朱 奇, 谷傳綱, 戴 韌

(1.上海交通大學 機械與動力工程學院,上海 200030;2.上海理工大學 能源與動力工程學院,上海 200093)

由于汽輪機進汽參數(shù)、容量、負荷的性質(zhì)以及制造廠家的不同,汽輪機的主調(diào)閥配置、調(diào)節(jié)方式及結(jié)構(gòu)型式也不同.目前,我國百萬千瓦級超超臨界汽輪機技術(shù)的來源主要有三家:東汽-日立型、哈汽-東芝型以及上汽-西門子型[1],這三家百萬千瓦級超超臨界汽輪機的結(jié)構(gòu)型式基本反映了當今世界上該容量等級機組的主要結(jié)構(gòu)型式.

針對調(diào)節(jié)汽閥內(nèi)流動損失及其相關(guān)問題的研究較多.A raki等[2]對文丘里式的汽輪機主汽閥的流動誘導振動進行了分析;GE[3]對汽輪機閥門內(nèi)的流動與振動進行了探討;Elliotte公司與DOW公司[4]對汽輪機汽閥振動的原因進行了研究,結(jié)果表明:閥桿的振動完全是由于流動的不穩(wěn)定性造成的;Zhang[5]應用二維模型,對文丘里閥門的流動與振動的流固耦合問題進行了深入的研究;張大霖等[6]對前蘇聯(lián)200 MW汽輪機高壓調(diào)節(jié)閥振動的原因進行了分析,并提出了改進措施;屠珊[7]以汽輪機常用的GX-1型調(diào)節(jié)閥為研究對象,通過在閥座喉部、閥座漸擴段等閥體內(nèi)各關(guān)鍵部位設(shè)置測點,利用微小型高頻動態(tài)壓力傳感器及其采集系統(tǒng)進行多工況和多方位的試驗研究,并結(jié)合數(shù)值模擬深入分析了調(diào)節(jié)閥內(nèi)復雜的流動特性;徐克鵬[8]采用模型實驗和數(shù)值模擬手段對某600 MW 汽輪機高壓主汽調(diào)節(jié)閥的氣動性能和振動性能進行了研究;王煒哲等[9]對某百萬千瓦超超臨界汽輪機主調(diào)閥全開情況下的閥內(nèi)流動和噪聲進行了研究.根據(jù)上述文獻研究,可以總結(jié)出以下幾點:①對閥門內(nèi)部流動的研究大多數(shù)(除文獻[9]外)局限在軸對稱流動的假設(shè)條件下,而實際流動為幾何上是鏡面對稱,而流動是三維非對稱的;②普遍基于結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格的計算方法,由于計算能力的限制,網(wǎng)格數(shù)量有限,因而對閥門內(nèi)的局部細微流動結(jié)構(gòu)缺乏細致分析;③研究基本上是針對定常流動.

本文研究的主調(diào)閥為上汽-西門子型的主調(diào)閥,該機組的主調(diào)閥系統(tǒng)由2組閥組系統(tǒng)構(gòu)成,其中每一閥組系統(tǒng)包含1個主汽閥和1個調(diào)節(jié)汽閥.機組在最大連續(xù)出力(TMCR)工況下,閥組的進汽壓力為27 MPa,溫度為600℃.機組在40%負荷以上采用兩閥全開滑壓運行方式;在超負荷(即負荷大于TMCR工況負荷1 060MW)運行時,采用開啟旁通配汽閥、定壓27 MPa運行的方式;在小于40%負荷時,采用10 MPa壓力定壓運行方式.雖然40%負荷以上為兩閥全開滑壓運行方式,但為了后續(xù)研究閥門在快速關(guān)閉時閥組的流場特性,筆者分別對主汽閥、調(diào)節(jié)汽閥全行程的蒸汽穩(wěn)定流動的流阻特性進行了計算,即主汽閥、調(diào)節(jié)汽閥全開時、不同開度定常流動下總壓損失的研究,為閥組非定常流動研究提供分析的基礎(chǔ);然后對閥門快速關(guān)閉時的非穩(wěn)態(tài)流場進行了數(shù)值模擬及分析,并給出閥門快速關(guān)閉時的動態(tài)特性曲線.

