600MW 汽轮机排汽通道加装导流装置的数值研究

曹丽华，张浩龙，杨为民，张 道，李 勇

（1.东北电力大学能源与动力工程学院，吉林省吉林132012；2.国网福建省电力有限公司电力科学研究院，福州350007；3.华能渑池热电厂，河南三门峡472400）

汽轮机的排汽通道主要由排汽缸和凝汽器喉部组成，其内部设备的复杂多样性导致出口流场分布极其不均匀，影响了凝汽器的经济性和安全性［1-2］.现有研究大多集中在单背压凝汽器对应的排汽通道上，此结构对应的小汽轮机排汽通过2个排汽口进入喉部.Michal等［3］研究了排汽缸形状和尺寸对其气动性能的影响，结果表明排汽缸的上半缸倾角为15°时最优.王红涛等［4］通过优化软件平台对排汽缸的尺寸进行优化来改善排汽缸气动性能，为排汽缸的设计奠定了理论基础.Li等［5］研究了排汽缸排汽对喉部出口流场的影响和排汽通道出口流场分布不均的现象及原因.Ris等［6-7］提出在排汽缸内加装挡板来改善排汽通道的气动性能.曹丽华等［8-9］通过在喉部内加装导流装置来改善排汽通道出口流场分布不均匀的问题，但上述改造均未考虑小汽轮机排汽的影响.

对于配备双背压凝汽器的汽轮机，排汽缸和凝汽器喉部由高压侧（简称HP侧）和低压侧（简称LP侧）2部分组成，小汽轮机排汽平均分配后通过2个排汽口分别进入凝汽器喉部高压侧和低压侧，排汽通道内的流动状况与单背压有很大区别，600 MW配备双背压凝汽器的汽轮机机组在我国火电机组中已占36.8%［10］.因此，研究配备双背压凝汽器的汽轮机排汽通道内的流动状况，并改造优化排汽通道出口流场的分布具有十分重要的意义.

在以上研究的基础上，笔者运用CFD 数值模拟软件对某600 MW 配备双背压凝汽器的汽轮机在不同工况下的排汽通道进行数值模拟，分析了排汽通道内汽流的流动特点和导致排汽通道出口流场分布不均匀的原因，并找出一种合理的导流装置布置方案来改善排汽通道出口流场的分布.

1 物理模型和计算条件

1.1 物理模型

某600 MW 配备双背压凝汽器的汽轮机排汽缸内包含内部隔板、管道和由内外导流环组成的扩压管等设备，喉部内布置有组合式低压加热器、给水泵汽轮机的排汽接管和汽轮机旁路系统的三级减温减压器等.为了突出主要的影响因素，排汽缸部分只考虑内外导流环和盖板，凝汽器喉部只考虑低压加热器和小汽轮机排汽这2个设备.该汽轮机有2个低压排汽缸，二者排汽压力不同，分别排入双背压凝汽器的高压侧和低压侧，结构完全相同.简化后的高压侧排汽通道物理模型见图1，排汽通道的几何参数见表1.

图1 高压侧排汽通道的物理模型Fig.1 Physical model of the HP exhaust passage

表1 排汽通道的几何参数Tab.1 Geometric parameters of the exhaust passage

1.2 性能参数

采用均匀性系数来反映喉部出口截面流场分布的均匀性，利用下式［11］进行计算：

由于vm≥va，式（1）可简化为

式中：va为质量加权平均速度，m／s；vm为面积加权平均速度，m／s；λ为均匀性系数.

采用总压损失系数来反映排汽通道能量损失，采用静压恢复系数来衡量排汽通道动能转换为压力能的能力，计算公式［12］如下：

式中：p0，in和pin为排汽通道进口总压和静压，Pa；p0，out和pout为排汽通道出口总压和静压，Pa；Cp为总压损失系数；ηex为静压恢复系数.

1.3 网格划分

模型采用ICEM 划分结构化网格，对于内外导流环和低压加热器等壁面划分边界层网格，经过网格无关性验证，壁面第一个网格尺度为0.05 mm，网格数目达400万之后的计算结果基本不变，且能满足计算精度的要求.所以为了保证计算精度并且能够节约计算时间，将网格数目定为400万左右，网格划分如图2所示.

