200MW 超高压汽轮机高压主汽调节阀内部流场数值模拟分析

孙秀君

（北京龙威发电技术有限公司，北京100080）

1 概述

汽轮机高压主汽调节阀是汽轮机最重要的控制、调节和安全保护设备，负责汽轮机组高温高压主蒸汽进汽参数的联通、截止、调节、稳定性控制，以及实现快速关闭，为防止超速提供双重安全保护等多项功能。高压主汽调节阀对于维持汽轮机组长期、连续、安全运行发电，以及保证供电质量等方面，均发挥着至关重要的作用。高压主汽调节阀是与汽轮机进行配套、协调设计的非标准专用设备，具有自身的设计特点和技术要求，其总体结构设计、气动热力学造型、零部件材料选择、零部件设计等一系列研发设计过程，均需要进行反复修改、完善、匹配和优化组合。

高压主汽调节阀其功能在于通过改变调节阀的进汽面积来调整进入汽轮机的蒸汽流量，进而控制汽轮机的出力，以适应不同的工况需要。阀门内部结构及汽流流动复杂，蒸汽通过高压主汽调节阀会产生一定的流动损失，直接影响汽轮机的效率和出力。计算显示，对于亚临界参数以上机组高压主汽调节阀压损每上升1%，高压缸效率下降0.4%[1]，因此通过改进阀门的结构及流动特性来减小其压损，对提高汽轮机效率及安全性具有重要意义。

研究汽轮机高压主汽调节阀中的流动特性和节流损失通常有两种方法：试验和数值模拟。受场地和经费的限制，试验研究在实际应用中受到制约。随着计算流体力学（CFD）和计算机计算能力的提升，采用数值模拟对阀门内部复杂流场进行数值模拟，得到阀门内部详细流场的详细信息，阀门设计人员通过改变计算模型，来改善阀门流场分布，降低流动损失，来确定阀门结构型式。所以数值模拟在阀门的研究设计中有着越来越广泛的应用[2-4]。

本文针对某电厂200MW 超高压汽轮机高压主汽调节阀原型及其改进方案进行数值模拟分析，通过分析阀门内部流场特性和总体性能，给出了沿流程方向的压力损失，为阀门优化设计、降低压损提出了一些参考意见。

2 计算方案

2.1 几何模型

某电厂200MW 超高压汽轮机高压主汽调节阀结构形式为1 个主汽阀带2 个调节阀的一体结构。

原型阀门的主要尺寸：主汽阀喉部直径为φ196mm，升程为70mm；2 个调节阀喉部直径为φ141mm，升程为33mm。

主要尺寸改进方案一：主汽阀同原型，调节阀阀座降低120mm，调节阀碟随之下降100mm，调节阀升程增大到53mm，主汽阀和调节阀阀碟型线不变。

主要尺寸改进方案二：主汽阀喉部直径增大为φ252mm，升程为增加为110mm。调节阀改进与方案一相同。主汽阀和调节阀阀碟型线不变。

新设计方案主要尺寸：喉部直径为φ252mm，升程为110mm；调节阀喉部直径为φ130mm，升程为46mm，优化主汽阀和调节阀阀碟型线。

2.2 计算模型

200MW 超高压主汽调节阀由阀座、阀体、阀碟等主要结构组成，基于所研究的主汽调节阀结构的对称性，考虑计算模拟对计算机的内存及速度的要求，对模型进行了适当简化，只取一半进行计算。根据蒸汽流动特性和流道变化对计算网格划分要求，计算域使用非结构化网格，为了保证数值计算精度，并控制计算量，采用了非均匀网格进行划分，在喉部进行加密。网格划分示意图如图1 所示。

图1 网格划分示意图

2.3 边界条件与离散方法

进出口及壁面边界条件给定如下：进口设定为质量流量进口，湍流度3%，水力直径同主汽阀进汽口直径；出口设定为压力出口，湍流度3%，水力直径同调节阀出口直径；壁面：无滑移。