與已有文獻相比,本文的研究主要有以下特點:①閥門流場的幾何與氣動結(jié)構(gòu)是完全三維的,沒有進行簡化,因而計算結(jié)果是完全三維流動的真實體現(xiàn);②計算是基于完全非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格完成的,計算單元是四面體,因而計算網(wǎng)格對流動物理域的擬合是完全的,并根據(jù)計算流場的變化梯度進行網(wǎng)格的自適應調(diào)整,在流場變化明顯的區(qū)域加密網(wǎng)格,使得計算結(jié)果的準確度明顯提高;③采用動網(wǎng)格和用戶自定義文件來模擬閥門閥碟的運動條件和進出口壓力邊界條件,計算閥門快速關(guān)閉時的非穩(wěn)態(tài)流場,并給出調(diào)節(jié)汽閥的動態(tài)曲線.

1 主調(diào)閥的計算模型

該機組的主汽閥和調(diào)節(jié)汽閥均為套筒式閥芯結(jié)構(gòu).首先分析主調(diào)閥的結(jié)構(gòu)特點,忽略對蒸汽流動影響比較小的復雜結(jié)構(gòu),抽象出影響蒸汽流動的主要區(qū)域,應用UG軟件建立主調(diào)閥流動區(qū)域的全三維實體幾何模型,然后應用Gambit軟件對蒸汽流道進行非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分,網(wǎng)格類型為四面體混合型網(wǎng)格Tet/H ybrid Tgrid,網(wǎng)格總數(shù)達153萬.采用計算流體力學軟件Fluent計算全三維瞬態(tài)的N-S方程,湍流模型為Realizable k-ε模型,采用標準壁面函數(shù)以及基于壓力的隱式求解器,計算收斂標準為最大殘差小于10-5.閥門全開時的進口參數(shù)如下:壓力為27MPa,溫度為600℃,蒸汽流量為410 kg/s.蒸汽工質(zhì)為理想的過熱蒸汽.

圖1為主調(diào)閥系統(tǒng)的幾何模型.圖2為主調(diào)閥系統(tǒng)的計算網(wǎng)格和坐標系設(shè)置示意圖.

圖1 主調(diào)閥系統(tǒng)的幾何模型Fig.1 Geometric model of the main stop and control valve system

2 計算內(nèi)容及結(jié)果分析

2.1 穩(wěn)定流動條件下的閥組特性

2.1.1 主汽閥和調(diào)節(jié)汽閥全開時的閥組特性

機組在正常運行時,從40%負荷工況到TMCR工況為滑壓運行工況,主汽閥和調(diào)節(jié)汽閥均全開,其流量的調(diào)節(jié)根據(jù)壓力的變化來實現(xiàn),閥組的總壓損失在全工況范圍內(nèi)基本不變,且約為進口壓力的1.23%,其中調(diào)節(jié)汽閥的總壓損失占閥組損失的57.52%,蒸汽流速最大不超過155 m/s,馬赫數(shù)不超過0.3(25%負荷時).

圖2 主調(diào)閥系統(tǒng)的計算網(wǎng)格及坐標系設(shè)置Fig.2 Calculation grid and coordinate system of the main stop and control valve system

圖3和圖4分別為閥門全開情況下、額定負荷時z=0剖面上的壓力和馬赫數(shù)的分布.圖5為閥門全開情況下、額定負荷時x=0.1 m剖面上的馬赫數(shù)分布,由于篇幅所限,該剖面的壓力分布和速度分布圖不予列出.

