汽轮机高压旁路翼型阀芯调节阀调节特性

王海民 ，胡 峰 ，陈睿池 ，陈 思

（1.上海理工大学 能源与动力工程学院，上海 200093；2.上海市动力工程多相流动与传热重点实验室，上海 200093）

0 引言

高压旁路调节阀是汽轮机旁路系统的重要组成部件，当锅炉和汽轮机的运行工况不匹配，或者锅炉产生的蒸汽量大于汽轮机所需要的蒸汽量时，多余部分蒸汽可以不进入汽轮机而经过旁路减温减压后直接进入凝汽器。此外，部分旁路还承担着将锅炉的主蒸汽经减温减压后直接引入再热器的任务，以保护再热器的安全［1］。

对于电站机组中常用的高压调节阀，其内部流动特性十分复杂［2］，因其内部流动介质的温度和压力参数较高，运用数值模拟方法研究其内部特流动性是一种重要手段［3-11］。文献［12］通过建模对汽轮机旁路系统进行了仿真研究，着重于系统的热力学平衡。文献［13-14］主要研究了高压旁路阀的传热特性和温度场分布特性，文献［15］研究了高低旁路系统阀门的结构、材料和强度等力学性能，文献［16］则主要研究了高压旁路阀调的节流和噪声特性。

上述研究中，对于调节阀内部过流面的结构设计，特别是针对不同流量和压力调节结构的调节特性以及换热特性研究较少。本文将对某300MW汽轮机组高压旁路阀门设计一种阀芯结构，利用NACA6409翼型上表面型线结构，根据运行工况优化设计了一种翼型结构的阀芯。结合已有的研究工作基础之上［17-19］，对其内部流场进行数值模拟研究，得到阀门内部流体的速度、压力、温度和液相体积分布等流场参数分布特征。研究减温水的温度和压力、阀芯开度以及减温水喷射孔数量等因素对蒸汽减温效果的影响，并提出改善方法。

1 数值模拟

1.1 三维模型

本文所研究的高压旁路调节阀的结构如图1所示，该阀门是旁路系统的主阀，高温高压蒸汽从右上的入口进入，与从下方喷出的减温水混合后，从左下的出口流出。这样结构能够很好地适应温度的急剧变化给阀门带来的热应力影响，调节阀阀芯结构为NACA6409翼型的上表面型线结构，与之相应的阀座也采用同样的设计，这样的设计不仅能使阀门有更好的降压调节特性，而且能减小噪音。按照汽轮机高压旁路系统的工作原理，可以首先将整个系统简单地分为两段，即降压部分和减温部分。减压部分通过收缩流道截面积，对过热蒸汽进行节流降压。而减温部分则是将减温水喷入高压旁路阀中，与过热蒸汽混合进行热量交换的过程，从而降低出口蒸汽的压力和温度。在机组实际启动过程中，由于过热蒸汽的流速极其快，通过调节阀的时间则非常短，基于此，在数值模拟计算过程中，将其视为绝热节流过程。

图1 高压旁路调节阀三维结构剖面

本文利用SolidWorks三维实体建模，其结构如图1所示，其中阀门行程为100 mm。高温高压水蒸汽入口处截面直径为φ185 mm，减温水入口处直径为φ50 mm，减温水喷射孔的直径为φ12 mm，高温高压水蒸汽出口处截面直径为φ265 mm。

1.2 网格划分

本文的高压旁路调节阀流道结构主要分为5个部分：高压蒸汽进口段、喉部、阀腔、减温水通道以及高压蒸汽出口段，高压蒸汽通过进口段进入阀腔的较大空间后，一部分直接流向阀腔壁，另一部分则因阀杆的存在，气流绕流受限圆柱后再转折90°后与前一部分蒸汽一起经过喉部流入阀腔下部，与从小孔喷出的减温水进行混合，最后得到的减温减压蒸汽从出口段流出。本文对流道进行网格划分时，采用四面体网格，对其中尺寸差别较大的进口减温水通道以及阀芯处的渐缩段（喉部）都进行了网格加密处理。经过网格无关性验证，确定此三维模型共计1 465 458个网格，257 226个节点，既控制了计算规模，也同时保证了计算精度。

1.3 边界条件

高压旁路阀的高温过热蒸汽在阀内与不饱和减温水混合，实现减温、减压的功能，属于汽液两相混合流动，多相流模型选择Mixture模型。另外，湍流模型设定为标准k-ε模型，采用压力进口及压力出口的边界条件，选用压力求解器和隐式算法。工作介质为进口水蒸气和进口减温水，定义水蒸气为第一相（汽相），并考虑其压缩性，减温水为第二相（液相），由于两者均属于流体（Fluid），因此将工作介质设为Fluid。以上条件设置完成之后，选择Hybrid Initialization方法进行初始化，并监测进出口质量流量之差，在本文的数值模拟计算过程中，监测的进出口质量流量之差控制在0.18%以内。边界条件的参数如表1所示。

