朱幼君， 王紅濤， 竺曉程， 杜朝輝

（1.上海發(fā)電設(shè)備成套設(shè)計研究院，上海200240；2.上海交通大學(xué) 機械與動力工程學(xué)院，上海200240）

汽輪機低壓排汽缸是連接汽輪機低壓缸和凝汽器的通道，同時它對汽輪機低壓排汽進行減速擴壓，回收余速動能并將其轉(zhuǎn)化為壓力能.在凝汽器喉部真空度一定的工況下，排氣缸的擴壓能力強，則汽輪機末級葉片出口處的靜壓就低，可以增加機組的可配置焓降，從而提高汽輪機組的熱效率.現(xiàn)代大功率汽輪機的末級排汽速度都很高，余速損失也相應(yīng)較大，通常占整個汽輪機通流部分損失的15%左右.排汽缸氣動性能的優(yōu)劣決定了這部分能量能否再利用，因此對排汽缸氣動性能進行研究具有重要意義.排汽缸內(nèi)的流動為典型的擴壓流動，其壓力損失主要受來流條件、排汽缸結(jié)構(gòu)以及幾何參數(shù)的影響.國內(nèi)外科研工作者對此進行了大量的研究.Gudkov等［1］對排汽系統(tǒng)損失分布進行了研究.劉建軍等［2］研究了排汽缸進口條件對排汽缸氣動性能的影響，結(jié)果表明：排汽缸的氣動性能對入口氣流的變化具有很大的敏感性.付經(jīng)綸等［3］通過試驗研究了軸流透平與非軸對稱排汽系統(tǒng)流場間的相互作用，結(jié)果表明：排汽系統(tǒng)的非軸對稱性使透平葉柵通道內(nèi)流動沿一周發(fā)生變化，擴壓器內(nèi)出現(xiàn)大的流動分離，排汽系統(tǒng)內(nèi)總壓損失增大，靜壓恢復(fù)系數(shù)為負值.陳洪溪等［4］進行了不同幾何參數(shù)下的吹風試驗，結(jié)果表明：排汽缸的軸向長度、環(huán)形導(dǎo)流環(huán)幾何形狀和擴壓器出口寬度以及蝸殼上半缸高度等幾何參數(shù)對排汽缸的性能影響較大.

隨著網(wǎng)格生成技術(shù)以及計算流體力學(xué)（CFD）的發(fā)展，越來越多的研究者開始采用數(shù)值方法對汽輪機排汽缸的氣動性能進行研究和分析.汽輪機排汽缸內(nèi)流動為復(fù)雜的三維非定常流動，其數(shù)學(xué)模型是非線性的偏微分方程和邊界方程組，因此計算模型經(jīng)歷了從二維到三維，從無黏到有黏，從近似模型到真實模型的發(fā)展過程.筆者借助CFX軟件平臺，以某型號汽輪機組的排汽缸小尺寸試驗?zāi)Ｐ蜑檠芯繉ο?，采用?shù)值計算方法對低壓排汽缸的內(nèi)部流場進行研究，并根據(jù)研究結(jié)果分析了提高排汽缸氣動性能的方法和途徑，為了解和掌握排汽缸中氣體流動的規(guī)律和在工程應(yīng)用中設(shè)計出高氣動性能的排汽缸提供參考.

1 建模與數(shù)值計算

1.1 幾何結(jié)構(gòu)和網(wǎng)格劃分

采用某型號汽輪機低壓排汽缸的1∶10模型作為研究對象（圖1）.排汽缸模型由導(dǎo)流環(huán)、軸承錐以及蝸殼等幾部分組成.考慮到排汽缸模型不具有軸對稱性，因此數(shù)值模擬采用整缸模型.圖2為排汽缸的計算網(wǎng)格.為了減少計算區(qū)域入口和出口流動不均勻的影響，對排汽缸進口和出口處進行了延伸.

采用ICEM－CFD的結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分方法，將排汽缸分成多個計算域并分塊生成計算網(wǎng)格，然后進行集成.為了確定網(wǎng)格數(shù)對計算的影響，分別用網(wǎng)格單元數(shù)為502 060、737 062、870 048、1 012 184的4套網(wǎng)格進行了網(wǎng)格無關(guān)性檢驗，最后選定的計算網(wǎng)格為737 062，網(wǎng)格的最小夾角為36°，最大長寬比為19.0.對壁面附近的網(wǎng)格進行適當加密，第一層節(jié)點距壁面0.01mm，每層網(wǎng)格節(jié)點距離比為1.1，y＋值為10.

