滤网对汽轮机高压调节阀气动性能影响的模拟及试验研究

2023-02-03钟主海田朝阳杨长柱

发电设备 2023年1期

钟主海，孙奇，田朝阳，杨长柱

(东方汽轮机有限公司，四川德阳 618000)

常规亚临界机组汽轮机高压缸调节阀的阀门总压损失系数增加1%，缸效率下降约0.4%，其中调节阀在某些工况下，不仅有较大的能量损失，而且流场若不稳定将会直接导致阀碟等运动部件振动，并引发阀杆断裂甚至造成机组停机等事故[1-2]。

为进一步揭示阀内复杂流动特性，国内外不少研究者开展了相关研究。张大霁等[3]对某典型汽轮机的高压调节阀运行过程中产生的异常振动进行了详细分析，并提出了具体改进措施，如在阀腔内设置防扰流结构可以降低汽流对冲强度，以及优化阀碟与阀座型线提高阀内流场的均匀性等。ZHANG D等[4]对某模化阀的噪声、振动等特性进行了试验研究，结果表明：阀内流场的不均匀，易引起汽流呈现明显的非对称性，增加阀杆异常振动甚至导致阀杆断裂。徐克鹏等[5]对某600 MW汽轮机组的联合汽阀进行了试验和数值对比分析，结果表明：全开工况下阀碟阀座喉部附近的汽流流速较高，造成流动损失相对较大，并且流场不均匀是产生流动损失进而导致阀门异常振动的根本原因。BIANCHINI C等[6]对工业汽轮机中双阀座调节阀内不稳定蒸汽流动进行了非定常流动数值模拟，结果表明：环形通道出口下游的湍流脉动会引起强烈振动。亚声速工况下，双座阀内、外腔的压力脉动具有相关性；当阀座喉部气流达到声速时，内腔的脉动相对减小，外腔由于高速射流冲击的作用，其脉动的幅度相对较大。HARDIN J等[7]对某汽轮机阀门振动原因进行了研究，结果表明：阀杆产生的大幅度异常振动的原因是流动过程中流场的不稳定性，这一结论与文献[4-5]完全一致。阀内蒸汽的不稳定流动引起阀杆振动的频率大部分在150 Hz以下，明显低于阀杆等部件的固有频率，因此通过优化结构来调整固有频率几乎达不到改善阀杆振动的效果，但是通过优化阀碟与阀座的型线来控制阀内高速区流场特性对改善阀杆振动有重要影响。孔祥林等[8]对某核电机组汽轮机阀门进行试验和数值研究，结果表明：阀座喉部的消音座将引起速度场和压力场的严重不均匀，导致总压损失增加，但是其可以显著改善阀腔后管路的振动，起到很好的减振作用。

模化试验测试目前仍是获取阀门总体工作性能(如通流能力、阀门压损、提升力特性和稳定性等)的主要手段，但很难精确地描述阀内流场的分布情况，缺乏揭示流动诱发的气动噪声和阀杆系统振动等问题形成机理的量化依据。近年来，数值模拟手段随着软件和硬件的发展也得到了迅速的发展，关于汽轮机调节阀内流动特性研究也在逐步完善。滤网作为汽轮机调节阀内的关键部件，对阀门整体的气动性能和阀门内部流场的稳定性有着重要的影响，但对滤网上万个小孔进行建模和网格划分却是很难实现，原因是滤网小孔与轮廓结构两种尺寸间的网格尺寸过渡不合理极易导致网格畸形，进而导致计算结果无法收敛。若将整体网格尺度设置过小，则生成的网格数量将会十分庞大，计算时间非常长而无法满足工程应用要求。

目前，可利用商业软件中的多介质模型来模拟环形滤网流动过程，同时可有效解决上述问题[9]。笔者借鉴汽轮机调节阀多孔介质模型，基于多孔介质模型对有、无滤网的调节阀进行数值模拟，并与试验结果进行对比分析，从而为真实有滤网结构的阀门设计提供更可靠的技术依据。

1 模型建立

1.1 研究对象

以某电厂亚临界汽轮机组采用的调节阀为研究对象，其主要结构(见图1)包括阀碟、阀座、滤网(见图2)、阀杆和阀碟套筒等部件。

图1 调节阀结构剖视图

图2 环形滤网实体照片

为便于试验和数值结果对比分析，均采用相同配汽工况，即在相同的升程与流动参数条件下获取工作性能结果。调节阀相对升程的定义为：

(1)

1.2 计算模型与网格划分

与试验模型对比分析，需要对试验模型关键部件(如阀碟、阀座等)进行全尺寸建模。为保证数值计算结果与试验测试结果之间具有可比性，第一层网格尺度须保证壁面Y+(无量纲量)处于合理范围内，计算时有效将Y+控制在20以下，其分布云图见图3。

图3 Y+分布云图

1.3 控制方程求解及边界条件

数值计算采用全三维纳维-斯托克斯方程(简称N-S方程)和剪切应力输运(SST)湍流模型，为提高计算精度，动量、能量、湍动能及湍流耗散率的离散格式均采用高分辨率的二阶迎风格式。计算采用实际空气作为工质，采用试验测量的总温、总压和来流方向作为数值计算的进口边界条件，采用试验测量的平均静压为出口边界条件。试验过程中阀内流速高，对壁面传热的影响较小，因此将其按照绝热壁面处理。多孔介质模型流动损失特性的计算中，采用真实滤网的孔隙率(约0.4)，其惯性损失系数约为12.5。

1.4 阀门气动性能的评价指标

总压损失系数作为阀门气动性能评价指标之一，其具体定义为：

ζ=(ptotal,in-ptotal,out)/ptotal,in

(2)

