聯合進汽閥內部流場三維數值模擬及閥碟受力分析

王紅娟,屠珊,杜洋,魯敬妮

(西安交通大學能源與動力工程學院,710049,西安)

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聯合進汽閥內部流場三維數值模擬及閥碟受力分析

王紅娟,屠珊,杜洋,魯敬妮

(西安交通大學能源與動力工程學院,710049,西安)

針對聯合進汽閥流道內因湍流、旋渦產生壓損,進而降低汽輪機組經濟性這一問題,建立由兩個主汽閥E、F及左側次大調節閥B、中間最小調節閥A、右側最大調節閥C構成的某進口聯合進汽閥的三維數值模型,并進行不同工況模擬計算。主要研究閥C和閥B全開時,閥內流動特性、各閥壓損以及閥碟各表面受力隨閥A開度增大而變化的情況。研究發現,在小開度下,閥A迎風側為貼附閥碟流,并且閥座迎風側存在大旋渦,隨著閥A開度的增大整體流場趨于平穩,迎風側和背風側流體轉變為兩股射流,閥碟內腔中的低速流體區僅位于閥座喉部及以上區域,但閥碟內腔會出現小旋渦。隨著閥A開度的增大,閥A壓損逐漸較減小,閥B和閥C壓損基本維持不變,主汽閥E和F壓損隨閥A開度增大而繼續增大。閥A閥碟所受縱向力在閥A開度小于80%時隨開度增大而減小,在開度大于80%時則相反。閥B閥碟和閥C閥碟所受縱向力基本不隨閥A開度的變化而變化。閥A閥碟、閥B閥碟和閥C閥碟的橫向受力隨閥A開度的增大而增大。

聯合進汽閥;調節閥;數值模擬;流動特性;受力分析

在電廠熱力系統中,汽輪機聯合進汽閥作為控制汽輪機運行的關鍵執行設備,其運行的安全性和可靠性與電廠的經濟性和安全性密切相關。汽輪機聯合進汽閥由主汽閥和調節閥兩部分構成,鍋爐中產生的主蒸汽依次通過主汽閥和調節閥后才進入汽輪機通流部分做功,因而聯合進汽閥的工作狀況將直接影響汽輪機工作效率[1]。在經濟性方面,汽輪機高壓聯合進汽閥的壓力損失每上升2%,高壓缸效率約下降0.28%[2],因此閥內流動要盡可能減小壓損。在安全性方面,閥運行過程中易出現閥碟和閥桿振動甚至斷裂、閥座松動或運行部件執行遲緩等故障,會造成汽輪機失速甚至停機等后果[3-6]。由于電力生產過程中聯合進汽閥事故頻發,故其安全可靠運行受到廣泛關注。

對于聯合閥而言,在單個閥門開啟或關閉瞬間通過實驗很難捕捉流場細節,而計算流體力學的發展使得閥內流動過程細節再現成為可能[7-8],為研究流體不穩定流動誘發閥碟振動提供幫助。國內外一些學者主要對調節閥內的流動進行了模擬和實驗分析,得到了較好的閥內流場分布,在一定程度上揭示了調節閥內流體與閥結構互相作用的關系。文獻[9]研究了某600 MW汽輪機高壓聯合進汽閥在一個調節閥全開、另一個調節閥不同開度下的流動損失及若干位置處壁面的靜壓分布情況。文獻[10]在研究主汽閥、調節閥全行程蒸汽穩定流動的流阻特性的基礎上,進行了閥門快速關閉時的非穩態數值模擬。文獻[11]在分析閥內流動的熱力學過程后,導出流量系數、開度、壓比以及總壓損失之間的關系,并將計算結果與實驗結果進行了對比。文獻[12]指出因流固耦合作用,閥內流道結構復雜、流場參數變化等都使得自激振動的研究變得復雜,在進行數值模擬的同時進行實驗,以研究流體激振力。大多數研究主要側重單個調節閥,但是汽輪機進汽閥中主汽閥和調節閥組合形式多樣,目前相對缺少對于復雜汽輪機聯合進汽閥流場的系統研究。