圖1 排汽缸模型示意圖Fig.1 Schematic diagram of the exhaust hood model

圖2 排汽缸的計算網(wǎng)格Fig.2 Computational mesh of the exhaust hood

1.2 計算方法和邊界條件

控制方程采用雷諾平均N－S方程組：

式中：μ和μt為流體的湍流黏度為流體密度，kg／m3；t為時間，s；ui，uj（i，j＝x，y，z）為x，y，z三個坐標方向上的速度分量，m／s；p為壓力，Pa；fi、si分別為動量和能量源項；λ為熱傳導(dǎo)系數(shù)；htot為總焓，kJ／kg；T 為溫度，°C；k為湍動能；ε為湍動能耗散率.

為使方程封閉，補充湍動能及其耗散率方程.湍流模型選擇標準k－ε模型：

式中：Cμ、Cε1、Cε2、σk和σε均為湍流模型的經(jīng)驗常數(shù).

數(shù)值計算的流體介質(zhì)為理想氣體，壁面參數(shù)采用Scalable壁面函數(shù)確定，對流項離散選用高精度格式.進口邊界條件為給定速度的均勻來流，出口邊界條件為遠場大氣壓，相對壓力為0，壁面為無滑移邊界.

1.3 試驗驗證

為了驗證數(shù)值計算的準確性，通過試驗測量了擴壓器進口導(dǎo)流環(huán)壁面壓力系數(shù)和出口平面速度分布，并與數(shù)值計算結(jié)果進行了對比.

在圖1中，在yoz平面定義角θ，其值為arctan（y／z），θ以順時針方向為正，逆時針方向為負.使用壓力掃描閥測量系統(tǒng)測量了擴壓器進口壁面周向的壓力分布.圖3給出了試驗測量得到的擴壓器進口外環(huán)壁面壓力系數(shù)與數(shù)值計算結(jié)果的對比.擴壓器進口靜壓沿0°～±180°呈現(xiàn)先降低后升高的趨勢，其計算值和試驗值比較接近，整體趨勢符合較好，初步驗證了數(shù)值計算的準確性.

圖3 擴壓器進口外環(huán)壁面試驗壓力系數(shù)與計算結(jié)果的對比Fig.3 Comparisons of pressure coefficient between caculation and experimental results on outer ring surface at diffuser inlet

采用熱線風速儀測量了擴壓器出口處的流場，圖4給出了擴壓器出口處θ為0°平面的x向速度和z向速度的試驗值與計算結(jié)果的對比.在圖4中，vx、vz分別為x向速度和z向速度，v0為出口處速度，b為擴壓器的出口寬度.由圖4可知，擴壓器出口處速度的計算結(jié)果與試驗值吻合較好，兩者僅在靠近導(dǎo)流環(huán)和軸承錐壁面處差異稍大.

圖4 擴壓器出口處速度的試驗值與計算結(jié)果的對比 （θ＝0°）Fig.4 Comparison of velocity between caculation and experimental results at diffuser outlet onθ＝0°plane

基于以上對比驗證，認為數(shù)值計算能夠比較準確地描述流場的流動情況，所得到的計算結(jié)果能夠用于分析排汽缸氣動性能和流動特性.

2 內(nèi)部流場計算結(jié)果及分析

2.1 排汽系統(tǒng)的總體氣動性能

式中：p0、p分別為總壓和靜壓值；上標in、out分別表示進口和出口平面.

沿排汽通道分別取擴壓器進、出口及排汽蝸殼出口面上的平均靜壓恢復(fù)系數(shù)和平均總壓恢復(fù)系數(shù)，用以表征擴壓器和蝸殼的性能.圖5為平均靜壓恢復(fù)系數(shù).由圖5可知：擴壓器的靜壓恢復(fù)系數(shù)為正，排汽蝸殼的靜壓恢復(fù)系數(shù)為負.擴壓器是排汽缸系統(tǒng)壓力恢復(fù)的主要部件，蝸殼的壓降反而減弱了擴壓器的擴壓效果，也制約了整個排汽缸系統(tǒng)壓力恢復(fù)能力.圖6為平均總壓損失系數(shù).由圖6可以看出，擴壓器中的總壓損失較小，總壓損失主要發(fā)生在排汽蝸殼中.綜上分析可知，排汽蝸殼是導(dǎo)致排汽缸氣動性能惡化的主要部件.