圖3 閥門全開情況下、額定負荷時z=0剖面上的壓力分布Fig.3 Pressure distribution on section z=0 at rated load with valves in fully open position

圖4 閥門全開情況下、額定負荷時z=0剖面上的馬赫數(shù)分布Fig.4 Mach number distribution on section z=0 at rated load with valves in fully open position

該閥組中蒸汽的流動相當于縮放噴管中的全亞聲速流動,出口壓力僅比進口壓力小一點(出口總壓約為進口總壓的0.987).這種微小的壓力差在閥門中產(chǎn)生了一陣“微風”式的流動[10].由圖4和圖5可以看出,沿蒸汽流動方向,馬赫數(shù)不斷增大,在主汽閥最小截面處(即喉部截面)達到較大值約0.130 3(圖5),在進入調(diào)節(jié)汽閥喉部之前,由于閥體部分通流面積的增大,馬赫數(shù)有所減小,在通過調(diào)節(jié)汽閥喉部時馬赫數(shù)達到最大值約0.192(圖4),隨后蒸汽進入微小擴張的出口管道,馬赫數(shù)又相應減小.速度變化規(guī)律與馬赫數(shù)的變化規(guī)律相似,在調(diào)節(jié)汽閥喉部速度達到最大值136.03m/s(該圖未列出).而從圖3可以看出壓力的變化正好與速度和馬赫數(shù)的變化相反.在主調(diào)閥達到最大流量時,閥前的壓力沒有超過27 MPa,說明主調(diào)閥能滿足最大通流能力的要求.

圖5 閥門全開情況下、額定負荷時 x=0.1 m剖面上的馬赫數(shù)分布Fig.5 Mach number distribution on section x=0.1m at rated load with valves in fully open position

2.1.2 主汽閥和調(diào)節(jié)汽閥部分開啟時的閥組特性

對于全亞聲速的閥內(nèi)蒸汽流動,蒸汽通過調(diào)節(jié)閥時產(chǎn)生局部壓力損失.調(diào)節(jié)閥流通截面的變化改變了壓力損失,進而改變流量[11].閥門開度不同即閥門流通截面不同,這時壓力損失也不同,即閥門節(jié)流效果不同,可見流量取決于閥門的開度,因此了解不同閥門開度時的壓力損失即節(jié)流作用非常重要.

圖6給出了調(diào)節(jié)汽閥全開、主汽閥部分開啟時的閥組特性.圖7給出了主汽閥全開、調(diào)節(jié)汽閥部分開啟時的閥組特性.主調(diào)閥處于不同閥門開度(指閥門的開啟升程與全開升程之比)時的流場特性與閥門全開時的流場特性相似,都為亞聲速流動,且在主汽閥喉部和調(diào)節(jié)汽閥喉部位置汽流的馬赫數(shù)和速度達到各閥門的最大值,而蒸汽的壓力為各自的最小值.

在穩(wěn)定流動條件下,閥門部分開啟時的總壓損失較全開時的損失大,其中主汽閥開啟度為75%、50%和25%時(調(diào)節(jié)汽閥全開)的總壓損失分別為進口總壓的 1.527%、2.504%和13.815%,而調(diào)節(jié)汽閥開啟度為75%、50%和25%時(主汽閥全開)的總壓損失分別為進口總壓的 1.38%、2.129%和9.637%.主汽閥和調(diào)節(jié)汽閥開度在60%以上時,閥門的總壓損失基本上不變化.