1 數值模型建立及模擬有效性驗證

圖1為本文研究對象聯合進汽閥內部流道三維幾何模型。該聯合進汽閥由主汽閥E、F和調節閥B、A、C構成,各閥的相對位置如圖1所示。3個調節閥的類型均為鐘罩型,其流道可以分為4個部分:閥腔、閥碟內腔、閥碟和閥座圍成的環形通道、閥座擴壓段。為了適應聯合進汽閥內復雜流道的特點,本文將采用非結構網格劃分流體域。其中,閥腔和環形通道部分采用四面體網格進行劃分,以適應該區域較為復雜的幾何形狀,其他區域采用六面體及楔形網格進行劃分。

圖1 聯合進汽閥內部流道三維幾何模型

本文針對聯合進汽閥中主汽閥和3個調節閥全開、壓比為0.95的工況,采用不同規模網格數劃分模型并進行網格無關性驗證,以入口流量為監測項,計算結果誤差連續小于5%時,選取中間規模的網格數,由表1可知此處為550萬,這樣既能保證計算的準確性又能保證計算效率。圖2為聯合進汽閥網格劃分示意圖。

本文主要研究調節閥B和C全開時,隨著調節閥A開度的變化,閥內流動特性、 各閥壓損以及閥碟各表面受力的變化情況。采用理想水蒸氣模型進行模擬,即各狀態參數要滿足理想狀態方程,設置固定比熱容和熱傳導率。其工作條件是:入口和出口分別采用壓力入口邊界條件和壓力出口邊界條件,主汽閥的閥前壓力為8.83 MPa、閥前溫度為535 ℃,調節閥的閥后壓力根據壓比來確定,其他表面采用絕熱邊界。湍流模型為Realizablek-ε模型,采用SIMPLE算法,計算中要求各項殘差達到10-4。現利用廠家提供的聯合進汽閥中3個調節閥的流量值驗證模擬計算的準確性。圖3為壓比等于0.95時的聯合進汽閥中調節閥流量特性曲線。對比發現,所有工況下計算流量和標準流量的相對誤差均小于4%,因此本文數值模擬結果可信。

表1 網格無關性驗證結果

圖2 聯合進汽閥網格劃分示意圖

圖3 聯合進汽閥中調節閥流量特性曲線

2 模擬結果分析

2.1 調節閥A開啟過程流場分布及壓損分析

本研究共選取調節閥A的5個不同開度工況進行研究,分別為20%、40%、60%、80%、100%。此處流場分析只選取有代表性的20%開度和100%開度的兩個工況。當壓比為0.95、調節閥B和C全開、閥A在小開度20%的工況下,聯合進汽閥內的流場見圖4。

(a)三維流線圖

(b)yz截面Ma數分布圖圖4 閥A開度為20%時聯合進汽閥的流場圖

從圖4a的三維流線圖可以看出,因調節閥C流量最大、閥B次之、閥A最小,從主汽閥F來流全部流入調節閥C中,主汽閥E內流體大部分流入閥B和閥A,少量流入閥C。因此,規定閥C的迎風側為靠近主汽閥F側,閥B的迎風側為靠近主汽閥E側,閥A的迎風側為靠近閥B側。由于閥B和閥C全開,來自主汽閥的流體在上述兩閥中形成了相對穩定的流場,環形通道中迎風側和背風側的流體在閥座偏向迎風側處撞擊后經閥座擴壓段高速流出。在閥A中,迎風側流體直接進入環形通道而后貼附閥碟流動,由于閥碟下端被截斷造成流體脫流在閥座迎風側形成了大旋渦,而閥A背風側流體直接貼附閥座流動,閥A中閥座擴壓段被旋渦占據,使得流場很不穩定,此外環形通道中部分加速流體進入閥碟內腔形成低速高靜壓區。

