凝汽器喉部化学补水雾化流场的数值模拟

周兰欣，侯炳宇

（华北电力大学，河北 保定，071003）

1 概 述

化学补水进入凝汽器喉部有很多优点，但新安装机组的化学补水，都是在凝汽器喉部的补水管上打几排Ø4～Ø6mm的小孔，以水柱状喷入凝汽器喉部。为了加大排汽与化学补水的换热面积，提高传热效果，需要在凝汽器喉部布置雾化喷嘴。汽轮机排汽与补水的水雾耦合成一个非常复杂的流场，为了最大程度地让排汽与补水充分混合换热，需要模拟雾化喷嘴直径、喷射压力、喷射角度、排汽流速以及喷嘴布置高度等对凝汽器喉部流场的影响，为喷嘴在凝汽器喉部布置优化方案提供参考。

2 化学补水在凝汽器内进行雾化的优点

系统内化学除盐水的温度一般为20～25℃，汽轮机排汽为34～35℃，2种流体在凝汽器喉部混合换热，可凝结部分汽轮机的排汽，从而使流入主凝结区的排汽量减少，在化学补水水量、水温不变的情况下，对提高凝汽器的真空是有利的［1－3］。补水实现雾化，能够增大补充水水滴的表面积与体积之比，强化补水与排汽之间的换热，使补水能够很快达到饱和状态，为气体从水滴中逸出创造有利条件。另外，对降低凝结水含氧量和降低低压加热器传热端差以及延长低加的使用寿命都是有利的。

3 补水雾化模型的建立

3.1 物理模型的建立

补水雾化应考虑喷嘴直径、喷雾压力、排汽流速、喷雾方向等因素对凝汽器喉部液滴分布及与蒸汽换热效果的影响。

以300MW机组凝汽器喉部的几何尺寸为依据，建立物理模型，并利用GAMBIT软件，生成计算网格。因凝汽器喉部内其它管件的尺寸与加热器的圆筒形壳体和喉部本身相比很小，对整体流场的影响不大。为简化模型，在数值模拟中主要考虑喉部和加热器两个主要部分，采用六面体网格划分方式，生成网格数为361620个，见图1所示。

图1 凝汽器喉部网格划分

3.2 数学模型的建立

汽轮机排汽由凝汽器喉部入口进入流场，由喉部出口流出进入换热管束区。以蒸汽作为汽相，喷嘴喷入的除盐水雾滴作为液相，凝汽器喉部补水雾化流场为蒸汽与雾化水滴两相耦合流动，分别列出汽相、液相及汽液两相耦合的控制方程组。

3.2.1 连续相模型

对连续相计算采用标准k－ε模型，主要是基于湍流动能和扩散率，k方程是个精确方程，ε方程是个由经验公式导出的方程。

式（1）、式（2）中：Cμ＝0.99；Cε1＝1.44；Cε2＝1.92；δk＝1.0；δε＝1.3；k为单位质量流体湍流脉动动能；ε为耗散率；Gk表示由层流速度梯度而产生的湍流动能；μ为动力黏性系数。

3.2.2 离散相模型

补水以雾滴的形状进入喉部流场，根据牛顿第二定理，可写出饱和器汽液两相流中水滴的运动方程：

凝汽器中的雾化水滴，在FLUENT计算中，该类型的液滴遵循惯性颗粒的加热与冷却、液滴蒸发和液滴沸腾等定律。液滴的温度通过自身的热平衡得出，热平衡的计算式把液滴的焓变与两相间的对流传热、汽化潜热联系起来：

式（4）中，右边的第一项表示对流传热量，第二项为蒸发汽化热量［4－8］。

其中：mp— 液滴的质量，kg；

cp— 液滴比热，J／（kg·K）；

A — 液滴表面积，m2；

T∞— 汽相的温度，K；

Tp— 液滴的温度，K；

h — 对流传热系数，W／（m2·K）；

hfg— 汽化潜热，J／kg。

3.2.3 离散相模型的耦合求解

在FLUENT计算中，可以通过设定喷雾角、喷嘴直径、雾化压力、进口蒸汽速度等参数来确定颗粒的初始位置、速度、尺寸以及每个（种）颗粒的温度。依据颗粒的物理属性和颗粒初始条件，用来对颗粒的轨道和传热、传质过程进行计算。当颗粒穿过流体运动时，颗粒的轨道及传热量、传质量可通过当地流体作用于颗粒上的各种平衡作用力、对流引起的热量和质量传递来进行计算。在计算颗粒轨迹的同时，也计算颗粒沿轨迹增加或减少的热量，将这些物理量用于连续相的计算中。离散相与连续相之间相互作用，直到二者均收敛为止，就实现了双向耦合计算［9］。

4 模拟结果及分析

4.1 计算条件

将凝汽器喉部作为模拟区域，喉部入口面积为49.14m2。汽轮机排汽流量582.95t／h，喉部入口蒸汽温度34.5℃，排汽压力5.39kPa，该压力下蒸汽比容26.27m3／kg，干度0.93，排汽流速80m／s。补入凝汽器的化学除盐水水温22℃，采用机械旋流式雾化喷嘴，分2排布置在与低加中心线纵向平行的位置处，布置高度1.85m，低加直径2m［10］，见图2所示。