图2 网格划分Fig.2 Grid division

1.4 数值方法和边界参数

采用的计算方法和假设见文献［13］和文献［14］.模型有2 个进口边界，进口均假设为均匀进汽，采用质量流量进口边界条件.第一个进口为排汽缸的2个进口（即末级排汽口），进口方向分别沿x轴正向和负向，2个进口的质量流量相等.第二个进口为小汽轮机排汽在喉部引入口，进口方向沿y轴负向.各工况下的进汽条件见表2，其中THA 为热耗率验收工况.出口边界为压力出口边界条件，出口压力为4 900Pa，出口方向为z轴负向.壁面为绝热、无滑移边界.

表2 不同工况下的进汽条件Tab.2 Inlet parameters under different working conditions

2 结果分析

2.1 排汽通道流场的数值分析

图3给出了不同工况下排汽通道出口截面速度的分布.由图3可以看出，不同工况下排汽通道出口截面速度分布趋势大致相同，流场分布极其不均匀，主要由速度在20m／s以下的靠近小汽轮机排汽的低速区、分布在出口截面4个角的低速区以及靠近壁面处和中心处的高速区组成；不同工况下速度在50m／s以下的区域占很大的比例.排汽通道出口汽流的不均匀性直接导致凝汽器进口处流场分布不均匀，使凝汽器的流动阻力变大.这不仅使凝汽器有效传热面积减小，而且不凝结气体会汇集在该区域，造成该区域的传热系数大幅度减小.因此，改善排汽通道出口流场的均匀性十分必要.

下面对高压侧100%THA 工况下排汽通道流场进行分析，找出造成排汽通道出口流场分布不均匀的原因.

图4为高压侧100%THA 工况下排汽通道流场速度分布图和流线图.由图4（a）和图4（b）可以看出，在导流环的作用下，排汽缸上半部的汽流首先经过90°的翻转，然后随着排汽缸缸体拱顶的转向进入排汽缸下半部；排汽缸下半部的汽流直接经过翻转完成汽流由轴向到径向的转变.由图4（a）还可以看出，排汽缸上半部的汽流经过翻转后在通道中形成通道漩涡，使该区域的速度降低.图4（b）表明，在导流环的影响下，排汽通道中心区域出现2对漩涡，漩涡的流向相反，并且2对漩涡对称分布；在靠近排汽缸缸体区域出现高速区.由图4（c）可以看出，在导流环作用下产生的一对通道漩涡一直影响到排汽缸的出口，在排汽缸出口的中心区域形成4个低速区，这些低速区的范围并不是对称分布的，靠近小汽轮机排汽侧的低速区范围大于另一侧.

由图4（d）和图3（a）可以看出，排汽缸出口的2对低速漩涡依然存在，由于小汽轮机排汽的影响使漩涡发生偏转并且产生靠近小汽轮机排汽的低速漩涡；低压加热器的绕流作用不太明显，而排汽缸内汽流翻转使排汽通道中心出现高速区；排汽缸出口2对漩涡的影响延伸至排汽通道出口，使排汽通道出口存在2对低速漩涡，排汽缸壁面处的高速区延伸至排汽通道出口截面.

综上所述，汽轮机排汽缸的结构、小汽轮机排汽和低压加热器影响了排汽通道出口流场的均匀性，对凝汽器的工作性能产生极大的影响.因此，为了提高机组运行的安全性与经济性，对排汽通道出口流

场的优化改造势在必行.

