改善间冷塔换热性能方案分析

改善间冷塔换热性能方案分析
李慧君;杨长根;李济超;闫琪
【摘要】环境风速变化使间冷塔内外空气流场发生改变,导致其换热性能发生变化,因此如何优化间冷塔内外空气流场具有重要意义.以某660 MW机组SCAL型间冷塔为研究对象,建立了三维模型并利用CFD换热器中简单效能法结合多孔介质模型,在不同环境风速下,对间冷塔空气流场分布及换热性能进行了数值模拟.根据间冷塔流场分布提出了3种改善方案,并定义了反映改善程度的改善系数.结果表明:间冷塔内外同时布置挡风墙(D方案)对其换热性能改善最大,间冷塔内部布置挡风墙(C方案)对其换热性能改善最小;D、C两方案分别在18 m/s和8 m/s时对间冷塔换热性能改善最大,改善系数约为17.34％和4.29％;D方案和B方案相比C方案换热性能均有一定改善,在18 m/s时均取得最大值,分别约为14.69％和15.39％.因此,对于风向较固定的地区,D方案可以有效改善间冷塔的换热性能.
【期刊名称】《电力科学与工程》
【年(卷),期】2019(035)005
【总页数】8页(P54-61)
【关键词】环境风速;间冷塔;空气流场;换热性能;改善系数;挡风墙
【作者】李慧君;杨长根;李济超;闫琪
【作者单位】华北电力大学能源动力与机械工程学院,河北保定071003;华北电力大学能源动力与机械工程学院,河北保定071003;华北电力大学能源动力与机械工程学院,河北保定071003;华北电力大学能源动力与机械工程学院,河北保定071003
【正文语种】中文
【中图分类】TK855
0 引言
在我国西北干旱地区，随着小型火电机组逐渐被中大型火电机组取代，大型间接空冷系统则显得越来越重要。

间接空冷塔(简称间冷塔)作为间接空冷系统中的重要部件，通过空气与循环冷却水换热后使其温度降低，达到循环利用的目的。

SCAL型间冷塔由于具有节约厂用电、结构较简单等优点，近年来被广泛采用。

由于环境风速变化使间冷塔内外空气流场发生改变，导致其换热性能发生变化，故许多学者对其展开了深入的研究。

文献[1]研究了环境风速对SCAL型间接空冷塔性能的影响；文献[2，3]对间冷塔
的结构参数进行优化；文献[4]研究了环境风下间冷塔圆环布置方案对其换热性能
的影响；文献[5]研究了侧风环境下间接空冷塔百叶窗开度调节方案；文献[6]研究
了在不同负荷下循环冷却水优化方案；文献[7]研究了环境风速和环境温度对间冷
塔冷却性能的影响。

随着挡风墙概念的提出，众多学者对此展开大量研究。

文献[8]提出了两种新型塔内导流装置—圆环型和螺旋形挡风墙；文献[9]探究了冷却三角
外侧布置挡风墙对流场的影响；文献[10]探究了间冷塔外侧采用围墙和内侧采用挡风墙等措施，来减弱环境风对其冷却性能下降的影响；文献[11]探究了1 000
MW间冷塔四种挡风墙布置方案对间冷塔换热性能的影响；文献[12]探究了小型
间冷塔中挡风墙的作用，结果发现挡风墙能够将环境风的不利影响转变为有利影响。

以上研究表明，挡风墙的合理布置可以有效减少环境风的不利影响，但对不同布置方案下间冷塔散热器循环水平均出口水温变化研究还比较少。

故以某660 MW机组SCAL型间冷塔为研究对象，在夏天最不利的条件下，利用CFD换热器中简单
效能法并结合多孔介质模型，对无挡风墙(A方案)进行数值模拟，根据流场分布提出3种改善方案，即塔外布置挡风墙(B方案)、塔内布置挡风墙(C方案)和塔内外同时布置挡风墙(D方案)，并探讨了循环水平均出口水温变化，从而为挡风墙的布置方案提供一定的参考。

