王玉亭，陳彥奇，徐鋼，陳衡

大型燃煤電站汽輪機(jī)排汽通道結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究

王玉亭，陳彥奇，徐鋼*，陳衡

（華北電力大學(xué)能源動力與機(jī)械工程學(xué)院，北京市 昌平區(qū) 102206）

針對河北某電廠600 MW濕冷機(jī)組，運(yùn)用ANSYS Fluent軟件對汽輪機(jī)排汽通道流場進(jìn)行數(shù)值模擬。研究發(fā)現(xiàn)：在原設(shè)計下，由于排汽缸軸向排汽及凝汽器接頸存在擴(kuò)散角，排汽通道內(nèi)出現(xiàn)了較大的低速漩渦區(qū)域，對凝汽器換熱性能具有負(fù)面作用，而給水泵汽輪機(jī)排汽對低速漩渦區(qū)域具有一定的補(bǔ)充作用，能夠一定程度上改善流場。針對這種現(xiàn)象，通過設(shè)計導(dǎo)流結(jié)構(gòu)，對排汽通道流場進(jìn)行了優(yōu)化，結(jié)果表明：經(jīng)過流場優(yōu)化后，機(jī)組排汽在主凝結(jié)區(qū)最上層管束平面處的流速均勻性得到了顯著提升，從而有利于提高凝汽器換熱系數(shù)、降低機(jī)組背壓、提升機(jī)組發(fā)電效率。

燃煤電站；汽輪機(jī)；排汽通道；流場

0 引言

隨著市場經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，我國電力行業(yè)逐步形成并完善了市場經(jīng)濟(jì)體制，發(fā)電廠的熱經(jīng)濟(jì)性變得十分重要。

提高火電機(jī)組熱經(jīng)濟(jì)性主要有2種途徑： 1）增大單機(jī)功率，采用較高的蒸汽初參數(shù)，大力發(fā)展大容量超臨界和超超臨界機(jī)組，這樣可以節(jié)約電廠占地面積、減少機(jī)組運(yùn)行人員，從而降低電站建設(shè)的投資和運(yùn)行費(fèi)用；2）改進(jìn)冷端系統(tǒng)和汽輪機(jī)通流能力，降低蒸汽的終參數(shù)，提高汽輪機(jī)的效率。

凝汽式汽輪機(jī)是現(xiàn)代火電站中廣泛采用的典型汽輪機(jī)，冷端系統(tǒng)是凝汽式汽輪機(jī)的重要組成部分，在熱力循環(huán)中起著冷源的作用[1]。凝汽器是冷端系統(tǒng)的重要部件，以600MW機(jī)組為例，凝汽器背壓降低1kPa，機(jī)組效率提高約1%，相當(dāng)于1kW·h電節(jié)省標(biāo)準(zhǔn)煤2.5g[2]。

排汽通道是汽輪機(jī)的重要組成部分，其作用是將排汽的剩余速度能轉(zhuǎn)化為壓力能，以提高機(jī)組效率，并引導(dǎo)排汽進(jìn)入凝汽器[3]。排汽通道由排汽缸和凝汽器接頸組成，排汽通道內(nèi)蒸汽流動的均勻性對低壓缸的效率有較大影響[4-7]。其內(nèi)部流場直接影響著汽輪機(jī)的通流能力和蒸汽在凝汽器中的換熱能力，因此，通過排汽通道優(yōu)化，促使汽輪機(jī)排汽在進(jìn)入凝汽器冷卻管束時的流場分布盡量合理，可充分利用凝汽器冷卻管的有效換熱面積，增加凝汽器實(shí)際總體傳熱系數(shù)，最終達(dá)到降低汽輪機(jī)排汽壓力、提高機(jī)組運(yùn)行經(jīng)濟(jì)性的目的[8]。

到目前為止，對排汽通道流場特性的研究主要是采用數(shù)值模擬的方法。Wang等[9]利用Kriging代理模型對排汽缸進(jìn)行優(yōu)化，使靜壓恢復(fù)系數(shù)最大化。Zhang等[10]利用流線曲率法對擴(kuò)壓器幾何結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化，以改善排汽缸的氣動特性。Wang等[11]利用三次貝塞爾曲線對擴(kuò)壓器幾何形狀進(jìn)行優(yōu)化，氣動特性實(shí)驗(yàn)對比結(jié)果表明，優(yōu)化后的排汽缸氣動特性得到了改善。Gribin等[12]確定了排汽缸的最佳軸向距離，總能量損失減少30%。而Cao等[13]通過研究發(fā)現(xiàn)內(nèi)導(dǎo)流環(huán)的角度為30°～40°時，排汽通道的通流能力顯著改善。