图3 不同工况下排汽通道出口截面速度分布Fig.3 Outlet velocity distribution of the exhaust passage under different working conditions

图4 高压侧100%THA 工况下排汽通道的流场分布Fig.4 Flow field distribution of the exhaust passage under 100%THA conditions at HP side

2.2 排汽通道加装导流装置的数值分析

针对排汽通道出口流场分布不均匀的问题，在排汽通道内加装合理的导流装置.由于排汽缸结构的限制，在排汽缸部分加装导流装置的难度较大，而凝汽器喉部内存在大量的支撑管，可以借助支撑管的支撑来固定导流装置，所以选择在凝汽器喉部内加装导流装置.通过不断的试验来调整导流装置的数量、大小、位置和安装角度，从68次试验中获得了最佳形式的导流装置，其安装方案见图5.不同工况下加装导流装置后的数值模拟结果如图6所示，低压侧的变化趋势与高压侧相同.

由图6可以看出，加装导流装置后，靠近小汽轮机排汽的低速区范围大大减小，其他4个低速区基本消失；低速区的速度大大提高，速度在20m／s以下的区域基本消失，而速度在40m／s以上的区域占到很大的比例；整个出口截面的平均速度大大提高，壁面高速区的范围减小，中心处高速区范围变小，速度值有所下降；流场的均匀性得到很大改善，排汽通道出口流场的均匀性得到很大改善.

图5 加装导流装置后排汽通道的物理模型Fig.5 Physical model of the exhaust passage with guide devices installed

图6 不同工况下加装导流装置后排汽通道出口截面的速度分布Fig.6 Outlet velocity distribution of the exhaust passage with guide devices under different working conditions

2.3 加装导流装置前后排汽通道的气动性能评价

图7～图9分别给出了不同工况下加装导流装置前后的总压损失系数、静压恢复系数和均匀性系数.由图7可以看出，加装导流装置后，总压损失系数增大0.5%～2.5%，说明加装导流装置后并没有引起过多的能量损失.由图8可以看出，加装导流装置后，静压恢复系数增大6.4%～8.8%，说明加装导流装置后排汽通道动能转换为压力能的能力增强，能够使汽轮机的有效比焓降增大，机组效率提高.由图9可以看出，加装导流装置后，均匀性系数增大10.4%～13.4%.加装导流装置后大大改善了凝汽器喉部出口流场的分布情况，流场分布趋于均匀化，有助于提升凝汽器的工作性能，提高凝汽器真空.

图7 不同工况下加装导流装置前后排汽通道的总压损失系数Fig.7 Total pressure loss coefficient of the exhaust passage with and without guide devices under different working conditions

图8 不同工况下加装导流装置前后排汽通道的静压恢复系数Fig.8 Static pressure recovery coefficient of the exhaust passage with and without guide devices under different working conditions

图9 不同工况下加装导流装置前后排汽通道的均匀性系数Fig.9 Uniformity coefficient of the exhaust passage with and without guide devices under different working conditions

3 结 论

（1）配备双背压凝汽器的600MW 汽轮机排汽通道出口流场分布极其不均匀，但由于结构的对称性，不同工况下高压侧和低压侧的速度分布规律大致相同，但速度大小不同.

（2）喉部内加装合理的导流装置后，总压损失系数仅增大0.5%～2.5%，而静压恢复系数增大6.4%～8.8%，均匀性系数增大10.4%～13.4%，可以在引起很小能量损失的情况下明显改善排汽通道出口流场的均匀性和排汽通道的静压恢复能力，进而提高机组的经济性.

［1］周兰欣，李富云，李卫华，等.凝汽器壳侧准三维数值研究［J］.中国电机工程学报，2008，28（23）：25-30.

ZHOU Lanxin，LI Fuyun，LI Weihua，etal.Quasithree-dimensional numerical study of shell side of condenser［J］.Proceedings of the CSEE，2008，28（23）：25-30.

［2］崔国民，蔡祖恢，李美玲.凝汽器冷却管克服汽流冲击振动的研究［J］.中国电机工程学报，2001，21（5）：74-78.

CUI Guomin，CAI Zuhui，LI Meiling.Study on overcoming vibration of cooling pipe from shock of steamy flow in condenser［J］.Proceedings of the CSEE，2001，21（5）：74-78.

［3］MICHAL H，ALEŠP，LADISLAV T.Effect of internal elements of the steam turbine exhaust hood on losses［J］.EPJ Web of Conferences，2012，25：01024.

