汽轮机速关阀不同开度下的流动特性数值研究

        0 引言
        汽轮机速关阀也称为主汽门，由阀门本体和油动机两部分组成，它是主蒸汽管路与汽轮机之间的主要关闭机构，在紧急状态时能立即截断汽轮机的进汽，使机组快速停机以达到保护机组目的。出于安全性考虑，汽轮机对速关阀快速关闭性能要求极高，在这个过程中由于阀开度逐渐减小，阀碟前后压差越开越大，造成通流部分的流速很大甚至出现超音速区域，这样可对后面的管路有一定的冲击力，并且会造成流动损失的增加。祝海义等人［1］研究了大功率汽轮机调节阀在不同开度时的流场特性，讨论了流量和损失随开度的变化规律，发现小开度下蒸汽对阀座壁面的冲蚀较大开度时更为严重。徐克鹏［2］采用实验与数值模拟相结合的手段，对某600MW汽轮机高压主汽调节阀进行了研究，讨论了阀门流量分配关系、损失的分布情况及其产生机理。相晓伟［3－4］则通过对调节阀全工况三维流场的数值模拟，总结了调节阀开度对通流和损失的影响规律，并提出了一种新的解决思路［5］。
        本文根据某型汽轮机速关阀的相关参数，对不同阀开度情况下的流场进行了二维数值模拟。通过比较各工况下的流场结果，揭示了不同阀开度工况下通流部分的流动特征，讨论了压力、速度及损失的分布，为优化速关阀的结构设计提供了相应的参考数据。
        1 速关阀结构及工作原理
        图1为某型汽轮机速关阀结构示意图，其关闭动作由保安系统操纵，当保安系统中任何一个环节发生速关动作时，则速关油失压，在弹簧力作用下，活塞与活塞盘脱开，连同阀杆、阀碟即刻被推向关闭位置。

图1 速关阀结构示意图

图2 速关阀结构剖面图

图3 速关阀二维计算简化模型

        2 数值模拟方法
        本文采用的数值模拟工具是商业CFD软件Fluent，该软件是目前市场上最流行的CFD软件，可以用来模拟从不可压缩到高度可压缩范围内的复杂流动。同时由于具备了灵活的非结构化网格和成熟的物理模型，使得Fluent在转捩与湍流、传热与相变、化学反应与燃烧等都有广泛的应用。与其相配套的网格生成工具Gambit，能够简单而又直接地实现几何建模和网格生成。
        2.1 速关阀的二维结构模型及其简化
        图2为速关阀的二维机构模型，包括蒸汽来路管道、出路管道、进汽腔室、主阀碟部分。速关阀通道形状复杂，其流道为双喉喷管：第一喉部是阀座上缘与随阀杆升程变化的阀碟下缘构成的，其通流面积是变化的；第二是阀座通道通流面积不变的喷管喉部。由于是二维的问题，若加上阀杆的轮廓线且连接腔室右端形成封闭区域，则阀杆上方的区域将会与蒸汽室隔开，这与实际的三维问题结构不符，因此我们将其忽略，使得计算模型更接近于实际情况（见图3）。

图4 速关阀二维计算网格

        2.2 计算方案
        本文研究速关阀行程为45mm，根据数值模拟的需要，模拟不同阀开度情况下通流部分流场结构。因此选择具有代表性的阀开度，由于阀开度较小时，流场变化大，则阀开度较小时可选得密集些，故选定以下开度为研究方案：100%、75%、50%、35%、20%、5%。
        2.3 数值方法
        2.3.1 网格生成
        速关阀型腔结构复杂，但由于是二维问题，其复杂程度大大降低，并且该数值模拟主要目的是总体上了解速关阀通流部分的流动情况，所以可以选择非结构化网格。基于阀门的对称性，取其中心剖面即可，网格单元数约为5.5万。
        2.3.2 湍流模型及边界条件
        考虑到流动的具体特征，选用标准的k－ε湍流模型。根据对应机组的设计参数，取蒸汽来流总压po*为3.9MPa，假设在阀碟处于全开状态时进口压力和出口压力相等，阀碟在关闭的瞬间，阀后压力等于背压1.1MPa。其他工况下的阀后压力按方程p=2.8η+1.1给定，式中p为阀后压力，η为阀开度。不同开度工况下的进出口压力参数见表1所示。