本文以某600MW水冷機(jī)組排汽通道為研究對象，運(yùn)用Fluent軟件數(shù)值模擬確定其內(nèi)部壓力場、速度場分布，以獲得其排汽通道流場分布情況，并分析該排汽通道流場存在的缺陷；根據(jù)其流場，設(shè)計流場優(yōu)化方案，提高流場均勻性，從而增強(qiáng)通流能力，改善凝汽器換熱效率；對優(yōu)化方案進(jìn)行安全性分析，以確保其具有可行性。

1 研究方法

1.1 物理模型

現(xiàn)有的排汽通道流場分析一般只分析排汽缸與接頸流場，但蒸汽經(jīng)接頸出口流出后并未直接進(jìn)入主凝結(jié)區(qū)，仍需流動近1m才能接觸最上層冷卻管束，接頸出口蒸汽流場能否準(zhǔn)確反映蒸汽換熱時的流場特性存在疑問，為更好地反映蒸汽在進(jìn)行凝結(jié)換熱之前的流動情況，本文將幾何模型延伸至凝汽器主凝結(jié)區(qū)最上層管束所在平面，并對兩平面的流場進(jìn)行了對比分析。

實(shí)際應(yīng)用中汽輪機(jī)排汽通道內(nèi)布置有大量的支撐管件、抽汽管道等部件，結(jié)構(gòu)非常復(fù)雜，在模擬中無法完全還原，因此，本文在滿足工程要求的條件下，做出以下假設(shè)：

1）鑒于本文排汽通道中的蒸汽干度為90.68%，蒸汽中夾帶的液態(tài)水對于流場整體的影響較小，本文在模擬中也采用了與文獻(xiàn)[14-16]類似的簡化處理，即將流場中的流體簡化為單相流體來分析計算。

2）鑒于除低壓加熱器外各支撐管件、抽汽管道體積較小，對流場的影響不大，但其復(fù)雜結(jié)構(gòu)會使計算難度大幅提升，本文中忽略排汽通道內(nèi)除低壓加熱器外的其他管件對流場的影響。

本文選用了國產(chǎn)某600MW水冷機(jī)組凝汽器接頸及排汽缸的結(jié)構(gòu)作為建模原型，凝汽器型號為N-34000。以接頸蒸汽出口為參考平面，排汽通道幾何尺寸及內(nèi)部結(jié)構(gòu)尺寸如表1—3所示。

表1 排汽缸幾何結(jié)構(gòu)

表2 凝汽器接頸內(nèi)構(gòu)件結(jié)構(gòu)

表3 凝汽器接頸幾何結(jié)構(gòu)

依據(jù)該排汽通道實(shí)際尺寸和實(shí)際情況建立了圖1所示的排汽通道模型。

1.2 網(wǎng)格劃分

本文計算中使用ICEM CFD軟件進(jìn)行網(wǎng)格劃分，并對給水泵汽輪機(jī)排汽口、減溫減壓裝置進(jìn)汽口等位置進(jìn)行網(wǎng)格加密，最終得到了網(wǎng)格數(shù)為400萬的非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，如圖2所示，網(wǎng)格質(zhì)量均在0.35以上。

網(wǎng)格無關(guān)性反映了數(shù)值精度是否滿足了計算的要求，引入網(wǎng)格收斂性指數(shù)對本文中的網(wǎng)格無關(guān)性進(jìn)行進(jìn)一步的分析。