［4］王红涛，竺晓程，阳虹，等.汽轮机低压排汽缸的数值优化设计［J］.动力工程，2009，29（1）：40-45.

WANG Hongtao，ZHU Xiaocheng，YANG Hong，et al.The numerical optimization design for low pressure exhaust hood of steam turbines［J］.Journal of Power Engineering，2009，29（1）：40-45.

［5］LI Jian，ZHANG Li，WANG Siping.Numerical simulation of condenser throat combining with low-pressure exhaust hood for 600 MW thermal power unit［J］.Advanced Materials Research，2012，614／615：77-82.

［6］RIS V V，SIMOYU L L，GALAEV S A，etal.Numerical simulation of flow in a steam-turbine exhaust hood：comparison results of calculations and data from a full-scale experiment［J］.Thermal Engineering，2009，56（4）：277-283.

［7］谢伟亮，王红涛，竺晓程，等.汽轮机低压排汽缸内导流挡板对其性能影响的分析［J］.动力工程学报，2011，31（5）：347-351.

XIE Weiliang，WANG Hongtao，ZHU Xiaocheng，et al.Influence of baffle arrangement on performance of related low-pressure exhaust hood of steam turbines［J］.Journal of Chinese Society of Power Engineering，2011，31（5）：347-351.

［8］曹丽华，李勇，张仲彬，等.加装导流装置的凝汽器喉部流场的三维数值模拟［J］.动力工程，2008，28（1）：108-111.

CAO Lihua，LI Yong，ZHANG Zhongbin，etal.Three-dimensional numerical simulation of the flow field in condenser throat with flow guide devices［J］.Journal of Power Engineering，2008，28（1）：108-111.

［9］刘晓鸿，晏涛.330 MW 汽轮机低压缸排汽通道优化改造［J］.热力发电，2012，41（1）：79，86.

LIU Xiaohong，YAN Tao.Steam turbine exhaust steam channel optimization for 330MW thermal power unit［J］.Thermal Power Generation，2012，41（1）：79，86.

［10］杨勇平，杨志平，徐钢，等.中国火力发电能耗状况及展望［J］.中国电机工程学报，2013，33（23）：1-11.

YANG Yongping，YANG Zhiping，XU Gang，etal.Situation and prospect of energy consumption for China＇s thermal power generation［J］.Proceedings of the CSEE，2013，33（23）：1-11.

［11］陶红歌，陈焕新，谢军龙，等.基于面积加权平均速度和质量加权平均速度的流体流动均匀性指标探讨［J］.化工学报，2010，61（52）：116-120.

TAO Hongge，CHEN Huanxin，XIE Junlong，etal.Flow uniformity index based on area-weighted and mass-weighted average velocity［J］.CIESC Journal，2010，61（52）：116-120.

［12］徐旭，康顺，蒋洪德，等.低压蒸汽透平排汽缸内能量损失的数值研究［J］.北京航空航天大学学报，2002，28（6）：652-655.

XU Xu，KANG Shun，JIANG Hongde，etal.Numerical simulation of 3Dviscous flow in exhaust casing of a low-pressure steam turbine［J］.Journal of Beijing University of Aeronautics and Astronautics，2002，28（6）：652-655.

［13］曹丽华，郭婷婷，李勇.300 MW 汽轮机凝汽器喉部出口流场的三维数值模拟［J］.中国电机工程学报，2006，26（11）：56-59.

CAO Lihua，GUO Tingting，LI Yong.Three-dimensional numerical simulation of the outlet flow field of the 300MW steam turbine＇s condenser throat［J］.Proceedings of the CSEE，2006，26（11）：56-59.

［14］曹丽华，陈洋，曹诺，等.小机排汽对凝汽器喉部流场影响的研究［J］.汽轮机技术，2010，52（4）：268-270，274.

CAO Lihua，CHEN Yang，CAO Nuo，etal.Research on the effects of exhaust of boiler feed pump turbine on the flow field of condenser throat［J］.Turbine Technology，2010，52（4）：268-270，274.