圖5 平均靜壓恢復(fù)系數(shù)Fig.5 The average value of static pressure recovery coefficient

圖6 平均總壓損失系數(shù)Fig.6 The average value of total pressure loss coefficient

2.2 排汽系統(tǒng)的內(nèi)部流動結(jié)構(gòu)

當汽流流經(jīng)擴壓器和蝸殼時，在排汽缸內(nèi)部產(chǎn)生復(fù)雜的漩渦結(jié)構(gòu).為了解排汽缸的內(nèi)部汽流流動特征，加深對排汽通道內(nèi)渦系形成和發(fā)展規(guī)律的認識，選取排汽缸內(nèi)部一些特征平面為研究對象，用二維跡線圖和總壓系數(shù)云圖來表征排汽系統(tǒng)內(nèi)部流動.圖7和圖8分別為θ等于0°和90°2個周向平面的二維跡線圖和總壓系數(shù)等值云圖.

從圖7可知：在θ為0°的平面上，汽流通過擴壓器向上折轉(zhuǎn)進入蝸殼，導(dǎo)流環(huán)和蝸殼頂部之間的區(qū)域形成了復(fù)雜的渦結(jié)構(gòu).文獻［5］將擴壓器內(nèi)壁作為一個臺階，汽流流經(jīng)臺階類似于臺階擾流，生成的渦源自排汽缸流道型線，稱為通道渦.由于擴壓器內(nèi)流速較快，通道渦往往流速也較快，強度較大.一般通道渦前后的渦殼端部以及導(dǎo)流環(huán)外側(cè)通道較為狹小，因此在這2個地方會生成一對與通道渦旋向相反的渦，靠近后端壁的渦稱為端壁渦，而靠近導(dǎo)流環(huán)后側(cè)臺階的渦稱為導(dǎo)流環(huán)弧背渦.由于這2個渦都是由通道渦衍生形成的，因此從總壓系數(shù)分布看，其強度小于通道渦.此外，排汽缸中還有一些較小的渦，如在端壁與蝸殼頂部區(qū)域形成的角渦，一些小的流動分離產(chǎn)生的分離渦等.由于這些渦占據(jù)的通流面積較小，因此其對排汽缸性能的影響也較小.

圖7 θ＝0°平面上的跡線和總壓系數(shù)等值云圖Fig.7 Streamtrace and total pressure coefficient contour onθ＝0°plane

圖8 θ＝90°平面上的跡線和總壓系數(shù)等值云圖Fig.8 Streamtrace and total pressure coefficient contour onθ＝90°plane

在θ為90°的平面上，主要有2個明顯的渦結(jié)構(gòu)，分別是占通道大部分區(qū)域的通道渦以及與之相伴的導(dǎo)流環(huán)弧背渦.端壁渦在主流區(qū)消失，退化為邊角處的小渦.θ為90°與θ為0°平面的不同之處在于：θ為90°平面內(nèi)的流動是由擴壓器內(nèi)的折轉(zhuǎn)和蝸殼自上而下的排出匯合而成的.端壁渦強度較弱，在流動向下游發(fā)展的過程中，隨著流道的變寬，可以認為已大部分被通道渦吞噬.另外，從總壓系數(shù)分布看，隨著流道面積的擴大，θ為90°平面上渦的強度小于θ為0°平面上的，通道渦的強度仍然大于導(dǎo)流環(huán)弧背渦的強度.