圖6 調(diào)節(jié)汽閥全開、主汽閥部分開啟時的閥組特性Fig.6 Pressure loss of the valve system with control valve in fully open position and main stop valve in partially open position

圖7 主汽閥全開、調(diào)節(jié)汽閥部分開啟時的閥組特性Fig.7 Pressure loss of the valve system with main stop valve in fully open position and control valve in partially open position

2.2 非穩(wěn)態(tài)過程中閥組的氣動性能

機組在甩100%額定負荷情況下,主汽閥的關(guān)閉時間約為 0.25 s,調(diào)節(jié)汽閥的關(guān)閉時間約為0.305 s[1],閥門的關(guān)閉為非穩(wěn)態(tài)的工作過程.本文在假定主汽閥完全開啟的情況下,分析調(diào)節(jié)汽閥快速關(guān)閉時非穩(wěn)態(tài)過程中閥內(nèi)蒸汽的流動特性,以及蒸汽力作用與閥門的變化規(guī)律.主汽閥和調(diào)節(jié)汽閥全開時的升程分別為110mm和100mm.

采用Fluent中的動網(wǎng)格模擬調(diào)節(jié)汽閥閥門快速關(guān)閉時閥內(nèi)的流場,通過求解非定常、全三維瞬態(tài)N-S方程得到流場解.在開始計算時,閥門的關(guān)閉速度取0.4m/s,采用動邊界文件來定義,假定閥組前后的壓力保持不變,均為閥門全開時額定負荷下的壓力,此時進口和出口壓力分別為27 MPa和26.55 MPa.模擬計算的時間步長為1.562 5×10-3s,每個時間步的迭代次數(shù)為150次.首先計算額定負荷下的定常解,再以定常解為初始流場進行調(diào)節(jié)汽閥快速關(guān)閉時的非穩(wěn)態(tài)計算.

圖8和圖9分別給出了不同調(diào)節(jié)汽閥開度時z=0剖面上的馬赫數(shù)分布和壓力分布.從圖8可以看出,隨著調(diào)節(jié)汽閥的關(guān)閉,在任一閥位時,調(diào)節(jié)汽閥喉部的馬赫數(shù)最大,當調(diào)節(jié)汽閥開度由75%變化到25%時,馬赫數(shù)從0.193 4增大到0.249 6.速度的變化規(guī)律與馬赫數(shù)的變化規(guī)律相似,在調(diào)節(jié)汽閥喉部最大速度從136.74m/s增大到170.49m/s(圖略).由圖9可看出,調(diào)節(jié)汽閥喉部處的壓力隨著閥門關(guān)閉逐漸降低,從26.026MPa降低到25.628 MPa.

圖8 不同調(diào)節(jié)汽閥開度時,z=0剖面的馬赫數(shù)分布Fig.8 Mach number distribution on section z=0 with control valve at different openings

根據(jù)計算結(jié)果得到調(diào)節(jié)汽閥快速關(guān)閉時的流量-升程曲線(圖10),橫坐標為相對升程,其中調(diào)節(jié)汽閥喉部直徑D為250 mm,l為閥門升程,虛線為進口相對質(zhì)量流量,是最大流量410 kg/s的相對值,實線為出口相對質(zhì)量流量,可以看出由于非定常流動的影響,出口質(zhì)量流量稍大于進口質(zhì)量流量.

圖10 進出口壓力為額定壓力、調(diào)節(jié)汽閥快速關(guān)閉時的流量-升程曲線Fig.10 Mass flow vs.lift,in fast closing period of control valve,and both inlet and outlet pressure at rated values

由圖10可知,調(diào)節(jié)汽閥剛開啟時的流量變化比較大(這種特性的閥稱為快開特性的閥)[11],當調(diào)節(jié)汽閥相對升程約大于0.30(閥門開度大于75%)時,繼續(xù)增加閥門的升程,流量不會增加,閥門進入了不可調(diào)區(qū),這時閥碟和閥座之間的通流面積已經(jīng)等于或大于閥門的喉部面積,閥門的通流能力由喉部面積決定,繼續(xù)增加閥門升程,不會增加蒸汽的流量,閥門進出口壓差基本維持不變.而凝汽式機組的流量與背壓的關(guān)系遵循弗留格爾公式,基本上呈線性關(guān)系.因此,在后續(xù)的計算中,閥門的背壓和升程(或關(guān)閉時間)的關(guān)系可根據(jù)該曲線推知.