網(wǎng)格收斂誤差的定義[17]為

圖1 原排汽通道物理模型

圖2 原排汽通道網(wǎng)格劃分

式中：1為細(xì)網(wǎng)格收斂解；2為粗網(wǎng)格收斂解。

網(wǎng)格加密比定義為

式中和+1分別為第和+1套網(wǎng)格的平均間距。

對于同一物理模型，網(wǎng)格模型的節(jié)點(diǎn)數(shù)不同，但總體積是相同的，因此網(wǎng)格加密比可以簡化為

式中N和N+1分別為第和+1套網(wǎng)格的網(wǎng)格數(shù)。

網(wǎng)格收斂指數(shù)CI定義為

式中：s為安全因子，當(dāng)使用2套網(wǎng)格進(jìn)行計算時值取3，當(dāng)使用3套及以上的網(wǎng)格進(jìn)行計算時值取1.25；為收斂精度，取值為1.97。

經(jīng)計算得400萬網(wǎng)格相較于100萬網(wǎng)格的CI為1.63%，低于3%，因此400萬網(wǎng)格的模型具有網(wǎng)格無關(guān)性，其計算結(jié)果與網(wǎng)格數(shù)量無關(guān)。

1.3 流場特性評價指標(biāo)

蒸汽流速對傳熱系數(shù)的影響[18]如圖3所示，縱軸為實(shí)際傳熱系數(shù)與蒸汽流速為30m/s時傳熱系數(shù)的比值。

圖3 蒸汽流速對傳熱系數(shù)的影響

從圖3可以看出，傳熱系數(shù)隨著蒸汽流速的增加而增加，但蒸汽流速越高，傳熱系數(shù)的增加越慢，當(dāng)蒸汽流速高于50m/s時，傳熱系數(shù)增加的比率較小。

由于凝汽器冷卻管束設(shè)計多為基于均勻流場，整體布置較為均勻，根據(jù)圖3，當(dāng)蒸汽平均流速變化較小時，蒸汽速度整體越趨近于平均流速，則總體傳熱系數(shù)越高，即接頸出口蒸汽速度場越均勻，總體的傳熱系數(shù)越高。

排汽通道的計算中，一般地，用速度均勻性系數(shù)來衡量各個方案接頸出口速度分布的均勻程度，用總壓損失系數(shù)和靜壓恢復(fù)系數(shù)來衡量排汽通道的通流能力，各系數(shù)[19]的定義如下。

速度均勻性系數(shù)的計算公式為

式中：a為面積加權(quán)平均速度，m/s；m為質(zhì)量加權(quán)平均速度，m/s。

其中，面積加權(quán)平均速度和質(zhì)量加權(quán)平均速度分別為：

本次模擬中將蒸汽視為不可壓縮流體，在排汽通道的進(jìn)口和出口處建立能量平衡方程：

式中：qr為接頸入口總壓；qc為蒸汽出口平面總壓；Dq為總壓損失。

對于大功率凝汽式汽輪機(jī)，為提高機(jī)組經(jīng)濟(jì)性，通常采用擴(kuò)壓的方法把排汽通能轉(zhuǎn)換為靜壓。

靜壓恢復(fù)系數(shù)的計算公式為

式中：ic為蒸汽出口平面靜壓；ir為接頸入口 靜壓。

總壓損失系數(shù)的計算公式為

2 模擬結(jié)果及效果分析

本研究中選用標(biāo)準(zhǔn)-湍流模型對排汽通道進(jìn)行模擬，以速度入口和壓力出口為進(jìn)出口邊界條件，將排汽通道殼體設(shè)置為絕熱無滑移壁面。

2.1 最上層管束平面流場特性

現(xiàn)有的排汽通道流場分析一般只分析排汽缸與接頸流場，而蒸汽經(jīng)接頸出口流出后并未直接進(jìn)入主凝結(jié)區(qū)，仍需流動近1m才能接觸最上層冷卻管束，在這期間，流場將會發(fā)生變化。

原模型接頸出口及最上層管束平面速度云圖對比如圖4所示，比較兩平面云圖可以發(fā)現(xiàn)，流場中的低速漩渦區(qū)域呈現(xiàn)一種逐漸擴(kuò)散的趨勢，最上層冷卻管束平面的藍(lán)色低速區(qū)域明顯大于接頸出口平面，而高速區(qū)域受到漩渦區(qū)域的擠壓，也更趨向于貼近壁面，最終造成最上層管束平面處的流場均勻性比接頸出口流場均勻性差，接頸出口的流場分析并不能完全反映蒸汽在進(jìn)行換熱時的流場特性。

