论文部分内容阅读
大唐南京发电厂 210059
摘要：通过数值模拟600MW汽轮机主汽调节阀在全开状态下的流动特征，对阀门内部流量分布状况以及阀门压损状况进行分析，以期能够为阀门结构改进工作做出一点贡献。
关键词：汽轮机；主调节阀；流动特性；数值模拟
大型汽轮机组的调节阀一旦受损，就会给机组经济性带来较大的影响，关于超过亚临界参数的机组，调节阀每增加1%的压损，高压缸的效率大约就会降低0.4%。所以，利用阀门管理或者结构改进等措施对调节阀的压损率进行降低，对汽轮机组运行效率的提高具有重要作用。
汽轮机主汽调节阀型腔的结构比较复杂，长时间以来都把实验研究当作主要的探究方式。利用实验研究虽然可以掌握阀门的整体性能，比如阀门损失、提升力曲线等，但是却不能获悉阀门内部的整体流程。由于改进阀门结构是结合设计人员对流动的设想与实际经验来展开的，具有不确定性，因此难以得到更厚的结果。利用CFD方法对其进行研究，能够全面了解阀门内部流动信息，进而了解更多科学的阀门结构。
文章建立在CFD方法基础之上，分别用数值模拟了600MW汽轮机主汽门与主调门的内部流场，并且对联合气门研流程的压损分布进行全面分析，提出指导性的阀门管理建议。
一、物理模型的创建
组成600MW汽轮机组的主调阀门系统包括：主汽阀两个、调节阀四个。主蒸汽首先经过两根主蒸汽管后再进入两个主汽阀，然后被送进调节汽室，最后被四个调节阀送入汽轮机的喷嘴中，并对四组喷嘴进行膨胀做功。其中调节阀的配汽方式为2+3-4-4，具体可参见图1。主蒸汽进汽的时候，2号和3号调节阀就会同时开启，逐渐增加负荷到达一定程度后，4号和1号调节阀依次开启。
图1 600MW汽轮机调节阀展示图
观察其几何结构，可以发现一个主汽阀与两个调节阀共同构成一组，而且两组是互相对称的。其中阀组系统的内部流道结构可以参见图2，在一个阀组中，距离主汽阀较近的被称为A阀，较远的被称为B阀。
图2 主汽调节阀组几何结构示意图
明确计算域后，就可以采用Gambit来划分非结构化网格。在该算例中，应用了四面体网格对流道网络进行划分，网格的数量为200万，具体可以参见图3。其中边界计算条件是压力进口与速度进口。具体采用的是标准k-E模型与全三维N-S方程。在计算过程中，利用有限元法对边界条件与被控制方程进行离散，压力-速度耦合的求解则应用的是Simplec算法，其中、能量、栋梁、湍流耗散率和湍动能都应用的是二阶迎风差分格式。应用IAPWS-IF97水蒸气性质计算模型对蒸汽工质的热力性参数进行分析。在该模型下，主蒸汽的温度是540℃，压力是16.59MPa，流量是1985t/h。
图3 计算网格分析图
二、计算结果与具体分析
为了能够更加便捷的说明问题，在流量不变的前提下，更改调节阀的开启顺序，具体为2+3-1-4，具体来说就是在主蒸汽进汽过程中，同时开启2号与3号调节阀，逐渐增加负荷，达到一定程度后再将1号与4号调节阀依次开启。当对机组达到600MW时，就可用数值来模拟进气阀的内部流场，并将两种配汽方式所得结果进行对比。
其中阀门内部流线图可以参见图4，Z=O截面上阀组流体速度等值可以参见图5，图6-9则是各阀门典型界面与喉部速度等值线图。在阀门内部，气流流动的特点具体如下：第一，在调节阀与主汽阀的喉部位置都存在节流，并且气流速度较大，主汽阀喉部气流的最高速度为120m/s，调节阀A喉部气流速度最高可达130m/s，调节阀B喉部最高气流速度为170m/s。第二，蒸汽在进入主汽阀的咽喉位置后，气流就会达到腔室上半部分，从而让调节阀A和主汽阀间的腔室中形成大漩涡，局部形成了速度约为20m/s的低速区。第三，经过A/B阀的流量比例为47.3：52.7，经过A阀的蒸汽量比B阀约少5%。
图4 阀门内部的流线图
图5 Z=O蒸汽速度等值线图
图6 调节阀A的喉部速度等值线图 图7 调节阀B的喉部速度等值线图
图8 主汽阀的喉部速度等值线图 图9 H-H截面速度等值线