1 模型建立
1.1 几何模型、网格划分及边界条件设置
选取某660 MW机组SCAL型间冷塔为研究对象，其相关尺寸如表1所示。

散热器局部示意图如图1所示。

为了便于统计和分析数据，将散热器分为24个扇区，其中7扇区和18扇区包括5个冷却三角，其它扇区包括6个冷却三角。

迎风区为1到3和22到24扇区，侧风区为4到9和16到21扇区，背风区为10到15扇区。

分别研究了3种不同挡风墙改善方案，其尺寸大小及位置如表1所示。

B 方案是在塔外侧风区的正中央垂直于风向布置两个挡风墙，C方案是在塔内沿圆周方向均匀布置10个挡风墙，D方案是B方案和C方案的组合。

间冷塔挡风墙不同方案及散热器分区如图2所示。

选取计算域为X×Y×Z(500 m×500 m×500 m)。

图1 散热器局部示意图
网格划分：采用Map和Cooper方式划分网格。

当环境风速为5.5 m/s时，对网格无关性进行验证。

取网格数为448万、511万和598万进行数值计算，结果表明塔出口质量流量偏差约小于1.98%，故认为进行了网格无关性验证。

最终确定网格总数为511万。

边界条件设置：迎风面设置为velocity-inlet，背风面设置为outflow。

间冷塔不同高度处环境风速采用幂指数函数变化，即：
(1)
式中：v10为10 m高度处的风速大小，m/s；z为间冷塔进风口不同高度，m。

该间空冷机组大风期出现在夏季，风向沿X负方向。

表1 间冷塔及其相关尺寸几何参数数值塔高/m180.83塔0 m处直径/m160.30塔出口直径/m52.91塔喉部直径/m50.40塔喉部高度/m137.31散热器高度
/m29.60散热器扇区数/个24冷却三角数/个142散热器长宽高
/(m×m×m)2.88×0.163×29.6冷却三角夹角/(℃)60挡风墙高度/m29.60挡风墙长度/m挡风墙距塔中心最短距离/m30.0034.65
图2 挡风墙不同方案及散热器分区示意图
1.2 计算模型
为了更准确地模拟循环水和空气的换热过程，选取了CFD中换热器模型中简单效能法并结合多孔介质模型。

单个macro的换热量是该macro所包含的所有网格单元计算得到的换热量总和，其计算式为：
(2)
换热器区域总的换热量为：
(3)
式中：qmacro为单个macro的换热量，W。

1.3 数值模型验证
间冷塔验证工况参数如表2所示。

对其工况参数进行了模拟验证，其结果如表3所示。

在误差允许的范围内，证明了该数值模型的正确性。

表2 验证工况参数环境温度/℃设计风速/(m/s)大气压力/Pa热负荷/kW循环水流量/(kg/s)进口水温/℃38.45.591 940801 45716 870.965.3
表3 数值模拟验证结果通风量/(kg/s)出口水温/℃设计值49 459.153.95数值模拟结果49 769.5753.99相对误差0.6%0.07%
1.4 改善系数
定义I为不同改善方案下相比A方案的改善系数，即：相同条件下，不同改善方案下的换热量Q与A方案下的换热量Q0之比减去1后乘以100；定义M为不同改善方案相比最差改善方案的改善系数，即：相同条件下，不同改善方案的换热量
Q与最差改善方案的换热量Qmin之比减去1后乘以100，即：
(4)
(5)
改善系数大小直观地反映了各改善方案改善程度的大小。

2 各方案对间冷塔换热性能的影响
当无环境风且无挡风墙时，在塔的吸力作用下，塔外空气通过散热器对流换热后均匀进入塔内。

此时挡风墙不同布置方案对塔内外流场影响很小，故各扇区的通风量和换热量近似相等。

由于不同改善方案通风量和换热量变化趋势在8 m/s或12 m/s发生转折，故以8 m/s和 12 m/s 为例，对间冷塔换热性能进行分析。

2.1 A方案对间冷塔换热性能的影响
当环境风速为8 m/s和12 m/s时，间冷塔内外流场分布如图3、图4所示。

结果表明：迎风区换热最好，背风区其次，侧风区最差；当环境风速为8 m/s时，侧
风区出现穿堂风。

原因如下：环境风流过间冷塔散热器外侧时做“圆柱绕流”运动，且随着环境风速的增加而增强，结果使得侧风区和背风区的通风量减小；环境风流过间冷塔侧风区散热器外侧时，由于切向速度大，使间冷塔吸力减小，使得侧风区通风量减小；进入迎风区和背风区的气流在塔内相遇后形成近似关于X轴对称的
涡流，从而增大了背风区空气进入塔内的阻力；随着环境风速的增加，迎风区气流
对侧风区和背风区的冲击就越大；迎风区通风量随着环境风速的增加而增加，背风区和侧风区随着环境风速的增加而减小，当环境风速增加到某一值时出现穿堂风。

