿系统如图1 所示。

　　喷雾增湿的工作原理: 水经过喷嘴雾化形成粒径很小的水雾，雾滴在运动中与空气充分混合并迅速蒸发，同时从空气中吸收大量的热量，从而降低空气干球温度，最终湿空气达到饱和，降温后的空气与未蒸发完全的水雾通过散热器，提高空冷器换热量，增加机组出力[9 ～12]。

　　3 喷雾增湿系统的数值计算方法

　　3.1 物理模型

　　空冷单元尺寸为8m×8m×10m。建立模型时，对其内部结构进行适度简化，然后利用GAM-BIT 对其进行网格划分[13，14]。生成的网格如图2所示。

　　喷嘴共设10 个，呈中心对称布置，高度位于空气入口上方0.5m 处，具体布置方案如图3 所示。

　　3.2 边界条件

　　模型底部为单元入口，采用质量流量入口; 模型顶部为单元出口，采用压力出口边界; 散热器两侧的立面采用对称边界条件; 与散热器垂直的立面采用无滑移固壁边界条件。入口空气流量为150kg /s，温度为300K，相对湿度为45% 。水雾与空气热湿交换过程采用DPM 模型模拟，喷嘴直径2mm，喷水流量0. 08kg/s，喷水温度293K，雾化角120°，平均粒径100μm。散热器采用由Patankar 和Spaiding 提出的多孔介质模型[15，16]。即在多孔区域内的标准流动方程上附加源项。假设散热器负荷恒定，计算得出单元热负荷为4. 96MW。

　　4 模拟结果及分析

　　4.1 喷雾前后温度场对比

　　为了保证模拟计算的准确性，必须对模型采取网格无关性检验，即在不同网格密度下进行多次模拟计算，如果各次模拟结果的偏差很小，证明计算结果是可信的。

　　图4、5 分别示出喷雾前后空冷单元模型 x =0 截面的温度分布等值线图。

　　从图中可以看出，未经喷雾时，单元内部温度场分布均匀，在靠近散热器的区域温度略有上升，大部分维持在300～305K 范围内; 散热器区域由于存在强烈的换热，温度变化明显，温度梯度比较大; 单元外部区域温度大部分在 332K 左右。需要注意的是在散热器顶角以及底角处由于空气流量小，流速低，不能及时将散热器热量带走，导致局部温升积聚，形成高温“死区”。增设喷雾增湿系统后，可以看到单元内部喷雾主流区温降明显，这是由于雾滴初始速度向下，在和速度向上的空气接触时发生强烈的热湿交换，大量水雾蒸发成为水蒸气，过程中吸收周围空气显热导致空气降温。空气经过散热器后温度大部分在315～330K之间。平均温度较喷雾前降低约5K，说明喷雾增湿系统基本达到降温目的，可以满足机组安全渡夏的需要。图中亦可看出喷雾增湿系统虽然可以降低空气平均温度，但未能解决局部区域高温的问题。