在阀组流道系统中，蒸汽流动的总压损是2.66%，主汽阀共损失了0.57%，占总损失的21%；调节阀共损失了2.09%，占总损失的79%。若是调节阀的流道具有高速蒸汽流动，那么就会产生压损，而且通常都出现在调节阀的喉口位置。因为蒸汽在经过阀腔室流入阀喉位置的时候，通流的面积会急剧降低，导致蒸汽的流速迅速上升，尤其是垂直主流方向，速度呈梯度变化，进而使阀喉位置出现大面积的压损。调节汽门与主汽门喉口后管道具有较好的扩压效果，能够大幅度降低总压损率，至少可以减小2%。
通过对阀门内部的气流流动进行观察，可以发现蒸汽在进入主汽阀的喉部位置后会呈流线不断上扬，蒸汽不能够顺利转折，进入A阀的气流较少，在主汽阀与A阀间就形成了漩涡及流动死区，不能够均匀流动。而主汽阀周围大部分的低能流体就逐渐流进A阀喉部，而其余流体大都绕过A阀阀杆后向B阀流进，由于A阀喉部具有一定的吸引力，流线开始向下稍微偏转，一些流体就流进A阀喉部。当流体进入B阀的时候，已经得到充分转折，就会迅速流入B阀喉部。所以，A阀的流程虽然比B阀短，但是损失却比B阀要大，具体可以参见图10。
图10 压损流程图
三、总结
第一，根据计算结果，可以知道A调节阀的流量是47.3%，B调节阀的流量是52.7%，计算结果表明，A调节阀流量为47.6%，两阀的流量大约相差5%。第二，蒸汽流动的总压损是2.66%，主汽阀共损失了0.57%，占总损失的21%；调节阀共损失了2.09%，占总损失的79%。压损大都是在高速蒸汽流动的调节阀流道中出现的。第三，通常在主汽阀与调节阀的喉口位置出现压力损失。在调节阀的阀碟与阀座间会出现显著的节流现象，蒸汽在B调节阀喉口位置的速度最高可以达到170m/s。第四，蒸汽在进入主汽阀的咽喉位置后，气流就会达到腔室上半部分，从而让调节阀A和主汽阀间的腔室中形成大漩涡，局部形成了速度约为20m/s的低速区。第五，调节汽门与主汽门喉口后管道具有较好的扩压效果，能够大幅度降低总压损率，至少可以减小2%。
参考文献：
[1]段伦，余伟权，陈嘉.某700MW汽轮机高压调节阀改造[J].广东电力，2014，07：30-33.
[2]朱中杰.200MW高温气冷堆核电汽轮机进汽阀门设计研究[D].上海交通大学，2012.
摘要：通过数值模拟600MW汽轮机主汽调节阀在全开状态下的流动特征，对阀门内部流量分布状况以及阀门压损状况进行分析，以期能够为阀门结构改进工作做出一点贡献。
关键词：汽轮机；主调节阀；流动特性；数值模拟
大型汽轮机组的调节阀一旦受损，就会给机组经济性带来较大的影响，关于超过亚临界参数的机组，调节阀每增加1%的压损，高压缸的效率大约就会降低0.4%。所以，利用阀门管理或者结构改进等措施对调节阀的压损率进行降低，对汽轮机组运行效率的提高具有重要作用。
汽轮机主汽调节阀型腔的结构比较复杂，长时间以来都把实验研究当作主要的探究方式。利用实验研究虽然可以掌握阀门的整体性能，比如阀门损失、提升力曲线等，但是却不能获悉阀门内部的整体流程。由于改进阀门结构是结合设计人员对流动的设想与实际经验来展开的，具有不确定性，因此难以得到更厚的结果。利用CFD方法对其进行研究，能够全面了解阀门内部流动信息，进而了解更多科学的阀门结构。
文章建立在CFD方法基础之上，分别用数值模拟了600MW汽轮机主汽门与主调门的内部流场，并且对联合气门研流程的压损分布进行全面分析，提出指导性的阀门管理建议。
一、物理模型的创建
组成600MW汽轮机组的主调阀门系统包括：主汽阀两个、调节阀四个。主蒸汽首先经过两根主蒸汽管后再进入两个主汽阀，然后被送进调节汽室，最后被四个调节阀送入汽轮机的喷嘴中，并对四组喷嘴进行膨胀做功。其中调节阀的配汽方式为2+3-4-4，具体可参见图1。主蒸汽进汽的时候，2号和3号调节阀就会同时开启，逐渐增加负荷到达一定程度后，4号和1号调节阀依次开启。
图1 600MW汽轮机调节阀展示图
观察其几何结构，可以发现一个主汽阀与两个调节阀共同构成一组，而且两组是互相对称的。其中阀组系统的内部流道结构可以参见图2，在一个阀组中，距离主汽阀较近的被称为A阀，较远的被称为B阀。
图2 主汽调节阀组几何结构示意图