圖4 原模型接頸出口及最上層管束平面速度云圖對比

2.2 原模型流場特性

2.2.1 軸向排汽對排汽通道流場的影響

原排汽通道流場數(shù)值模擬所用幾何模型如圖1所示。模擬結(jié)果流線如圖5所示，由圖5可以看出，低壓缸軸向排汽導(dǎo)致低壓缸上半部分排汽需要在排汽缸內(nèi)順著低壓缸外側(cè)壁面翻轉(zhuǎn)后由低壓缸兩側(cè)向下流動，汽流在低壓缸下方中部區(qū)域匯聚后進(jìn)入凝汽器接頸，而低壓缸下半部分排汽到達(dá)豎直壁面后順排汽缸內(nèi)壁向下進(jìn)入凝汽器接頸，兩部分蒸汽之間形成了低速漩渦，并由于接頸擴(kuò)散角的存在，渦流區(qū)域向下不斷擴(kuò)大，在最上層管束平面形成了較大的低速漩渦區(qū)域，而高速汽流受到渦流擠壓，集中在接頸壁面附近形成高速區(qū)域。

圖5 原排汽通道流線圖

2.2.2 給水泵汽輪機(jī)排汽對排汽通道流場的影響

已有的排汽通道流場分析大都認(rèn)為給水泵汽輪機(jī)排汽對排汽通道流場具有擾亂作用[19-20]，但從圖4可以發(fā)現(xiàn)，給水泵汽輪機(jī)排汽填補(bǔ)了部分低速漩渦區(qū)域，因此，給水泵汽輪機(jī)排汽對排汽通道流場同樣具有一定的補(bǔ)充作用。圖6為無給水泵汽輪機(jī)排汽情況下最上層管束平面處的速度云圖。

由圖6可以發(fā)現(xiàn)，無給水泵汽輪機(jī)排汽的情況下，由于低壓缸的軸向排汽，最上層管束平面流場出現(xiàn)了4個低速區(qū)域。而由圖4可以發(fā)現(xiàn)，存在給水泵汽輪機(jī)排汽時，給水泵汽輪機(jī)排汽進(jìn)入接頸后，受到主蒸汽的沖擊而集中向下流動，在排汽口附近形成帶狀的高速區(qū)域，這樣的高速區(qū)域使得流場中的速度差較大，但同樣使得該區(qū)域本應(yīng)形成的低速漩渦區(qū)域被給水泵汽輪機(jī)的高速排汽填補(bǔ)消失。

圖6 無給水泵汽輪機(jī)排汽情況下最上層管束平面速度云圖

計算可得無給水泵汽輪機(jī)排汽的情況下速度均勻性系數(shù)為0.591，而存在給水泵汽輪機(jī)排汽的情況下速度均勻性系數(shù)為0.607，說明給水泵汽輪機(jī)排汽對流場的補(bǔ)充作用大于其擾亂作用，因此優(yōu)化方案可從擴(kuò)大給水泵汽輪機(jī)排汽對流場的補(bǔ)充作用、降低對流場的擾亂作用等方面對排汽通道流場進(jìn)行優(yōu)化。

2.2.3 抽汽管道對排汽通道流場的影響

由于抽汽管道及支撐管件結(jié)構(gòu)非常復(fù)雜，現(xiàn)有的排汽通道流場分析一般忽略抽汽管道及支撐管件等內(nèi)部結(jié)構(gòu)對流場的影響，本研究對抽汽管道對內(nèi)部流場的影響進(jìn)行了模擬計算，圖7為加入抽汽管道情況下最上層管束平面處的速度云圖。

圖7 加入抽汽管道情況下最上層管束平面速度云圖

重新模擬考慮抽汽管道時排汽通道的內(nèi)部流場后，發(fā)現(xiàn)加入抽汽管道后，流場均勻性系數(shù)略有提升，達(dá)到0.612，且流場仍呈現(xiàn)出高速汽流貼壁流動而低速漩渦區(qū)域位于流場中部的特性，抽汽管道對于流場的影響較小且無負(fù)面影響，同樣地，尺寸更小的支撐管件對流場的影響更小，而如考慮抽汽管道及支撐管件進(jìn)行流場模擬，不僅會使模擬的計算量呈指數(shù)級提升，而且相關(guān)計算模型的收斂性、可靠性均難以保證。因此，本文其他部分仍采用忽略抽汽管道及支撐管件的模型進(jìn)行計算分析。