        3 结果与分析
        3.1 总压及流线分布
        图5（a）为100%开度下速关阀内部的总压与流线分布，可以发现总压在阀前分布较为均匀，自阀碟喉部向阀座内部的流动，总压呈现出喷射状的分布并逐渐下降，其喷射尾流大致居于管道中央且影响距离较远，一直延伸至调节阀出口。从内部流线来看，在喷射尾流的两侧，形成数量众多的旋涡，这是由于粘性蒸汽在喷射流的牵引下，同时又受到壁面的摩擦力作用，不断产生出了类似于卡门涡街的相同旋向的旋涡。在阀碟后部中央位置，出现一个低压空穴区，并且生成一组稳定的旋向相反的涡对。另外在阀碟右侧的流动死区内形成一个稳定的中心点旋涡结构，并且总压略有下降。
        图5（b）为75%开度下的阀内流动状态，与100%开度下的流场相比，阀后的总压大幅下降（100%开度下最低总压为3.88MPa，75%开度下最低总压2.7MPa），出口管道内的旋涡尺较大，阀门喉部的喷射流影响区域稍小，且上侧喉部的喷射作用强于下侧，阀后中央位置的空穴区面积相近，阀座前流动死区流动状态相似。当开度关至50%开度时图5（c），其内部压力较前两个开度又有下降，最低压力仅为2.3MPa，其喉部整体喷射流动强度再次下降，阀后管道内的流动开始恶化，与前两个开度最大不同之处在于空穴区的流动状态，之前稳定存在的涡对，其下侧的旋涡开始失稳破裂，阀前死区的流动则无明显变化。到35%开度时图5（d），一方面出口总压持续下降（最低压力1.8MPa），流场继续恶化，同时阀后空穴区仅剩一个旋涡，阀前死区流动未见明显变化。到20%开度时图5（e），上、下两侧的喉部射流强度明显下降，已无法相交于管道中央，仅附着于上、下管壁向后传播，整个出口管道内部都呈现出类似于死区的流动状态，此时流动混乱且损失激增。5%开度下图5（f），流动状态进一步恶化，喉部流动贴壁传播，管道内部布满大小不一的旋涡，流动处于最为复杂的状态，必然导致更严重的节流损失产生。

图5 不同阀开度下的总压与流线分布

图6 不同阀开度下的马赫数云图

        3.2 马赫数分布
        图6（a）为100%开度下的马赫数分布，可以发现，在此开度下，整个区域内的马赫数较小，上、下两侧喉部的射流区出现最大马赫数0.1086（参考表2，下文类似），阀后空穴区马赫数仅为0.03。在阀后，由于两侧喉部的射流相交于管道中央，因此整个管道中央的速度要高于上、下管壁。图6（b）为75%开度下的马赫数分布，发现随着开度的减小，喉部最大马赫数急剧增大，已由100%开度的0.1086上升到0.8671，但还未出现超音区域，空穴区的马赫数则增加到0.2。开度为50%时图6（c），由于进出口压差的增大，同时由于阀碟与阀座形成的流动通道形状类似于缩放喷管，因此喉部已经出现超音速流动，在阀座侧壁面的最高马赫数已达1.1802，阀后的空穴区马赫数没有明显变化。当开度减小为35%后图6（d），喉部的最高马赫数进一步增加到1.3498，阀后管道内部马赫数的混乱程度增加，空穴区的面积开始减小，但马赫数大小不变。20%开度下图6（e），喉部最高马赫数增大为1.5239，此时两侧喉部的射流不在相交于阀后管道中央，而是贴着下侧管壁向后传播，空穴区开始向外扩张，其值仍为0.2左右。当开度关至5%时图6（f），喉部最大马赫数进一步上升到1.6122，上、下喉部的射流不再射向管道中央，而是贴壁流动，阀后管道中央区域均为低马赫数区域。
        4 结论
        （1）随着阀门开度的减小，阀后压力逐步下降，阀碟后空穴区的面积逐渐减小，空穴区内的旋涡结构随着开度的减小逐渐破裂消散。
        （2）阀内部的流线随着开度的减小而逐渐复杂，阀碟上、下两侧的喉部射流最大马赫数逐渐上升，但射流影响区域逐渐减小。
        （3）由于阀座与阀碟之间的流道形成了一个缩放喷管的型线，因此在小开度工况下受阀前、后压差的作用，喉部形成跨音流动，这将对速关阀的流动造成进一步的损失。
        参考文献
        ［1］祝海义，王龙梅，韩万金.超临界600MW汽轮机调节阀流场三维定常数值模拟研究［J］.汽轮机技术，2008，50（5）：363－364，394.
        ［2］徐克鹏，蔡虎，崔永强，等.大型汽轮机主汽调节阀的实验与数值分析［J］.动力工程，2003，23（6）：2785－2789，2794.
        ［3］相晓伟，毛靖儒，孙弼，等.汽轮机调节阀全工况三维流场特性的数值研究［J］.西安交通大学学报，2006，40（3）：289－293.
        ［4］相晓伟，毛靖儒，孙弼.汽轮机调节阀通流及损失特性研究［J］.西安交通大学学报，2006，40（7）：763－766.
        ［5］相晓伟，毛靖儒，孙弼.汽轮机调节阀设计的新思路［J］.热能动力工程，2006，21（3）：235－238