實際上,隨著閥門的關(guān)閉,節(jié)流損失增加,蒸汽流量逐漸減小,調(diào)節(jié)汽閥后的壓力也將相應發(fā)生變化,并不是固定不變的.

在閥門快速關(guān)閉的非穩(wěn)態(tài)計算中,進出口壓力邊界條件的確定非常重要,也是本文分析的難點.如果計算中背壓設(shè)置太低,就會出現(xiàn)出口流量比進口流量大很多的情況,因為背壓低意味著閥組出口的蒸汽流動阻力小,蒸汽很容易通過閥組流出,而進口蒸汽受到閥體喉部面積的影響,使得進口的蒸汽流量小于出口的流量,即在閥門快速關(guān)閉時閥組內(nèi)的蒸汽流動為非定常流動,單位時間內(nèi)控制體內(nèi)蒸汽流量的減小量等于出口流量與進口流量的差值.在計算中,確定閥門關(guān)閉過程中閥的行程、流量與關(guān)閉時間的關(guān)系非常重要,而流量又與調(diào)節(jié)汽閥后的背壓相對應,流量和背壓的關(guān)系是一個動態(tài)平衡的過程,需要通過計算分析來確定.

此外,調(diào)節(jié)汽閥的關(guān)閉速度在快速關(guān)閉的整個行程中是不一樣的,調(diào)節(jié)汽閥閥碟的全行程為0.1 m.為了滿足閥的快速關(guān)閉,開始關(guān)閉時的速度較大,一般前0.18 s關(guān)閉時間內(nèi)速度可達到約0.52 m/s,最后0.12 s時間內(nèi)的關(guān)閉速度約為0.1m/s(根據(jù)資料[12]分析確定),這是因為當閥門升程接近結(jié)束時,很大的動能將轉(zhuǎn)化為撞擊能,為了不損壞閥部件,需要在完全關(guān)閉前減小閥碟的運動速度.

調(diào)節(jié)汽閥快速關(guān)閉時升程、流量與關(guān)閉時間的關(guān)系見圖11,它是由閥碟關(guān)閉速度和圖10的流量-升程曲線得到的.而背壓與關(guān)閉時間的關(guān)系(圖12)則可由流量與調(diào)節(jié)汽閥后出口背壓的對應關(guān)系得到,而該對應關(guān)系的確定可根據(jù)已知的閥門全開情況下閥組前壓力和流量的關(guān)系曲線扣除閥組全開時的壓力損失得到,進口壓力和流量的關(guān)系曲線可根據(jù)背壓和圖7調(diào)節(jié)汽閥的壓力損失曲線確定.

圖11 調(diào)節(jié)汽閥快速關(guān)閉時升程、流量與關(guān)閉時間的關(guān)系Fig.11 Curves of lift and mass flow varying with closing time,in fast closing period of control valve

閥門快速關(guān)閉時非穩(wěn)定流場計算的邊界條件為給定進出口壓力的變化規(guī)律,在Fluent中可通過用戶自定義文件UDF來實施.本計算中邊界條件為給定進出口壓力與關(guān)閉時間的關(guān)系,動網(wǎng)格的變化由閥碟的關(guān)閉速度決定,該速度可采用邊界型函數(shù)或UDF來定義.

圖12給出了主調(diào)閥閥組的出口壓力與關(guān)閉時間的關(guān)系.由圖12可知,在閥門快速關(guān)閉的瞬間,開始階段閥碟對蒸汽有一個快速關(guān)閉的沖擊力,主調(diào)閥閥組出口流量有增加的趨勢,閥后壓力在開始階段隨著閥門的關(guān)閉而稍有升高,隨后主調(diào)閥閥組的流量逐漸減少,閥組后壓力也逐漸降低.從圖10曲線可知,在閥門快速關(guān)閉的起始階段(從閥門全開到閥門開度為88.75%時),流量有稍微增加的趨勢,之后隨著閥門的關(guān)閉流量逐漸減小.