2.3 優(yōu)化方案模擬結(jié)果及分析

考慮到給水泵汽輪機(jī)排汽對接頸低速漩渦區(qū)域存在填補(bǔ)作用，優(yōu)化方案在給水泵汽輪機(jī)排汽口附近設(shè)置了1塊弧形導(dǎo)流板，使給水泵汽輪機(jī)排汽向中部流動，并在接頸豎直壁面與排汽缸的交界處布置了8塊直導(dǎo)流板，將部分壁面附近高速汽流導(dǎo)入低速漩渦區(qū)域；弧形導(dǎo)流板弧度數(shù)為90°，弧半徑1.5m，寬2.0m；直導(dǎo)流板長1.6m，寬0.8m，與豎直壁面夾角為30°。排汽通道模型如圖8所示。

圖8 優(yōu)化方案示意圖

重新劃分網(wǎng)格并使用Fluent進(jìn)行數(shù)值模擬，模擬結(jié)果的出口速度云圖如圖9所示。

由圖9可以看出，此方案在給水泵汽輪機(jī)排汽口上方設(shè)置導(dǎo)流板，限制了給水泵汽輪機(jī)排汽與低壓缸排汽的混合，減輕了給水泵汽輪機(jī)排汽受主蒸汽沖擊而集中向下流動的情況，并限制了對側(cè)漩渦向該側(cè)擴(kuò)散，從而縮小了對側(cè)的低速區(qū)域，并且使得高速汽流和給水泵汽輪機(jī)排汽向出口中部靠攏，中部低速漩渦區(qū)流量增大，流速升高，低速區(qū)縮小，而直導(dǎo)流板使得因軸向排汽而貼壁流動的主蒸汽向中部流動，提高了低速區(qū)汽流的速度，流場均勻性出現(xiàn)了較為明顯的提升。

圖9 優(yōu)化方案最上層管束平面速度云圖

2.4 優(yōu)化后流場特性指標(biāo)分析

原模型及優(yōu)化方案流場的流場特性指標(biāo)對比如表4所示。

表4 優(yōu)化前后流場特性指標(biāo)對比

由優(yōu)化前后的流場主要參數(shù)對比可知，導(dǎo)流板的存在使得總壓損失系數(shù)由0.502升高至0.593，說明導(dǎo)流板會使流動阻力增大；而靜壓恢復(fù)系數(shù)由0.216降低至0.176，下降幅度不大；均勻性系數(shù)有了較大幅度的提高，由0.607提升至0.705，說明添加導(dǎo)流板后，流場均勻性有了明顯的提升，起到了較好的優(yōu)化效果。

3 優(yōu)化方案安全性分析

由于優(yōu)化方案是通過加裝導(dǎo)流板規(guī)范流場提高流場均勻性，但是在加裝導(dǎo)流板后，高速蒸汽將會對導(dǎo)流板產(chǎn)生沖擊，若導(dǎo)流板受到汽流沖擊后無法保持其位置和形狀，則優(yōu)化方案不具有可行性。

針對此問題，本文選取汽輪機(jī)閥門全開工況進(jìn)行了導(dǎo)流板受力分析。代入模型中進(jìn)行重新模擬的相關(guān)邊界條件如表5所示。

表5 閥門全開工況與額定工況排汽量對比

采用閥門全開工況下的邊界條件進(jìn)行模擬，結(jié)果如圖10所示。由該結(jié)果及后處理結(jié)果可知，閥門全開工況下，凝汽器接頸導(dǎo)流板所受壓強(qiáng)在3.12～5.40kPa，最大為5.40kPa。

圖10 閥門全開工況下導(dǎo)流板受力云圖

本文假設(shè)導(dǎo)流板使用了大多數(shù)凝汽器壁面采用的Q235A鋼材，屈服強(qiáng)度為235MPa，導(dǎo)流板厚度為10mm，其許用應(yīng)力隨溫度變化如表6所示。

表6 導(dǎo)流板在各溫度下的許用應(yīng)力

此工況下，凝汽器接頸內(nèi)的溫度在30℃左右，根據(jù)表6可知，此時導(dǎo)流板的許用應(yīng)力為 113MPa。由此可以發(fā)現(xiàn)導(dǎo)流板的受力遠(yuǎn)小于此溫度下導(dǎo)流板的許用應(yīng)力，優(yōu)化方案的安全性較高。