故迎风区换热性能最好，侧风区换热性能最差。

图3 8 m/s z=15 m温度场和流线分布
图4 12 m/s z=15 m温度场和流线分布
2.2 B方案对间冷塔换热性能的影响分析
当环境风速为8 m/s和12 m/s时，间冷塔内外流场分布如图5、图6所示，其单位扇区通风量变化如图7所示。

当环境风速从8 m/s增加到12 m/s时，1到6扇区和19到24扇区通风量增加，7到18扇区通风量减小。

由于通风量增加幅度略大于其下降幅度，故塔的通风量略增加，但侧风区和背风区换热性能下降幅度大于迎风区换热性能增加幅度，故塔的换热性能下降。

图5 8 m/s z=15 m截面温度场和流线分布
图6 12 m/s z=15 m截面温度场和流线分布
图7 不同风速下单位扇区通风量变化
当环境风速为8 m/s时，与A方案相比：1到9扇区和16到24扇区通风量均不同程度的增加，10扇区到15扇区通风量减小，侧风区无穿堂风存在。

由于通风量增加幅度大于其下降幅度，故使得塔通风量增加，换热性能有所提高。

当环境风速为12 m/s时，与A方案相比：1到7扇区和18到24扇区通风量增加，侧风区(8、9、16和17扇区)和背风区13扇区出现穿堂风，其余扇区通风量减小。

由于通风量增加幅度大于其下降幅度，故使得塔通风量增加，换热性能有所提高。

相同条件下受外侧挡风墙的影响：环境风流经挡风墙时，切向速度突然减小为0，径向速度增大，使得一部分环境风改变方向后进入侧风区散热器内，从而增大了挡风墙上游临近扇区的通风量；由于“圆柱绕流”运动减弱也使得该挡风墙下游临近扇区的通风量增加；当环境风速为12 m/s时，侧风区开始出现穿堂风，通风量开
始下降；受挡风墙影响背风区外侧形成涡流且随着风速的增加其范围越来越大，使得压力降低，通风量下降。

2.3 C方案对间冷塔换热性能的影响
当环境风速为8 m/s和12 m/s时，间冷塔内外流场分布如图8、图9所示，其单位扇区通风量变化如图10所示。

当环境风速从8 m/s增加到12 m/s时，1到4扇区和21到24扇区通风量增加，侧风区(6、7、8、17、18和19扇区)出现穿堂风，其余扇区通风量减小。

由于通风量增加的幅度小于其下降的幅度，故塔的通风量下降，换热性能也下降。

图8 8 m/s z=15 m温度场和流线分布
图9 12 m/s z=15 m温度场和流线分布
图10 不同风速下单位扇区通风量变化
当环境风速为8 m/s时，与A方案相比：迎风区和背风区通风量变化不大，侧风区通风量增加，故塔的通风量增加，换热性能略提高。

当环境风速为12 m/s时，与A方案相比：迎风区通风量变化不大，侧风区通风量增加，背风区通风量略减小。

由于通风量增加的幅度略大于其下降的幅度，故塔的通风量略增加，换热性能也略提高。

相同条件下受内侧挡风墙的影响：塔内一定范围内形成孤立的区域，从而在一定程度上减弱了迎风区气流对背风区气流的冲击作用，使得穿堂风量减小，同时容积流量减小使得压力升高，故涡流数量随着环境风速的增加而增多，使得背风区通风量减小；“圆柱绕流”作用减弱，使得侧风区通风量增加。