從圖4b的中截面Ma數分布圖可以看出,整個閥內均為亞音速流動,閥內最高Ma數為0.488,出現在閥B和閥C的閥座喉部附近。閥A的最高Ma數僅有0.1左右,整個閥A內的流速都很低,僅有閥座擴壓段中心區域流速相對較高。

在壓比為0.95、調節閥B和C全開、閥A在大開度100%的工況下,聯合進汽閥的流場見圖5。從圖5a可以看出,從主汽閥F的來流大部分流入調節閥C中,少部分流入調節閥A中。主汽閥E內流體大部分流入閥B,少量流入閥A。由于閥B流量小于閥C,流體最先從主汽閥E流入閥A,因而定義靠近閥B側為閥A迎風側,而閥C和閥B迎風側的定義與小開度下相同。

與閥A在小開度下流場對比發現,中間最小調節閥A的開啟基本不會對已開啟左側調節閥B和右側調節閥C內的流型造成影響,閥B和閥C的流場依舊分布較均勻,環形通道中流體以射流形式流出,射流撞擊位置在閥座中偏向迎風側,這使得內部流場發生根本性改變。可以看出閥A在全開下,閥A環形通道中迎風側和背風側流體轉變成兩股射流,在閥座迎風側撞擊后沿著閥座擴壓段高速流出,流場分布均勻。閥碟內腔中的低速流體區一直位于閥座喉部及以上區域,并沒有延伸到閥座擴壓段,這與小開度下的流場顯著不同。在閥A的閥碟內腔有小旋渦,但其強度遠小于閥B與閥C的閥碟內腔中旋渦。

(a)三維流線圖

(b)yz截面Ma數分布圖圖5 閥A開度為100%時聯合進汽閥的yz截面流場圖

從圖5b的Ma數分布圖可以看出,閥內最高Ma數為0.51,出現在閥A、B、C的閥座喉部附近,且閥A的閥座喉部高速區大于其他兩個調節閥,閥內不存在超音速流動。對比圖4b和圖5b的Ma數分布圖可以看出,調節閥B和C全開時,隨著中間最小調節閥A的開啟,聯合進汽閥內最高流速區由左側閥B和右側閥C的閥座喉部附近轉向中間最小調節閥A的閥座喉部區。

汽輪機高壓聯合進汽閥內過大的壓力損失會引起高壓缸效率的下降,進而降低機組經濟性,本文就單個調節閥開啟時各閥的壓力損失展開研究。從表2中可以看出,在定壓比為0.95、調節閥B和C全開的工況下,隨著調節閥A開度的增大,閥A壓損逐漸減小,由20%開度下的壓損占入口總壓的4.642%降到了100%開度下的3.070%,而調節閥C的壓損占比基本穩定在閥C全開時的3%左右,調節閥B的壓損占比基本穩定在閥B全開時的3.3%左右,隨閥A開度的變化很小。

壓損分析結果與流場變化相對應,小開度下的流場因閥座迎風側被大旋渦占據、閥碟內腔存在低速高靜壓區,流場極不穩定,旋渦使得流動發生較大壓損。大開度下迎風側和背風側流體轉變為兩股射流并在閥座靠近迎風側處撞擊,閥座擴壓段中的流場也較平穩均勻,閥碟內腔中的高速低靜壓區,位于閥座喉部及以上區域,整個流場相對穩定,壓損自然較小開度工況下小。兩個主汽閥F和E的壓損隨調節閥A開度的增加而增大,且主汽閥F的壓損要大于閥E,但等到當閥A全開時主汽閥F的壓損占入口總壓已經增大到0.351%左右,主汽閥E的壓損占入口總壓增大到0.321%。