因此，根據(jù)模擬結(jié)果判斷：汽輪機(jī)的閥門全開工況并不會導(dǎo)致優(yōu)化后的凝汽器接頸導(dǎo)流板出現(xiàn)安全問題。

4 方案實(shí)施及優(yōu)化效果

本文所設(shè)計的優(yōu)化方案已在工程實(shí)際中運(yùn)用，由于排汽通道結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，實(shí)際中將較大的導(dǎo)流板換成如圖11所示的小板進(jìn)行安裝，為固定其位置，設(shè)計了圖12所示的支撐結(jié)構(gòu)。

圖11 工程中的給水泵汽輪機(jī)導(dǎo)流板

圖12 導(dǎo)流板支撐結(jié)構(gòu)

使用該優(yōu)化方案改造前后，對某600MW機(jī)組的凝汽器進(jìn)行凝汽器性能試驗(yàn)，試驗(yàn)要求如下：

1）凝汽器及相關(guān)設(shè)備處于正常運(yùn)行狀態(tài)，并能長期連續(xù)運(yùn)行。

2）汽輪機(jī)真空嚴(yán)密性良好且采用單元制運(yùn)行方式，盡量保證優(yōu)化改造前、后汽輪機(jī)的運(yùn)行方式及真空嚴(yán)密性基本一致。

3）凝汽器及冷卻水管道足夠清潔，并盡量保證優(yōu)化改造前、后清潔度基本一致。

4）凝汽器性能試驗(yàn)期間不得向凝汽器補(bǔ)水，熱力系統(tǒng)其他設(shè)備均為正常運(yùn)行方式。

5）循環(huán)水流量穩(wěn)定，并盡量保證優(yōu)化改造前、后循環(huán)水泵運(yùn)行方式相同。

6）試驗(yàn)時要求蒸汽參數(shù)接近于額定值并保持參數(shù)及負(fù)荷的穩(wěn)定，試驗(yàn)中參數(shù)允許變化范圍為：

機(jī)組負(fù)荷±2%；主汽壓力±2%；主汽溫度±4℃；再熱汽溫±4℃；冷卻水進(jìn)口溫度±1℃。

采用分布式控制系統(tǒng)(distributed control system，DCS)溫度、壓力數(shù)據(jù)，并使用超聲波流量計測量循環(huán)水入口流量，將實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)計算整理并將結(jié)果修正到設(shè)計循環(huán)水流量和循環(huán)水進(jìn)口溫度下，結(jié)果發(fā)現(xiàn)：未進(jìn)行排汽通道結(jié)構(gòu)優(yōu)化時，設(shè)計工況下該機(jī)組凝汽器壓力為6.10kPa；進(jìn)行排汽通道結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，設(shè)計工況下該機(jī)組凝汽器壓力為5.75kPa，優(yōu)化方案使凝汽器壓力降低0.35kPa，折合機(jī)組發(fā)電標(biāo)準(zhǔn)煤耗降低約0.7g/(kW·h)。

綜上可知，排汽通道流場優(yōu)化改造后，低壓缸排汽在凝汽器內(nèi)的分布趨于合理，凝汽器換熱管的熱交換潛力得以更充分的發(fā)揮，提高了凝汽器平均換熱系數(shù)，使凝汽器背壓明顯降低，機(jī)組效率得到提升。

5 結(jié)論

對排汽通道進(jìn)行耦合計算，分析了排汽通道內(nèi)的流場特點(diǎn)，并對排汽通道進(jìn)行優(yōu)化改造，結(jié)論如下：

1）由接頸出口平面的速度云圖和凝汽器最上層冷卻管束平面的速度云圖可以發(fā)現(xiàn)，在接頸出口和最上層管束平面之間，流場中的低速漩渦區(qū)域繼續(xù)擴(kuò)散，高速汽流因受到擠壓而更加貼近壁面，流場的均勻性變差，兩者存在較大的差距。

2）由原排汽通道流場流線圖分析可知，低壓缸軸向排汽及接頸擴(kuò)散角的存在，導(dǎo)致接頸出現(xiàn)了低速漩渦區(qū)域，該漩渦區(qū)域不斷擴(kuò)大，將高速汽流擠壓至壁面附近，使得流場均勻性較差。

