船舶主汽輪機撤汽管路系統撤汽性能分析

楊元龍

(中國艦船研究設計中心，武漢 430064)

船舶主汽輪機撤汽管路系統撤汽性能分析

楊元龍

(中國艦船研究設計中心，武漢 430064)

為提高船舶主汽輪機的機動性和熱力系統汽水穩定循環特性，明晰船舶主機撤汽過程中撤汽系統性能,以某船主汽輪機撤汽管路系統為原型，基于船舶蒸汽動力系統設計經驗分析主汽輪機撤汽系統運行機理，利用CFD數值模擬的方法計算主機撤汽管路系統壓力場和流速場的穩態變化特性，結果表明，在主機撤汽過程內，撤汽流速逐漸增大，撤汽溫度略有升高，撤汽湍動能和壁面剪切應力快速升高，撤汽壓力不斷降低，撤汽流量不斷升高，由此判定船舶主機撤汽方法滿足主汽輪機機動性和熱力系統的性能要求，供實船蒸汽動力系統設計參考。

主汽輪機；撤汽性能；廢汽系統；CFD

船舶主汽輪機的撤汽性能是船舶蒸汽動力系統設計中的一個重要技術指標。主機撤汽能力的強弱不僅影響船舶主汽輪機組的機動能力，更制約船舶汽水穩定循環的復雜熱力系統與多型汽輪輔機[1-2](如渦輪增壓機組、汽輪給水泵、汽輪滑油泵等)滑參數做功的匹配性能[3-4]。在船舶的熱力系統運行過程中，使各型輔助背壓式汽輪機做完功的具有較高品質的蒸汽匯總于廢汽母管，廢汽通過母管去其他蒸汽用戶(如除氧器、冷凝器等)，從而構成經典式汽水循環熱力系統。但主汽輪機處于高工況運行時，基于船舶動力系統運行經驗，發現除氧器預熱蒸汽流量不足現象。為合理匹配廢汽母管耗汽壓力和流量，且不影響主汽輪機組的機動性能，從高壓汽輪機和低壓汽輪機的蒸汽連接管路中抽取部分蒸汽，補給高負荷運行條件下的廢汽總管，建立主汽輪機組的撤汽系統。主機撤汽系統運行特性對船舶熱力系統穩定循環造成很大影響，因此準確揭示船舶主汽輪機撤汽性能對船舶蒸汽動力系統穩定安全運行極其重要。

目前對船舶主汽輪機組運行特性的研究，主要集中于船舶自然滑行條件下住汽輪機回汽制動特性[5-6]和船用汽輪機功頻控制系統的PID仿真分析[7-8]。鑒于船舶主汽輪機設計技術的封鎖，鮮有關于主汽輪機撤汽性能研究的文獻報道。本文基于實船蒸汽動力系統設計經驗，分析主汽輪機撤汽系統運行機理；利用CFD方法數值模擬了主機撤汽管路系統壓力場和流速場的穩態變化規律，計算結果與試驗數據吻合較好；引入實際熱力系統設計參數作為動態計算的邊界條件，得到撤汽時間、撤汽壓力和撤汽流量等關鍵性能參數的動態變化特性，從而為船舶主汽輪機性能的設計及熱力系統的優化提供技術支撐。

1 撤汽機理分析

圖1所示為主汽輪機撤汽系統結構原理圖。

圖1 撤汽系統結構原理示意

該撤汽系統裝置由高壓汽輪機、低壓汽輪機、廢汽母管及其他蒸汽用戶組成。高、低壓汽輪機的連通管用于將高壓汽輪機做完功的具有高品質的蒸汽通入低壓汽輪機繼續做功，產生推力而推動船舶航行。連通管和廢汽母管之間的撤汽管路系統用于抽出部分高壓汽輪機做完功的蒸汽，引入廢汽母管來補充廢汽較高的耗汽量。