表2 調節閥A不同開度下各閥壓損的比較

2.2 調節閥開啟過程中閥碟的受力分析

為了詳細了解閥碟受力狀況,將閥碟與流體相接觸的表面分為閥碟下表面、閥碟型線面、閥碟外表面、閥碟內腔表面,各表面所在的具體位置如圖6所示,閥碟所受縱向力平行于閥桿方向,即y軸方向。由于聯合進汽閥結構對稱,本文研究的閥碟橫向受力為閥碟所受力在垂直于閥桿方向且位于聯合進汽閥中分面的分力,即橫向受力方向為z軸方向。圖7中無論是閥碟各表面所受縱向力還是各調節閥所受縱向合力,正值表示受力方向為y軸正向,而對于閥碟各表面所受橫向力以及各調節閥所受橫向合力,正值表示受力方向為z軸正向。

圖6 閥碟各表面位置示意圖

當壓比為0.95、調節閥C和B全開、調節閥A開啟時,閥碟表面受力隨調節閥A開度變化的情況見圖7,閥碟外表面因平行于y軸,故不受縱向力。從圖7a可以看出,閥碟各部分所受縱向力中型線面受力較小,基本不對縱向合力變化趨勢產生影響,因而此處重點分析控制閥碟所受縱向合力變化趨勢的閥碟下表面受力以及內腔表面受力。

當閥A開度在80%以下時,隨著閥開度的增大,閥碟下表面以及內腔表面所受縱向力逐漸減小。對比圖4b和圖5b可以看出,開度增大,環形通道節流作用逐漸減弱,閥碟下表面的高壓流動分離區逐漸減弱,更多的流體貼附閥座直接流向閥座出口,進而導致閥碟下表面流速增加,靜壓減小,因而下表面所受縱向力減小,而且閥碟內腔流體流速也逐漸增大,導致靜壓減小,內腔表面所受縱向力減小。但是,隨著開度增大到一定程度,環形通道流出流體流線發生巨大轉變,由貼附閥座流轉變為了兩股射流,射流在閥座中撞擊,射流強度大,導致閥碟下表面受力又有小幅度增加。從圖7c可知,閥C閥碟和閥B閥碟所受縱向力隨著閥A開度的增大只出現小幅度波動。這是因為閥A的開啟對閥B和閥C內的流型沒有造成大的影響,因而其縱向力基本不受閥A開度影響。閥A閥碟表面積最小,所受縱向力也是3個閥中最小的。

(a)閥A閥碟各表面所受縱向力

(b)閥A閥碟各表面所受橫向力

(c)閥A、B、C的閥碟表面所受縱向力

(d)閥A、B、C的閥碟表面所受橫向力圖7 各閥碟表面受力情況分析

由前述分析可知,定義靠近閥B側為調節閥A的迎風側。從圖5可知,由于閥A環形通道背風側流體經過了閥腔擴容增壓,迎風側流體靜壓低于背風側,因而閥A閥碟所受橫向力指向迎風側,即z軸正向。在閥碟4個表面中,唯有下表面的橫向受力方向為z軸負方向。由圖6所示下表面結構特點可知,左半邊橫向合力指向z軸正向,右半邊橫向合力指向z軸負向,又背風側流體因擴容增加效應成為低速高靜壓流體,右半邊橫向受力大于左側,因而下表面所受橫向力指向z軸負向。如圖7b所示,閥A閥碟所受橫向合力隨開度增大而增大,這是因為閥A環形通道流量隨著閥A開度增大而增大,導致環形通道內迎風側和背風側靜壓差增大。在所有閥碟表面中,內腔表面橫向受力最大,基本控制整個閥碟橫向受力的變化趨勢。從圖7d可知,閥C閥碟橫向受力隨著閥A開度的增大而增大。從圖4和圖5中三維流線圖可知,這是因為隨著閥A開度的增大,在閥C腔背風側中來自主汽閥E方向的低壓高速流體逐漸減小,取而代之是主汽閥F方向繞閥腔增壓后的低速高壓流體,導致閥C迎風側和背風側壓差增大,即橫向力增大。當閥A開度超過40%左右時,閥C中不存在來自主汽閥E方向的流體,因而此后即便閥A開度增加,閥C橫向力基本維持在300 N不變。對于閥B而言,隨著閥A開度增大,主汽閥E方向通過閥B腔的流量逐漸增大,迎風側和背風側壓差增大,閥B閥碟受橫向力也增大,但開度增大到一定程度時,閥B閥碟橫向力基本維持不變。