3）由是否存在給水泵汽輪機(jī)排汽情況下的流場速度云圖對比可知，給水泵汽輪機(jī)排汽對排汽通道流場的補(bǔ)充作用大于其擾亂作用，因此可從擴(kuò)大給水泵汽輪機(jī)排汽補(bǔ)充作用并降低其對流場的擾亂作用的思路來考慮優(yōu)化方案。

4）優(yōu)化方案在給水泵汽輪機(jī)排汽口處及接頸豎直壁面與排汽缸的交界處設(shè)置了導(dǎo)流板，減小了凝汽器接頸中央的低速漩渦區(qū)，使接頸出口流場速度分布均勻性有明顯提升，凝汽器背壓降低了0.35kPa，具有不錯的優(yōu)化效果。

5）導(dǎo)流板在閥門全開工況下的最大受力遠(yuǎn)小于其許用應(yīng)力，優(yōu)化方案的安全性較高。

[1] 沈士一，莊賀慶，康松，等．汽輪機(jī)原理[M]．北京：中國電力出版社，1992：125-130．

SHEN S Y，ZHUANG H Q，KANG S，et al．The steam turbine principle[M]．Beijing：China Electric Power Press，1992：125-130．

[2] 鐘達(dá)文，孟繼安，朱曉磊，等．600MW機(jī)組凝汽器殼側(cè)數(shù)值模擬與應(yīng)用[J]．汽輪機(jī)技術(shù)，2019，61(2)：127-130．

ZHONG D W，MENG J A，ZHU X L，et al． 600MW condenser shell side of the numerical simulation and application[J]．Turbine Technology，2019，61(2)： 127-130．

[3] VEERABATHRASWAMY K，SENTHIL K A．Effective boundary conditions and turbulence modeling for the analysis of steam turbine exhaust hood[J]．Applied Thermal Engineering，2016，103：773-780．

[4] LIN A Q，CHANG X Y，CAO L H，et al．Effect of wet steam on aerodynamic performance of low-pressure exhaust passage with last stage blade[J]．Journal of Applied Fluid Mechanics，2019，12(6)：1837-1845．

[5] BEEVERS A，CONGIU F，PENGUE F，et al．An analysis of the merits of CFD for the performances prediction of a low pressure steam turbine radial diffuser[C]//ASME Turbo Expo：Power For Land，Sea and Air，Glasgow，UK，2010．

[6] ZOE B，GRANT L，SIMON H．A literature review of low pressure steam turbine exhaust hood and diffuser studies[J]. Journal of Engineering for Gas Turbines and Power，2013，135：256-262．

[7] 曹麗華，郭婷婷，李勇．300 MW汽輪機(jī)凝汽器喉部出口流場的三維數(shù)值模擬[J]．中國電機(jī)工程學(xué)報，2006，26(11)：56-59．

CAO L H，GUO T T，LI Y．Three-dimensional numerical simulation of the outlet flow field of the 300 MW steam turbine condenser throat[J]．Proceedings of the CSEE，2006，26(11)：56-59．

[8] 陳裕．凝汽器喉部排汽優(yōu)化改造的實(shí)用性分析[J]．發(fā)電設(shè)備，2017，31(5)：353-355．

CHEN Y．Retrofit analysis for exhaust mode optimization of a condenser throat[J]．Power Equipment，2017，31(5)：353-355．

[9] WANG H，ZHU X，DU Z．Aerodynamic optimization for low pressure turbine exhaust hood using Kriging surrogate model[J]．International Communications in Heat and Mass Transfer，2010，37(8)：998-1003．

[10] ZHANG L Y，GAN X P，F(xiàn)RANCESCO C G，et al，Performance prediction and optimization of low pressure steam turbine radial diffuser at design and off-design conditions using streamline curvature method[J]．Journal of Engineering for Gas Turbines and Power-Transactions of The ASME，2017，139(7)：152-160．

[11] WANG H，ZHU X，DU Z，et al．Aerodynamic optimization system development for low pressure exhaust hood of steam turbine[C]//ASME Turbo Expo: Power for Land，Sea，& Air．2010：2139-2148．