图2 喷嘴布置示意图

排汽速度计算式：

式（5）中：q— 主蒸汽流量，kg／s；

kv—排汽流量系数；

V — 蒸汽比容，m3／kg；

x—干度；

s—喉部入口面积，m2。

4.2 喷雾前后凝汽器喉部汽相速度分布及温度分布

在喷射压力为0.5MPa，喷嘴孔径6mm，喷射角0°时，对喷雾前后凝汽器喉部流场进行模拟分析。

图3 加喷雾z＝1.85m截面温度图

图4 加喷雾y＝0.3m截面温度图

图3和图4为加入喷雾后，z截面和y截面的温度分布云图。在雾化核心区域，液滴与蒸汽进行强烈的热交换使与之接触的蒸汽温度大幅度降低，形成低温区域。由于汽流速度很高，水滴与蒸汽的换热时间极短，图3、图4所示区域只是实际作用过程的一部分，并不能代表完全的作用过程。

4.3 排汽速度对换热效果的影响

机组负荷波动时，凝汽器内部压力随之改变，不同压力下蒸汽的比容不同，导致入口汽流速度发生变化。排汽速度对于雾滴在喉部空间的充满度有很大影响。在补充水量一定的情况下，雾滴在凝汽器喉部充满度越大，与蒸汽换热越充分。

设定喷嘴直径6mm，喷雾压力0.5MPa，喷射角度与蒸汽入口方向相反时为0°。当排汽速度在60～100m／s时，对换热效果的影响如图5所示。

图5 排汽速度对换热效果的影响

排汽速度增大时，出口截面的蒸汽平均温度升高，换热效果变差。由于排汽和喷雾的耦合作用，雾滴在喉部空间呈现一定的分布规律。雾滴在凝汽器喉部充满度越大，与蒸汽换热越充分。排汽速度增大，汽流阻力增加，雾滴在喉部空间的停留时间缩短，不能与蒸汽充分接触换热，导致换热效果变差。

4.4 喷射压力对换热效果的影响

设定喷嘴直径为6mm，改变喷嘴的喷射压力，取压力值为0.2MPa、0.25MPa、0.3MPa、0.35MPa、0.4MPa、0.5MPa，对喷射角为0°、45°、90°、135°、180°的喉部流场分别进行模拟分析。

随着喷射压力升高，出口截面的蒸汽温度降低。喷射压力增加，喷射出的液滴速度增大，液滴受到的汽流阻力减小，使液滴的在凝汽器喉部充满度增大，可以与蒸汽充分接触。由图6可以看出，喷射压力在0.2～0.5MPa时，雾滴与蒸汽的换热得到加强。

图6 喷射压力对换热效果的影响

4.5 喷嘴孔径对换热效果的影响

设定喷射压力为0.5MPa，取喷嘴直径4mm、4.5mm、5mm、5.5mm、6mm，对喷射角为0°、45°、90°、135°、180°的喉部流场分别进行模拟分析。

由图7可知，在不同的喷雾方式下，出口截面的蒸汽温度随着喷嘴直径的增大而呈现逐渐升高的趋势。这是因为在其他条件相同的情况下，喷嘴的孔径越大，喷出的水雾液滴直径也越大，在补水量一定的情况下，液滴的直径越大，与蒸汽接触换热的面积相对越小，使换热效果变差。

图7 喷嘴直径对换热效果的影响

4.6 补水流量对喷嘴布置及换热效果的影响

在机组运行过程中，冷却水的流量是随着机组负荷变化而变化的，在单个喷嘴流量不变的情况下，喷嘴个数随之增加，见表1所示。

表1 喷嘴个数变化表

汽轮机排出的乏汽参数不变，补水流量增大，被冷却的蒸汽量增加，由图8可知，出口截面的蒸汽平均温度明显降低。当补水流量大于50t／h，蒸汽温度降低趋势减缓。因为随着相邻喷嘴间距缩小，喷嘴密度过大，造成喷雾相互叠加，互相碰撞，形成大颗的水滴，使喷雾的换热效果变差。

图8 冷却水流量对换热效果的影响

5 结 论

（1）通过比较出口截面的蒸汽平均温度可以看出，逆向喷雾的换热效果好于顺向喷雾。

（2）补水量一定时，排汽速度从100m／s降低至60m／s，逆向喷雾的换热效果明显增强，出口截面蒸汽平均温度降低最多，达2.2℃。

（3）补水流量对补水雾化的换热效果有明显影响，这种影响随着补水量的增加逐渐减小，补水量大于50t／h后，出口蒸汽温度降低趋势明显减缓。若补水量继续增加，可以在水平方向上多布置几排喷嘴。

（4）喷嘴喷射出的雾滴与凝汽器入口蒸汽两相耦合流动，综合考虑喷嘴直径、喷射压力、排汽速度及补水量对雾化效果和换热效果的影响，选择最佳的喷嘴布置方式。

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