基于系統特性分析，主機撤汽技術是在主汽輪機高工況運行時，在不影響主機機動性能基礎上，將高低壓連通管中高品質的蒸汽抽出，對廢汽母管進行補汽。基于設計本質分析，撤汽管路系統是蒸汽動力管網中多型管路圖譜，用于合理配置流動阻力，以匹配不同熱力系統接口參數。基于運行機理分析，由于主汽輪機汽缸及葉柵結構強度的限制，主機不允許長時間撤汽，因此在規定的撤汽時間范圍內，需要合理匹配主汽系統和廢汽系統的流量，并準確控制廢汽母管中高低參數蒸汽摻混的不可逆熱力過程。

2 數學物理模型

由于船舶主汽輪機撤汽過程是很復雜的熱工水力演變過程，伴隨著流動、傳熱和熱力學參數轉換過程。根據實際系統管網配置結構，基于ICEM軟件進行撤汽管路物理模型的簡化和構建，然后利用CFX12軟件的前處理和后處理模塊求解質量方程、動量方程、能量方程和湍流方程，采用全隱式耦合算法迭代計算流速與壓力的耦合求解過程，最終完成撤汽管路系統數值計算模型的建模、離散與求解。

2.1 物理網格模型

圖2給出船舶主汽輪機撤汽系統管路結構圖。如圖2所示，撤汽系統管路主要由高低壓連通管和撤汽管構成，高壓汽輪機進口蒸汽分別通過高低壓連通管流入低壓汽輪機和通過撤汽管進入廢汽母管。高低壓連通管的長度為4.7 m，管子內徑為0.4 m，彎管半徑為0.4 m；撤汽管的長度為7.5 m，管子內徑為0.11 m，彎管半徑為0.11 m。

圖2 撤汽管路結構

如圖3所示，采用四面體非結構化網格劃分方式對管路進行網格處理，采用O網格劃分技術對管壁區域添加邊界層網格，提高壁面聚集網格點的效率。網格近壁無量綱尺寸Y+為28～37，準確模擬近壁區域湍流結構，規避數值求解的偽擴散。根據不同參數設定和網格疏密程度的計算，最終確定網格模型共包括420 000個網格單元。

圖3 網格模型

2.2 數學模型

利用連續性方程、N-S方程和能量方程[9]計算撤汽管路系統的流動與傳熱規律，采用標準k-ε湍流模型[10]計算撤汽系統湍流脈動規律。其輸運方程表達式見參考文獻[11]。

2.3 邊界條件

根據實際船舶高壓汽輪機、低壓汽輪機和廢汽母管運行參數，設置數值模擬的穩態和動態邊界條件：高壓汽輪機進口蒸汽壓力為0.5 MPa，進口溫度為200 ℃，低壓汽輪機出口蒸汽壓力為0.42 MPa，廢汽母管出口蒸汽壓力為0.2 MPa，撤汽時間為10 min，蒸汽物性參數的計算標準均來自IAPWS IF97數據庫，出口區域流動為充分發展態，管壁處理無滑移邊界條件。

3 撤汽性能驗證分析

3.1 穩態撤汽性能驗證

為保證主汽輪機的機動性并提高動力系統熱效率，主汽輪機的撤汽系統性能參數應保持在一定范圍內，通過設計準確可靠的計算撤汽系統穩態運行參數是非常困難的，但可通過數值模擬進行計算，數值模擬結果見圖4和圖5。