2.4 D方案对间冷塔换热性能的影响
当环境风速为8 m/s和12 m/s时，间冷塔内外流场分布如图11、图12所示，其单位扇区通风量变化如图13所示。

该方案结合B和C方案。

当环境风速从8 m/s增加到12 m/s时，1到6扇区和19到24扇区通风量增加，7到18扇区通
风量下降，背风区(12和13扇区)开始出现穿堂风但量不大。

由于通风量增加幅度略大于其下降幅度，故塔的通风量略增加，但侧风区和背风区换热性能下降幅度大于迎风区换热性能上升幅度，故塔的换热性能下降。

图11 8 m/s z=15 m温度场和流线分布
图12 12 m/s z=15 m温度场和流线分布
图13 不同风速下单位扇区通风量变化
当环境风速为8 m/s时，与A方案相比：迎风区通风量变化较小，侧风区通风量增加，背风区通风量减小。

由于通风量增加幅度大于其下降幅度，故塔的通风量增加，换热性能提高。

当环境风速为12 m/s时，与A方案相比：迎风区和侧风区的通风量都增加，背风区通风量下降，且形成穿堂风的扇区数量减小。

由于通风量增加幅度大于其下降幅度，故塔的通风量增加，换热性能提高。

相同条件下受内外挡风墙的影响：迎风区通风量随着环境风速增加其增幅变大；侧风区由于“圆柱绕流”运动减弱，使得通风量增加；背风区由于塔内和塔外涡流影响，其风量下降且下降幅度略变缓。

3 间冷塔换热性能各改善方案间对比
不同方案下间冷塔通风量和换热量随环境风速变化如图14、图15所示。

塔的通风量和换热量随环境风速呈现先减小后增大的趋势，A和C方案均在12 m/s处为最小值，B和D方案其通风量在8 m/s时最小，而换热量在12 m/s时最小。

这是因为迎风区、背风区和侧风区通风量增减幅度不一样造成的，换热量变化也是如此。

相同条件下，B方案相比C方案，迎风区和侧风区换热性能提高，背风区换热性能下降，换热性能提高的幅度大于其下降的幅度，故B优于C方案；D方案相比B方案，迎风区换热性能略下降，侧风区换热性能提高，当环境风速超过12 m/s时，背风区换热性能提高，换热性能提高的幅度大于其下降的幅度，故D优于B方案；D方案相比C方案，侧风区换热性能提高，背风区换热性能下降，当
环境风速大于5.5 m/s时，迎风区换热性能提高，换热性能提高的幅度大于其下
降的幅度，故D优于C方案。

故D方案对间冷塔换热性能改善最大，C方案最小。

图14 不同方案通风量随环境风速变化
图15 不同方案换热量随环境风速变化
不同方案平均出口水温随环境风速变化如图16所示。

当环境风速为8 m/s时，B、C和D方案相比于A方案循环水平均出口水温分别减小了1.29 ℃、0.43 ℃和
1.39 ℃。

图16 不同方案平均出口水温随环境风速变化
4 各方案改善性能分析
不同环境风速下，I和M的变化规律如图17所示。

C方案的改善效果最差，D方案的改善效果最好。

C方案当环境风速为8 m/s时I取得最大值，约为4.29%。

B 和D方案当环境风速为18 m/s时I均取得最大值，分别约为16.63%和17.34%。

B方案和D方案的改善系数M随着环境风速的增加呈现先增加后减小再增加的趋势，均在18 m/s达到最大，分别约为14.69%和15.39%。

改善系数M越大，则说明该方案相比其它方案越优。

该结果相比与文献[13]在12 m/s时的改善系数I
约为13%有所改善，相比与文献[14]在7 m/s时的改善系统I约为10.749%也有
所改善。

图17 I和M随环境风速变化
5 结论
(1)建立了间冷塔三维数值模型，利用CFD换热器中简单效能法结合多孔介质模型；对不同环境风速下间冷塔换热性能进行了模拟研究；根据其流场分布提出了B方案、C方案和D方案来改善间冷塔换热性能，并定义了改善系数。

(2)B、C和D方案相比A方案换热性能均有改善；C方案当环境风速为8 m/s时I 取得最大值，约为4.29%；B和D方案当环境风速为18 m/s时I均取得最大值，
分别约为16.63%和17.34%。

(3)B方案和D方案相比C方案换热性能也得到改善，均在18 m/s时M达到最大，分别约为14.69%和15.39%。

(4)D方案为最优方案，C方案为最差方案。

因此对于风向较固定的地区，D方案
可以有效改善间冷塔的换热性能。

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