明确计算域后，就可以采用Gambit来划分非结构化网格。在该算例中，应用了四面体网格对流道网络进行划分，网格的数量为200万，具体可以参见图3。其中边界计算条件是压力进口与速度进口。具体采用的是标准k-E模型与全三维N-S方程。在计算过程中，利用有限元法对边界条件与被控制方程进行离散，压力-速度耦合的求解则应用的是Simplec算法，其中、能量、栋梁、湍流耗散率和湍动能都应用的是二阶迎风差分格式。应用IAPWS-IF97水蒸气性质计算模型对蒸汽工质的热力性参数进行分析。在该模型下，主蒸汽的温度是540℃，压力是16.59MPa，流量是1985t/h。
图3 计算网格分析图
二、计算结果与具体分析
为了能够更加便捷的说明问题，在流量不变的前提下，更改调节阀的开启顺序，具体为2+3-1-4，具体来说就是在主蒸汽进汽过程中，同时开启2号与3号调节阀，逐渐增加负荷，达到一定程度后再将1号与4号调节阀依次开启。当对机组达到600MW时，就可用数值来模拟进气阀的内部流场，并将两种配汽方式所得结果进行对比。
其中阀门内部流线图可以参见图4，Z=O截面上阀组流体速度等值可以参见图5，图6-9则是各阀门典型界面与喉部速度等值线图。在阀门内部，气流流动的特点具体如下：第一，在调节阀与主汽阀的喉部位置都存在节流，并且气流速度较大，主汽阀喉部气流的最高速度为120m/s，调节阀A喉部气流速度最高可达130m/s，调节阀B喉部最高气流速度为170m/s。第二，蒸汽在进入主汽阀的咽喉位置后，气流就会达到腔室上半部分，从而让调节阀A和主汽阀间的腔室中形成大漩涡，局部形成了速度约为20m/s的低速区。第三，经过A/B阀的流量比例为47.3：52.7，经过A阀的蒸汽量比B阀约少5%。
图4 阀门内部的流线图
图5 Z=O蒸汽速度等值线图
图6 调节阀A的喉部速度等值线图 图7 调节阀B的喉部速度等值线图
图8 主汽阀的喉部速度等值线图 图9 H-H截面速度等值线
在阀组流道系统中，蒸汽流动的总压损是2.66%，主汽阀共损失了0.57%，占总损失的21%；调节阀共损失了2.09%，占总损失的79%。若是调节阀的流道具有高速蒸汽流动，那么就会产生压损，而且通常都出现在调节阀的喉口位置。因为蒸汽在经过阀腔室流入阀喉位置的时候，通流的面积会急剧降低，导致蒸汽的流速迅速上升，尤其是垂直主流方向，速度呈梯度变化，进而使阀喉位置出现大面积的压损。调节汽门与主汽门喉口后管道具有较好的扩压效果，能够大幅度降低总压损率，至少可以减小2%。
通过对阀门内部的气流流动进行观察，可以发现蒸汽在进入主汽阀的喉部位置后会呈流线不断上扬，蒸汽不能够顺利转折，进入A阀的气流较少，在主汽阀与A阀间就形成了漩涡及流动死区，不能够均匀流动。而主汽阀周围大部分的低能流体就逐渐流进A阀喉部，而其余流体大都绕过A阀阀杆后向B阀流进，由于A阀喉部具有一定的吸引力，流线开始向下稍微偏转，一些流体就流进A阀喉部。当流体进入B阀的时候，已经得到充分转折，就会迅速流入B阀喉部。所以，A阀的流程虽然比B阀短，但是损失却比B阀要大，具体可以参见图10。
图10 压损流程图
三、总结
第一，根据计算结果，可以知道A调节阀的流量是47.3%，B调节阀的流量是52.7%，计算结果表明，A调节阀流量为47.6%，两阀的流量大约相差5%。第二，蒸汽流动的总压损是2.66%，主汽阀共损失了0.57%，占总损失的21%；调节阀共损失了2.09%，占总损失的79%。压损大都是在高速蒸汽流动的调节阀流道中出现的。第三，通常在主汽阀与调节阀的喉口位置出现压力损失。在调节阀的阀碟与阀座间会出现显著的节流现象，蒸汽在B调节阀喉口位置的速度最高可以达到170m/s。第四，蒸汽在进入主汽阀的咽喉位置后，气流就会达到腔室上半部分，从而让调节阀A和主汽阀间的腔室中形成大漩涡，局部形成了速度约为20m/s的低速区。第五，调节汽门与主汽门喉口后管道具有较好的扩压效果，能够大幅度降低总压损率，至少可以减小2%。
参考文献：
[1]段伦，余伟权，陈嘉.某700MW汽轮机高压调节阀改造[J].广东电力，2014，07：30-33.
[2]朱中杰.200MW高温气冷堆核电汽轮机进汽阀门设计研究[D].上海交通大学，2012.