圖4 連通管壓力變化

圖5 撤汽管壓力變化

圖4給出了高低壓連通管內蒸汽壓力變化曲線。由圖可見，沿著高低壓連通管路的沿程長度方向，過熱蒸汽壓力逐漸降低。主要是因為在過熱蒸汽通過高低壓連通管去低壓汽輪機做功的過程中，蒸汽流速較高(設計流速在60～80 m/s)，促使連通管和過熱蒸汽存在的摩擦阻力更大，導致蒸汽壓力降低。同時，高低壓連通管上設置兩個直角彎頭，其彎曲半徑尺寸約為管路當量直徑，使彎曲半徑較小，蒸汽流動的局部阻力較大。因此，在摩擦壓降和局部流動壓降的聯合作用下，高低壓連通管內過熱汽流動壓力逐漸下降。從圖中還可以看出，數值計算的過熱蒸汽壓力與試驗測量數據吻合較好，進一步驗證本文模擬計算的準確性和數值方法的合理性。

圖5給出了撤汽管路內蒸汽壓力變化規律。由圖5可見，在撤汽管路長度小于1.5 m內，撤汽壓力呈先快速下降然后沿著撤汽管沿程方向撤汽壓力緩慢降低的變化規律。究其原因主要是撤汽管路當量流動直徑尺寸為110 mm，小于高低壓連通管的直徑尺寸(直徑為400 mm)，導致過熱汽流動阻力較大；另外，在主機管路上撤汽點附近的流域(管長小于1.5 m)，為避免不同系統管網的干涉，撤汽管路上設置兩個相鄰較近的直角彎頭，增大了撤汽管路的局部流動阻力。基于上述分析可知，撤汽系統管路內流體壓力先快速下降再緩慢降低；從圖中還可以看出，數值計算的撤汽壓力與試驗數據基本吻合。另外，在高低壓連通管和撤汽管接觸的撤汽點附近流域，撤汽壓力能快速轉化為蒸汽的動能，導致蒸汽沖擊流速較高，且撤汽管路流通截面減小，引發過熱蒸汽湍流微團混亂，流場脈動劇烈。因此，在撤汽點的局部流域撤汽動能損失量較大。

3.2 動態撤汽性能分析

圖6給出了撤汽流量隨時間變化的曲線。由圖可知，沿著時間的推移，撤汽流量逐漸增大。當撤汽時間等于10 min時，主機撤汽最高流量達到0.36 kg/s。由于主汽輪機汽缸強度的要求，使得主機高工況運行限制在一定允許的時間范圍內，同時為合理匹配主機的耗汽量，規定在10 min內主汽輪機組允許最大撤汽流量為0.37 kg/s。通過數值模擬計算的撤汽流量與某船主汽輪機組設計參數的對比可知，主機撤汽流量滿足裝備性能指標要求。

圖7給出了撤汽壓力隨時間變化的曲線。由圖可知，由于隨著時間的推移，撤汽流量不斷增大，流動阻力升高，導致撤汽壓力逐漸降低。在10 min的撤汽時間內，高低壓連通管和撤汽管連接位置的撤汽點過熱蒸汽壓降為600 MPa，高低壓連通管的壓降波動較小，壓降數量級遠小于低壓汽輪機運行的汽力所需參數，對低壓汽輪機的動力推進性能影響較小。當撤汽時間達到5 min時，高低壓連通管和撤汽管路的局部蒸汽壓力分布規律見圖8。

圖7 撤汽壓力變化

圖8 t=5 min撤汽壓力分布規律

圖9示出了撤汽流速隨時間變化的曲線。由圖9可見，由于撤汽壓力隨著時間的推移逐漸減小，使得撤汽動壓力能增大，進而導致撤汽流速逐漸升高。在10 min的撤汽時間內，蒸汽流速在22～30 m/s的范圍之間變化，蒸汽流速升高梯度變化較小，最高流速小于過熱蒸汽流速標準設計數值(即60 m/s)，促使流體對管路的沖擊動量較小，高負荷工況下主汽輪機撤汽不易誘發高強度的流致振動。當撤汽時間達到5 min時，在撤汽點附近區域，撤汽管路上直角彎頭結構的影響導致該區域出現小尺寸渦流，增加流體流動的能量耗散損失，易引發撤汽管路的低頻脈動。