表1 调节阀全开时边界条件

2 数值模拟结果及分析

2.1 全开工况

2.1.1 速度场特性

采用表1中的边界条件，经过非稳态数值模拟之后，得到了如图2所示在t=1.2 s时刻的速度场分布。分析图2（a），在入口处蒸汽速度变化平缓，当高温高压蒸汽从进入阀门之后，在阀腔上部的空间内，由于阀杆的阻碍，会出现蒸汽绕圆柱流动，碰到阀壁之后，接着向下流动，经过缩小的过流断面，速度急剧增大，最大速度出现在最小过流断面处，是入口蒸汽速度的10倍。在靠近出口一端的阀腔内，由于蒸汽速度很大，从小孔喷出的减温水与蒸汽混合后，被蒸汽带走，从出口流出，而在远离出口一端的阀腔内，由于蒸汽与小孔喷出的减温水的速度的差异，二者混合后，互相影响，在阀腔内形成了2个明显的漩涡，与阀腔壁相碰后，接着从出口流出。分析图2（b），在Z=0截面上，流动整体呈现对称分布，而在阀杆正下方的狭小空间内会出现速度极小的回流区。

再分析图2（c），在Y=31 mm截面上，从小孔喷出的减温水绝大部分都在小孔附近与高温蒸汽混合接触，然后被汽化，起到降温作用，接着被蒸汽从出口带出，而只有从离出口端最远的小孔喷出的减温水会在与高温蒸汽混合后，先继续向出口反方向运动，然后才反向运动，到达出口处。而从图2（d）可以看出，在Y=37mm截面上，减温水以较大速度从小孔喷出，在小孔附近与高温蒸汽接触发生热量传递的同时，大部分会继续向前运动，直至碰到阀壁后，再向出口处运动，只有从靠近出口处小孔喷射出的减温水会直接和蒸汽混合后从出口流出。

图2 调节阀内速度场分布特性

2.1.2 压力分布特性

图3示出采用表1中的边界条件，经过非稳态数值模拟得到在t=1.2 s时刻的压力场分布特性。在图3（a）中，压力为16.8 MPa的过热蒸汽从阀门入口端进入后形成了一个相对的高压区，在渐缩段蒸汽压力急剧减小，流出渐缩段时的压力约为6 MPa，节流产生的压降约为10.8 MPa，压力的最小值出现在阀杆最末端。阀门喉部过流段最小流通截面积为11 455.3 cm2，约为阀门入口处截面积的43%。分析图3（b），由于流体在阀腔内的流动呈现对称分布，压力也呈现了对称分布，而由于漩涡的存在，阀腔内也出现了2个对称的低压区。

图3 调节阀内压力场分布特性

通过分析由图3（c）和图3（d），这两个截面的压力分布沿着垂直于出口的截面呈现对称分布，且整体上呈现出口端压力低、远离出口段压力高的特点；从图3（d）可以看出，在出口截面，各点的压力大致一致，除了在该截面的上部，会有2个近似对称的相对低压区，低压区的位置与阀芯的位置有关。

2.1.3 温度分布特性

图 4（a）～（d）所示为高压旁路调节阀在t=1.2 s时刻温度分布云图，入口水蒸汽温度为813 K，喷射的减温水温度为441 K，出口平均温度为634 K。在Y=31 mm和Y=37 mm截面上，温度的梯度比较大，而温度的分布总体上沿着垂直于出口的截面呈现对称分布，且由于减温水的降温作用，靠近小孔的地方，会有部分低温区。高压旁路阀出口处的水蒸汽温度分布并不均匀，在出口截面，总体呈现上下两端温度低，中间温度高的现象，最大温差可达100 K。

图4 调节阀内温度场分布特性

2.1.4 液相的体积分布

图5（a）和（b）示出高压蒸汽旁路阀在t=1.2 s时刻液相体积分布云图，从图可以看出，减温水从小孔喷出后，会有大部分直接在小孔附近吸收高温蒸汽的热量汽化成水蒸汽，只有少部分的水与高温蒸汽混合聚集在阀杆下端的狭小空间内。其原因可能是由于蒸汽节流之后的压力仍然高于喷嘴附近减温水的压力，将其限制在一定区域内进行热量交换，这一点也可以从图3（c）和图3（d）中得到验证。

图5 调节阀内液相体积分布特性

2.1.5 减温水参数影响分析

为了分析减温水对全开高压旁路阀的减温减压特性的影响，对于相同的进口高温高压蒸汽，在这里对减温水设定了4种工况：Case1和Case2为不同的进口减温水温度，Case3和Case4 为不同的进口减温水压力，而Case0为表1中所对应的计算工况，对比结果见表2。