圖9為蝸殼排汽缸出口平面上的二維跡線和總壓系數(shù)等值云圖.從圖9（a）可知：蝸殼出口平面由一對反方向旋轉(zhuǎn)的通道渦組成，流動呈現(xiàn)明顯的對稱性.由于排汽缸是一個左右對稱的結(jié)構(gòu)，該平面的通道渦可以認為是θ為90°以及與之相對應(yīng)的θ為－90°平面內(nèi)2個反方向的通道渦流動匯聚而成的.隨著通流面積的進一步擴大，且流動過程中伴有損耗產(chǎn)生，總壓系數(shù)分布等值圖中所示的渦強度已經(jīng)比θ為0°和θ為90°平面時大大減弱.反向?qū)u的存在占據(jù)了大量的通流面積，不但礙阻汽流在排汽蝸殼中進一步擴壓，而且也導(dǎo)致排汽缸出口汽流分布不均勻.

圖9 排汽缸出口平面上的跡線和總壓系數(shù)等值云圖Fig.9 Streamtrace and total pressure coefficient contour on outlet plane in exhaust hood

對比以上3個特征平面的總壓系數(shù)等值云圖，通道渦的強度一直遠大于其他渦，可以認為通道渦是造成總壓損失的主要渦.由于擴壓器內(nèi)通道渦占據(jù)的面積較小，而蝸殼內(nèi)通道渦占據(jù)的面積較大，因此蝸殼內(nèi)流動損失一定比擴壓器內(nèi)大，這與上述總體性能分析相符.

2.3 排汽缸內(nèi)的三維流線

由于汽流在排汽缸擴壓器和蝸殼內(nèi)發(fā)生多次折轉(zhuǎn)，流動呈現(xiàn)復(fù)雜的三維漩渦形式.采用排汽缸內(nèi)部三維流線（圖10）來分析排汽蝸殼內(nèi)的流動結(jié)構(gòu)和渦結(jié)構(gòu)的發(fā)展變化過程.

從圖10可知：汽流從排汽缸進口流入，經(jīng)擴壓器的折轉(zhuǎn)進入蝸殼.由于擴壓器和排汽蝸殼的阻隔，擴壓器導(dǎo)流環(huán)和蝸殼之間形成了復(fù)雜的渦系，占主要地位的是通道渦、端壁渦和導(dǎo)流環(huán)弧背渦.沿著流向發(fā)展，通道渦呈螺旋狀翻轉(zhuǎn)，尺度不斷增大并最終占據(jù)整個流道.導(dǎo)流環(huán)弧背渦則逐漸融入到通道渦中.而端壁渦由于受到主流通道渦的排擠，逐漸退化為邊角處的小渦.各種渦系最終融合，在出口處形成一對大尺度的反向?qū)u.由于通道渦占據(jù)蝸殼中大部分的通流面積，所以汽流在蝸殼中不易擴壓.

漩渦結(jié)構(gòu)特別是占主要地位的通道渦的產(chǎn)生，一方面使排汽損失增加，效率降低，另一方面減少了排汽通道的有效通流面積，使排汽系統(tǒng)擴壓性能惡化.因此，要提高排汽缸的整體性能，應(yīng)設(shè)法打破通道渦，使流動更加順暢.

圖10 排汽缸內(nèi)部三維流線Fig.10 Three－dimensional streamline in exhaust hood

3 結(jié) 論

（1）擴壓器進口壁面壓力分布和出口特征平面速度分布的試驗值與數(shù)值計算結(jié)果基本吻合，整體趨勢符合較好.數(shù)值計算能夠比較準確地描述流場的流動情況，適用于分析排汽缸氣動性能和計算流動參數(shù).

（2）通過對特征平面和三維流動結(jié)構(gòu)分析發(fā)現(xiàn)，擴壓器導(dǎo)流環(huán)和蝸殼之間形成了復(fù)雜的渦系，占主要地位的是通道渦、端壁渦和導(dǎo)流環(huán)弧背渦.沿著流向發(fā)展，通道渦尺度不斷增大并最終占據(jù)整個流道，導(dǎo)流環(huán)弧背渦逐漸融入到通道渦中，端壁渦受主流通道渦的排擠而逐漸退化.

（3）擴壓器是排汽缸壓力恢復(fù)的主要部件，且總壓損失較小，總壓損失主要發(fā)生在排汽蝸殼中.通道渦占據(jù)蝸殼中大部分的通流面積，因而汽流在蝸殼中不易擴壓，通道渦是導(dǎo)致排汽缸擴壓能力降低和能量損失的主要因素.

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