计算求解三维雷诺平均的N-S 方程，湍流模型采用k-epsilon realizable model，计算中使用的离散方法为simple 算法，二阶迎风格式。

3 计算结果及分析

3.1 性能评价指标

衡量阀门的损失大小有两种表示方法，一种称为总压损失系数，表示损失的总压值占进口总压的百分数，用ξ 表示，定义如下：

式中：Pt0- 进口总压，Pt- 任意截面处总压。

另一种称为阻力系数，表示损失的总压值占进口动能的比例，其实质为相对损失系数，表达了某种通流部件造成流动损失的能力。阻力系数用ζ 表示，定义如下：

在本文中主要针对总压损失系数沿阀门流程方向的分布来评价阀门的性能。

3.2 结果分析

（1）从原型、改进方案一和改进方案二的总压分布图（图2～图4）可以看出，总压在主汽阀以及调节阀的对称面上并不是对称分布的，其分布不规则，压力不均匀造成大涡流，导致总压损失系数较大；从新设计的阀门总压分布图（图5）可以出，其总压沿流程的分布在对称面上基本上对称分布，在主汽阀和调节阀的喉部表现的更为明显，蒸汽流动更为平稳，有效减少涡动现象产生，降低能量消耗，减小总压损失系数。

图2 原型的总压分布

（2）从速度矢量图（图6～图9）可以看出，原型改进方案一和改进方案二的汽流在主汽阀喉部以及调节阀喉部都有很大程度的偏移，这样将会造成阀门的受力不均，影响其稳定性；新设计的阀门有效地改善了这一点，无论是在整个通流范围还是主汽阀和调节阀的喉部都有比较合理的流动。

（3）从计算得到的数值结果（表1）可以看出，原型的总压损失系数已经高达8.194%，改进方案一和方案二都能一定程度地降低总压损失。方案一在主汽阀结构不变的基础上降低了调节阀座的高度，并加大了调节阀的行程，能够在一定程度上降低总压损失。方案二在方案一的基础上扩大了主汽阀喉部尺寸，增加升程，其改善效果比方案一更有效，说明高压主汽调节阀总压损失与主汽阀结构和调节阀结构有着直接的关系，二者是互相关联、互相影响的，结合两者特点对阀门进行综合改进，效果更明显。

图3 改进方案一的总压分布

图4 改进方案二的总压分布

图5 新设计方案的总压分布

图6 原型的速度示意图

图7 改进方案一的速度示意图

图8 改进方案二的速度示意图

图9 新设计方案的速度示意图

表1 数值计算结果汇总

（4）从各个方案总压损失沿流程变化的曲线图（图10）可以看出，各个方案中，调节阀后喉口的压损都比主汽阀喉口的压损大很多，说明调节阀结构和阀碟型线的设计是影响高压整个阀门压损的主要方面。原型调节阀喉部压损比主汽阀喉部压损大很多，主要是因为调节阀结构、行程和阀碟型线设计不理想造成的。

图10 总压损失系数沿流程的分布图

流程中各数字的含义如下：1- 主汽阀进口；2- 主汽阀喉口；3- 主汽阀扩散段出口；4- 主汽阀调节阀连通管出口；5- 调节阀喉口；6- 调节阀扩散段出口；7- 调节阀出口；8- 出口质量加权平均的总压损失值。

（5）全新设计的阀门，对阀门喉部型线进行重新设计，从计算结果可以看出，其压损在几种方案中是最小的，与原型相比较，调节阀出口质量平均总压损失从8.194%降低为1.934%，压力损失仅为原型的23.6%，改善效果非常明显。

4 结论

（1）某电厂200MW 汽轮机高压主汽调节阀原型结构的总压损失达8.194%，仅单独改进主汽阀或调节阀结构虽然能够在一定程度上降低总压损失，但是效果并不是最佳状态。，若将主汽阀和调节阀的结构及型线根据阀内蒸汽流动特性都做相应改进，降低总压损失综合的效果更为明显，但是阀门型线的优化改进将对原阀门产品的结构尺寸有比较大的改动，无法在原有产品上实施；只能用新设计阀门替换原有阀门。全新设计的阀门结构先进合理，总压损失很小，比单纯对原有阀门只进行少量改动效果更为明显，更为可取，有望成为代替原型设计的新一代阀门产品。

（2）汽轮机高压主汽调节阀优化设计的主要目标是使其在正常运行状态下保持较低的压力损失。对于调节阀的设计要求是在全开工况下损失最小，而在低工况运行时则要求良好的调速性能和抗振动性能。本文通过对200MW 超高压汽轮机高压主汽调节阀不同方案进行比较，得出阀门的气动性、调速性能及抗振动性能均跟阀门的型腔及阀碟型线有着直接的关系，通过对阀门结构及型线设计改进来合理改善阀门内部流动性能，降低阀门损失是阀门设计者应重点关注的。