圖9 撤汽流速變化

圖10和圖11給出了撤汽溫度隨時間變化的曲線和云圖。由圖可知，隨著時間的推移，由于蒸汽屬于可壓縮流體，使得大部分蒸汽壓力能轉化為動力能，同時少部分蒸汽壓力能轉換為流體的熱力學能，導致撤汽溫度略有升高。

圖10 撤汽溫度變化

圖11 t=5 min撤汽溫度分布云圖

撤汽湍動能隨時間變化的曲線見圖12。由圖可知，隨著撤汽時間的推移，由于撤汽流速不斷升高，撤汽流速變化梯度逐漸增大，導致湍動能逐漸增大。圖13顯示了撤汽系統管路湍動能的局部分布規律，在撤汽點附近流域，由于撤汽管對高低壓連通管的分流作用，增強了不同尺寸湍流微團的動量轉化，誘發該局部區域過熱蒸汽產生湍流脈動，導致流體湍流動能較大。

圖12 撤汽點湍動能變化

圖13 t=5 min撤汽湍動能分布云圖

圖14給出了撤汽點壁面剪切應力隨時間的變化曲線。從圖中可以發現，隨著撤汽時間的推移,撤汽點區域管路的壁面剪切應力逐漸增大，主要是由于撤汽管路的局部流速不斷升高，流場結構愈加混沌，湍流脈動更劇烈，導致撤汽點壁面剪切應力增大。因此，應適當提升撤汽管路材質的硬度和強度。

圖14 撤汽點壁面剪切應力變化

4 結束語

本研究引入實際熱力系統設計參數作為計算邊界條件，基于主機撤汽性能的動態計算研究，得到撤汽時間、撤汽壓力和撤汽流量等關鍵性能參數的動態變化特性，主要結論為隨著撤汽時間的推移，撤汽壓力不斷降低，最大壓降約為600 Pa，撤汽流速逐漸增大，撤汽溫度略有升高，撤汽湍動能和壁面剪切應力快速升高；在主機撤汽10 min內，撤汽流量不斷升高，最大達到0.36 kg/s，滿足設備性能指標要求。計算結果與試驗數據基本吻合。

主機的撤汽性能極其影響汽輪機組的做功能力，鑒于實際汽輪機的組成結構和運行特性極其復雜，本研究在忽略汽輪機模型的假設條件下，通過邊界條件簡化方法數值模擬得到汽輪機的撤汽特性。后續將在某大型試驗中進一步摸索不同工況下主汽輪機撤汽動態性能。同時，基于該數值模擬研究結果優化實際主機撤汽運行方案，以充分平衡并匹配主汽輪機組的熱效率與熱力系統的汽水循環特性。

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Study on Evacuated-steam Performance of the Evacuated-Steam Pipeline of Ship's Main Steam Turbine

YANG Yuan-long

(China Ship Development and Design Center, Wuhan 430064, China)

In order to improve maneuverability of the main steam turbine and steam/water circulated characteristics for thermodynamic system, its evacuated-steam performance is researched. The evacuated-steam pipeline of some steam turbine is taken as the prototype, the operating mechanism is analyzed based on the design experience for ship steam power system. The steady characteristics of pressure and velocity field for evacuated-steam pipeline are calculated by method of CFD simulation. The numerical results show that the evacuated-steam velocity increases gradually, temperature rises slightly, the turbulence kinetic energy and wall shear increases rapidly, and the mass-flow increased gradually, which could satisfy demand for equipment performance indicator. These could provide technical support for optimizing ship steam power system.

main steam turbine; evacuated-steam performance; spent steam system; CFD

10.3963/j.issn.1671-7953.2015.06.017

2015-07-06

國家自然科學基金(51309063)

楊元龍(1986-)，男，碩士，工程師

U664.5

A

1671-7953(2015)06-0073-04

修回日期：2015-08-03

研究方向:艦船蒸汽動力系統設計及性能仿真

E-mail: long31609@163.com