圖13為閥碟單面(與蒸汽出口相通的閥碟面)所受蒸汽力與關(guān)閉時間的關(guān)系曲線.由于閥碟所受蒸汽的反作用力與調(diào)節(jié)汽閥后壓力的大小成正比[13-14],調(diào)節(jié)汽閥閥碟單面所受的蒸汽力在開始階段稍有增大,隨后減小,這與調(diào)節(jié)汽閥后的背壓變化相一致,其最大蒸汽力約為1 886 kN.由于閥碟頂部開有小孔,在任何工況下,閥碟前后所受的壓力基本達到平衡,因此閥碟所受的總蒸汽力比較小.

圖12 調(diào)節(jié)汽閥后壓力與關(guān)閉時間的關(guān)系Fig.12 Downstream pressure of control valve vs.closing time

圖13 調(diào)節(jié)汽閥閥碟單面所受蒸汽力與關(guān)閉時間的關(guān)系Fig.13 Steam force on single face of the control valve disc vs.c losing time

3 結(jié) 論

(1)機組在40%以上負荷運行時,采用滑壓運行方式,此時主汽閥和調(diào)節(jié)汽閥全開、閥門的氣動性能較好,閥門的最大蒸汽流量約為410 kg/s(一組閥),滿足了機組最大通流量的要求.在不同負荷、穩(wěn)定流動條件下,主調(diào)閥閥組的總壓損失都在1.23%以下,其中調(diào)節(jié)汽閥損失占總損失的57.52%,比一般汽輪機的閥門損失約小1%.計算結(jié)果說明該運行方式特別適合帶基本負荷運行的大容量、高負荷的超超臨界百萬千瓦汽輪機.

(2)機組在40%以下負荷運行時,采用定壓運行方式,此時閥門需部分開啟,其總壓損失隨著閥門開度的減小而增大.其中,主汽閥開度為75%、50%和25%時(調(diào)節(jié)汽閥全開)的總壓損失分別為進口總壓的1.527%、2.504%和13.815%;而調(diào)節(jié)汽閥開度為75%、50%和25%時(主汽閥全開)的總壓損失分別為進口總壓的1.38%、2.129%和9.637%.因此,從運行經(jīng)濟性方面考慮,應盡可能減少機組在40%負荷以下的運行,如需在40%負荷以下定壓運行,建議采用主汽閥全開、調(diào)節(jié)汽閥進行調(diào)節(jié)的運行方式.

(3)采用Fluent中的動網(wǎng)格,解決了調(diào)節(jié)汽閥快速關(guān)閉時變區(qū)域的非穩(wěn)態(tài)流場數(shù)值計算問題.計算分析了調(diào)節(jié)汽閥從全開到快速關(guān)閉的非穩(wěn)態(tài)過程中蒸汽的流動特性,得到了動態(tài)模擬結(jié)果,并給出了調(diào)節(jié)汽閥快速關(guān)閉時的行程、流量、閥后壓力與關(guān)閉時間的動態(tài)曲線.經(jīng)分析可知,閥門快速關(guān)閉時非穩(wěn)態(tài)流場數(shù)值模擬的關(guān)鍵在于確定主調(diào)閥閥組的進出口壓力與閥門關(guān)閉時間的關(guān)系.

(4)分析了調(diào)節(jié)汽閥閥碟所受的蒸汽力.在調(diào)節(jié)汽閥關(guān)閉的瞬間有一最大的沖擊力,閥碟單面所受的最大蒸汽力為1 886 kN,由于閥碟上開有小孔,因此在全行程工作范圍內(nèi),調(diào)節(jié)汽閥兩側(cè)的蒸汽壓力能夠平衡,閥碟總的蒸汽力很小.

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