式中：ζ为总压损失系数；ptotal,in、ptotal,out分别为调节阀进、出口特征截面上气流的平均总压，Pa。

流量系数的定义为：

ξ=qm/qmc

(3)

(4)

式中：ξ为测量工况对应升程下的流量系数；qm为通过阀门的质量流量，kg/s；qmc为测量工况特定升程下的临界质量流量，kg/s；Fc为阀座特征截面处的面积，m2；k为工质的等熵指数；p0为

阀门进口的总压，Pa；v0为阀门进口的滞止比体积，m3/kg。

2 调节阀模化试验系统

为验证数值模拟结果的准确性，对阀门在有、无滤网条件下分别进行模化试验与性能测试。将压缩空气作为模化试验的替代工质，图4为阀门性能试验系统和测点布置示意图。试验系统主要包括5个部分：气源及参数调节系统、阀前整流段、被测模化阀、排气段、性能测试与数据采集系统。压缩空气经储气罐稳压后进入试验系统，然后经扩压稳压段流场稳定后进入调节阀；气流流过阀碟和阀座型线形成的环形通道后，流速迅速升高，最终通过阀座扩压段扩压后流入排气管道；气流在进、出被测模化阀时分别对其压力、温度和流量进行测量。通过旁通阀调节每种工况需要的流动参数；等到整个系统参数稳定后，动、静态数据采集系统开始采集记录数据，同时采集系统的计算机实时输出流量系数等性能数据。

图4 阀门性能试验系统和测点布置示意图

3 试验和模拟结果

表1为阀门气动特性的数值模拟与试验结果对比，其中：流量系数和总压损失系数分别以工况3有滤网模拟值为基准进行归一化处理。表1列出的计算工况的相对升程和对应的进出口压比的涵盖范围较广，基本反映了汽轮机调节阀全开和部分负荷运行的实际工况。

表1 阀门气动特性的数值模拟与试验结果对比

由表1可以看出：各工况下有滤网时调节阀流量系数的计算值与试验值的最大相对偏差均在±5%以内，这表明基于计算流体力学(CFD)软件中提供的多孔介质模型对有滤网调节阀进行数值研究是可行的，并且满足工程快速预测的要求。各工况下有、无滤网时调节阀流量系数计算值与试验值的最大相对偏差均在±3.5%以内，这表明滤网的结构对所研究工况的主流场的影响相对较小，只是在不同工况下有所差异。相比于工况1和工况2，工况3调节阀有无滤网对流量系数的影响较大，原因是在小升程和小压比的条件下，通过阀门的体积流量小，滤网的节流和绕流作用很弱；对于全开且压比为0.9的亚声速流动工况而言，体积流量大幅度增加，阀内绕滤网外轮廓气流和绕阀套外径气流的绕流能力加强，滤网上万个小孔的节流作用也增强，因此在大升程和大压比的条件下，阀内绕滤网气流和穿过滤网孔气流的流动效应更加显著。在阀腔增加滤网结构后，减弱了阀腔内气流的绕流作用，同时结合小孔的节流整流作用，使其流场的均匀性有所提升，总压损失系数下降得较为显著。基于绕流理论分析可知，根本原因是该阀门的滤网外轮廓直径与阀腔内径匹配关系对过流绕流的控制不充分，表现出在大升程下阀门的总压损失增加较大，在小升程下滤网对阀内的流动损失影响较小的基本规律。

表2为3种工况下调节阀阀碟不同方向上受力的数值计算结果，其中：计算结果分别以不同方向上工况3有滤网结构的计算值为基准进行归一化处理。

表2 调节阀阀碟不同方向上受力的数值计算结果

由表2可以看出：不同工况下，阀碟在来流方向、阀杆轴方向上所受的流动不平衡力比在垂直来流方向上小，气流以绕流方式进入滤网后，滤网内阀碟壁面在来流方向上的受力有明显改变，绕流显著减小了阀碟在来流方向上的受力。

图5为调节阀在工况3有、无滤网时来流方向中分面的速度矢量图。

图5 调节阀在工况3有、无滤网时来流方向中分面的速度矢量图

由图5可以看出：环形滤网的存在显著提高了阀内流场分布的对称性，减小了阀碟在来流方向与垂直来流方向上的受力，提高了阀门运行的稳定性。与此同时，环形滤网的存在还削弱了阀座下游偏斜流场的回流强度，阀座出口流场的均匀性也得到显著提高。滤网不仅对来流具有整流作用，而且有效控制了阀腔内的绕流。

图6为调节阀在工况3有、无滤网时阀腔中分面的速度矢量图。由图6可以看出：滤网外轮廓尺寸与阀腔内径的匹配关系并没有达到理想的匹配状态，因此有滤网的绕流出现了不对称分布的现象。换种角度思考，如果滤网孔隙率与阀座喉部通流面积匹配合理，并且滤网轮廓尺寸与阀壳及阀套轮廓尺寸匹配合理，那么滤网的存在就可保证阀腔中分面的两侧绕流完全对称，同时阀座通道流动的对称性还可以进一步提高。滤网存在的最重要作用是，显著提高整体流场的对称性和稳定性，减弱绕流引起的低频激励源效应。对无滤网的调节阀，其绕流空间更大，绕流导致下游流场偏斜显著，造成回流冲击阀碟下方壁面的不稳定力更大，导致阀杆系统振动受到的流动激励也随之增大。滤网的存在可以减小不稳定流动对阀碟外壁的不平衡力，对提升阀杆系统的稳定性十分有利。