3 結束語

本文就聯合進汽閥中右側最大調節閥C和左側次大調節閥B全開工況下,隨著中間最小調節閥A開度增加流場特性及閥碟受力變化的情況展開研究。

在小開度下,調節閥A中迎風側為貼附閥碟流,且因閥碟下端被截斷造成流體脫流在閥座迎風側形成了大旋渦,調節閥閥座流場極不均勻,回流現象嚴重,此外來自于環形通道的高速流體在閥碟內腔形成低速高靜壓區。隨著調節閥A開度增大,閥座與閥碟構成環形通道中流型由貼附閥座流逐漸轉變為兩股高速射流,且閥碟內腔低速流體區一直位于閥座喉部及以上區域,整體流場趨于穩定。中間最小調節閥A的開啟基本不會對已開啟的閥B和閥C內流型造成影響。

針對于聯合進汽閥中調節閥碟的受力情況,閥碟下表面以及內腔表面縱向受力相比于其他兩個表面較大,基本控制縱向合力的變化趨勢,閥碟所受縱向合力在開度小于80%時隨著調節閥A開度增大而減小,隨著開度繼續增大,縱向力又出現小幅上升。閥A型線面相比其他表面橫向受力較大,閥碟所受橫向合力指向左側調節閥B,該值隨著調節閥開度增大而增大。聯合進汽閥中調節閥A開度增大會使得已全開的調節閥閥碟所受橫向力增大,而縱向力基本不變。

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(編輯 杜秀杰)

Numerical Simulation of Flow Characteristics and Forces on Valve Disc for a Combined Inlet Valve

WANG Hongjuan,TU Shan,DU Yang,LU Jingni

(School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China)

The turbulence and vortex inside combined inlet valve flow passage may easily induce pressure loss, and then lead to adverse effects on the efficiency of steam turbine units. To study the above mentioned problems, a three-dimensional numerical model of an combined inlet valve is constructed. The combined inlet valve system consists of two main steam valves, the largest valve C on the right, the second size valve B on the left and the minimum valve A in the middle. The variations of the flow characteristics inside the valves, the pressure loss of the valves and the force distribution on the valve disc surfaces with the increase of valve A opening are investigated when valve B and valve C are fully opened. It is found that fluid attaches to valve disc at the windward side of annular channel, and there exists maelstrom at seat windward side when valve A is slightly opened. The whole flow field tends to be steadier with the increase in opening of valve A. Two jet flows appear at the windward side and leeward side, and the low-speed fluid in the valve disc lumen area locates in or above the valve seat throat with small vortex inside the valve disc lumen. With the increase in opening of valve A, pressure loss of valve A decreases gradually, pressure losses of valve B and valve C are nearly unchanged, and pressure losses of the main steam valve E and F continue to increase. The longitudinal force imposed on disc of valve A decreases with its opening when the opening is less than 80%, and it is opposite when the opening is greater than 80%. The increase in opening of valve A has no effect on longitudinal forces imposed on discs of valve B and valve C. The lateral force on disc of valve A increases with the increase in opening of valve A, while the lateral forces on discs of valve B has no and valve C continue to increase with the increase in opening of valve A.

combined inlet valve; control valve; numerical simulation; flow characteristic; force analysis

2016-07-18。 作者簡介:王紅娟(1990—),女,碩士生;屠珊(通信作者),女,副教授。

時間:2016-09-23

10.7652/xjtuxb201612023

TK26

A

0253-987X(2016)12-0148-07

網絡出版地址:http: ∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20160923.1656.012.html