表2 进出口截面参数汇总

从表2中的数值模拟结果可以得到减温水的温度和压力对调节阀出口参数的影响具有以下规律：

（1）增加减温水的进口压力，可以增加减温水的质量流量，增强冷却效果。对比Case0和Case3，当减温水的温度为441 K，压力从8.0 MPa增加到8.86 MPa时，流量从147.93 kg/s增加到167.91 kg/s，出口蒸汽的出口温度则从632.72 K降低到626.66 K，改善幅度为6.06 ℃，温度并不十分明显。另外，如果降低减温水的压力，则会明显恶化出口蒸汽温度。对比Case 0与Case 4，当减温水的温度均为441 K，压力从8.0 MPa降低到7.13 MPa时，由于减温水流量的明显下降，蒸汽的出口温度则从632.72 K升高到644.79 K，温度的升幅比较明显，升高幅度为12.07 ℃。

（2）相对于减温水压力而言，其温度的变化对调节阀出口蒸汽温度影响更明显。对比Case0，Case1和Case2，当减温水的压力均为8.0 MPa时，当调节减温水的温度水的温度从441 K降为421 K时，出口蒸汽温度则从632.72 K降为620.77 K，改善幅度为11.95 ℃，改善幅度十分明显。

（3）另外，进口减温水温度的改变，对液相的体积分数无太大影响，即使进口减温水压力的变大，会增加喷射出的减温水，进而也增加在阀腔内与高温高压蒸汽混合后留在阀腔内的减温水的量，但由于热交换的区域有限，所以在较小的空间内，液相的体积分数变化不大。

2.2 不同开度下的减温减压特性

以表1中所示的相同进出口边界条件对100%开度（全开）和50%开度（半开）的阀内混合流动的模拟结果进行对比研究。

图 6（a）～（e）分别为 50% 开度，在t=1.2 s时刻的压力场、温度场及液相体积分布，其出口的减温和减压特性参数对比如表3所示。

图6 50%开度时的压力场、温度场及液相体积分布

表3 不同开度下调节阀进出口参数对比

在压力场分布方面，通过与图3进行对比，从100%开度到50%开度，随着阀芯的向上移动，渐缩段的最小截面积越来越小，渐缩段对高温高压蒸汽的节流降压增加，下部阀腔内部整体的压力更低。

而在温度场分布方面，在全开状态下，出口截面的温度梯度较大，在截面上方呈现两个近似对称的低温区，而在半开状态下，出口截面的温度更接近，两个对称的低温区出现在截面下方。

差别比较明显的是液相体积的分布，随着阀杆的向上移动，在阀腔内部，液相的体积分数变得更大，有更多还未被汽化的减温水更广泛地留在旁路阀腔体内，而这部分未被汽化的减温水基本都聚集在最上层小孔与阀杆最底端面间的空间内。

2.3 喷水孔数目对减温减压特性的影响

在实际运行工况时，由于减温水的进口压力大多是恒定的，所以为了改善蒸汽的冷却效果，增加喷水孔的数目是一个比较好的选择。本节研究喷水孔的布置方案，重新构建不同喷水孔数目的三维调节阀模型，在调节阀全开的状态下，模拟不同喷水孔数目的三维调节阀的内部流场。原型1为原始设计工况，另外3种不同的模型见表4。

表4 喷水孔数目及其布置方式

图7，8分别示出t=1.2 s时刻喷水孔附近的液相体积分布和温度场分布，通过对比相同进口边界条件下不同减温水喷射孔数目的三维模型的内部流动现象可知，减温水喷射孔的数量越多，Z=0 截面上液相的体积分数更大，留在阀腔内部未被汽化的减温水更多，而且这部分未汽化的水大多聚集在阀芯下部的空间内。

增加减温水喷射孔数目，可以明显改善阀腔内温度，以及出口截面处的平均温度。另外，在相同的喷射孔数目时，两层分布的效果要比一层分布的要好，液相分布区域扩大，而且上面一层喷射孔在减温特性中起的作用比下面一层喷射孔的作用更大。

图7 喷水孔附近的液相体积分布

图8 喷水孔附近的温度场

总结上述4种不同喷水孔方案的数值模拟结果，其进出口截面参数见表5。

表5 不同喷水孔数目进出口截面参数

3 结论

（1）高温高压蒸汽流经轮廓为翼型型线的阀芯结构后，能有效降压。在相同的入口水蒸汽参数条件下，降低入口减温水的温度或者增加入口减温水的压力，都会增加减温水在阀腔内对高温高压蒸汽的冷却效果。当开度从100%降低到50%时，腔体内液相体积分布区间增大，阀腔内的温度变得更低。

（2）增加减温水喷射孔数可以明显改善阀腔内以及出口截面处的温度，而且上面一层喷射孔起到的减温减压作用比第二层大。