[12] GRIBIN V G，PARAMONOV A N，MITROKHOVA O M．The effect of condensing steam turbine exhaust hood body geometry on exhaust performance efficiency[J]．Thermal Engineering，2018，65(6)：371-378．

[13] CAO L，LIN A，LI Y，et al，Optimum tilt angle of flow guide in steam turbine exhaust hood considering the effect of last stage flow field[J]．Chinese Journal of Mechanical Engineering，2017，30(4)：1-9．

[14] 楊新?。笮推啓C(jī)排汽通道流場三維數(shù)值模擬[D]．北京：華北電力大學(xué)，2014．

YANG X J．Three-dimensions numerical simulation of flow field in exhaust passage of large steam turbine [D]．Beijing：North China Electric Power University，2014．

[15] 張勇，賈昌盛，許衍軍．凝汽器喉部流場數(shù)值模擬[J]．發(fā)電設(shè)備，2018，32(6)：383-386．

ZHANG Y，GU C S，XU Y J．Numerical simulation of the flow field in a condenser throat[J]．Power Equipment，2018，32(6)：383-386．

[16] 劉康．1000MW濕冷機(jī)組冷端系統(tǒng)汽側(cè)流場優(yōu)化研究[D]．北京：華北電力大學(xué)，2017．

LIU K．Optimization research for steam flow field of cold-end system in a 1000MW wet-cooling unit [D]．Beijing：North China Electric Power University，2017．

[17] FREITAS C J．The issue of numerical uncertainty [J]．Applied Mathematical Modelling，2002，25(2)：237-248．

[18] 上原春男，藤井哲，朱永荃．表面式凝汽器的總傳熱系數(shù)和熱力計算[J]．電站輔機(jī)，1984(1)：21-34．

HARUO U，F(xiàn)UJII Z，ZHU Y Q．The total heat transfer coefficient and surface type condenser thermodynamic calculation[J]．Power station auxiliary equipment，1984(1)：21-34．

[19] 周蘭欣，邢朱苗，陳素敏．小機(jī)排汽對凝汽器喉部流場影響的三維數(shù)值分析[J]．華北電力大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)版)，2009，36(3)：72-75．

ZHOU L X，XING Z M，CHEN S M．Three- dimensional numerical simulation of the influence of the exhausting of small turbine to the turbine's condenser throat[J]．Journal of North China Electric Power University (Natural Science Edition)，2009，39(3)：72-75．

[20] JIANG X Q，LIN A Q，MALIK A，et al．Numerical investigation on aerodynamic characteristics of exhaust passage with consideration of multi-factor components in a supercritical steam turbine[J]．Applied Thermal Engineering，2019，162：152-159．

Study on Structure Optimization of Exhaust Steam Passage of Steam Turbine in Large Coal-fired Power Station

WANG Yuting, CHEN Yanqi, XU Gang*, CHEN Heng

(School of Energy, Power and Mechanical Engineering, North China Electric Power University, Changping District, Beijing 102206, China)

For a 600 MW wet-cooled unit of a power plant in Hebei province, ANSYS Fluent software was used to numerically simulate the flow field of the steam turbine exhaust passage. It was found that under the original design, due to the axial exhaust steam of the exhaust cylinder and the diffusion angle of the condenser neck, a large low-speed vortex area appeared in the exhaust steam passage, which had a negative effect on the heat transfer performance of the condenser. The exhaust steam of the feed water pump steam turbine had a certain supplementary effect on the low-speed vortex area and could improve the flow field to a certain extent. Aiming at this phenomenon, the exhaust passage flow field was optimized through the design of diversion structures. The results show that after optimizing the flow field, the crew exhaust steam condensed in the main area of the upper tube bundle planar velocity uniformity has been significantly increased, which is benefit to improve the condenser heat transfer coefficient, reduce the unit back pressure, and promote the efficiency of generating units.

coal-fired power plants; steam turbine; exhaust steam passage; flow field

2021-05-28。

10.12096/j.2096-4528.pgt.21067

TK 05

國家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(51806062)；中央高?；究蒲袠I(yè)務(wù)費(fèi)專項(xiàng)(2020MS006)。

Project Supported by National Natural Science Foundation of China (51806062); Fundamental Research Funds for the Central Universities (2020MS006).

(責(zé)任編輯 辛培裕)