船舶回汽制動(dòng)對(duì)主蒸汽系統(tǒng)運(yùn)行特性的影響

楊元龍

船舶回汽制動(dòng)對(duì)主蒸汽系統(tǒng)運(yùn)行特性的影響

楊元龍

基于實(shí)際船舶蒸汽動(dòng)力系統(tǒng)運(yùn)行機(jī)制，解析船舶回汽制動(dòng)過(guò)程，利用CFD方法計(jì)算正車(chē)工況下主蒸汽系統(tǒng)管路速度場(chǎng)和壓力場(chǎng)的穩(wěn)態(tài)分布規(guī)律；擬合并引入基于二次程序開(kāi)發(fā)的正倒車(chē)回汽流量模型作為動(dòng)態(tài)計(jì)算邊界條件，動(dòng)態(tài)計(jì)算分析回汽制動(dòng)過(guò)程蒸汽流量變化對(duì)主蒸汽系統(tǒng)的影響。結(jié)果表明，在回汽制動(dòng)過(guò)程中，蒸汽分配箱、正車(chē)供汽管及倒車(chē)供汽管的最大壓降滿(mǎn)足主汽輪機(jī)操作規(guī)范要求。

主汽輪機(jī)；回汽制動(dòng)；主蒸汽系統(tǒng)

在特殊條件下為加速航行蒸汽動(dòng)力船舶制動(dòng)，蒸汽動(dòng)力船舶大多采用正倒車(chē)汽輪機(jī)回汽制動(dòng)的方式，即快速開(kāi)大倒車(chē)汽輪機(jī)進(jìn)汽閥且同步緩慢關(guān)小正車(chē)汽輪機(jī)的進(jìn)汽閥門(mén)，促使推進(jìn)的汽輪機(jī)緊急快速制動(dòng)[1]1-2。推進(jìn)汽輪機(jī)回汽制動(dòng)可以快速實(shí)現(xiàn)主汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速歸零，規(guī)避支撐軸承和推力軸承磨損燒瓦的風(fēng)險(xiǎn)，提高蒸汽動(dòng)力系統(tǒng)的安全性，但卻極大地影響了船舶蒸汽系統(tǒng)的穩(wěn)定性。在船舶蒸汽制動(dòng)過(guò)程中，為正車(chē)汽輪機(jī)輸送高溫高壓蒸汽的主蒸汽系統(tǒng)耗汽量緩慢減小，為倒車(chē)汽輪機(jī)輸送高溫高壓蒸汽的主蒸汽系統(tǒng)耗汽量快速增大，且由于增壓鍋爐系統(tǒng)的自身熱慣性而促使過(guò)熱蒸汽壓力快速升高[2-3]，故汽輪機(jī)回汽制動(dòng)的方法導(dǎo)致主蒸汽系統(tǒng)的蒸汽流量、工作壓力和溫度等關(guān)鍵性能參數(shù)交替擾動(dòng)，因此需研究船舶回汽制動(dòng)對(duì)主蒸汽系統(tǒng)運(yùn)行特性影響的規(guī)律。

目前國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)蒸汽動(dòng)力船舶回汽制動(dòng)過(guò)程做了大量研究，大多學(xué)者利用綜合數(shù)值仿真平臺(tái)，采用正、倒車(chē)汽輪機(jī)功率仿真模型，研究了船舶回汽制動(dòng)過(guò)程中正、倒車(chē)汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速和功率匹配關(guān)系，以及船體的滑行特性[4-7]。但鑒于船舶主汽輪機(jī)設(shè)計(jì)技術(shù)的封鎖，鮮有關(guān)于船舶回汽制動(dòng)對(duì)主蒸汽系統(tǒng)運(yùn)行特性影響研究的文獻(xiàn)報(bào)道。本文根據(jù)船舶蒸汽動(dòng)力系統(tǒng)設(shè)計(jì)理論，分析了船舶回汽制動(dòng)過(guò)程理論模型。采用CFD數(shù)值仿真方法計(jì)算了主機(jī)正車(chē)工況下主蒸汽系統(tǒng)管路速度場(chǎng)和壓力場(chǎng)的穩(wěn)態(tài)分布特性，模擬結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合較好，從而驗(yàn)證了數(shù)值計(jì)算模型的準(zhǔn)確性。建立回汽制動(dòng)過(guò)程中正倒車(chē)汽輪機(jī)的耗汽量模型，并通過(guò)CFD仿真計(jì)算，揭示回汽制動(dòng)過(guò)程對(duì)正車(chē)和倒車(chē)蒸汽系統(tǒng)流量、壓力、流速，以及湍動(dòng)能等關(guān)鍵性能參數(shù)的動(dòng)態(tài)影響規(guī)律。

1 回汽制動(dòng)機(jī)理

圖1所示為主汽輪機(jī)回汽制動(dòng)原理。主汽輪機(jī)制動(dòng)系統(tǒng)主要由正車(chē)汽輪機(jī)、倒車(chē)汽輪機(jī)、蒸汽分配箱、主蒸汽管路及減速器組成。在船舶正常航行工況，過(guò)熱蒸汽系統(tǒng)經(jīng)蒸汽分配箱后帶動(dòng)正車(chē)汽輪機(jī)或倒車(chē)汽輪機(jī)單獨(dú)運(yùn)行，再經(jīng)過(guò)減速器減速后，驅(qū)動(dòng)螺旋槳旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生推力，推動(dòng)船舶航行。在回汽制動(dòng)工況，逐步減小正車(chē)汽輪機(jī)的進(jìn)汽量，同時(shí)蒸汽分配箱將過(guò)熱蒸汽供向倒車(chē)汽輪機(jī)做功，以減速器為著力點(diǎn)，倒車(chē)汽輪機(jī)提供與正車(chē)汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速相反的作用力。隨著倒車(chē)汽輪機(jī)耗汽量增大且正車(chē)汽輪機(jī)耗汽量減少，正、倒車(chē)轉(zhuǎn)矩平衡，減速器轉(zhuǎn)速為零，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)船舶回汽制動(dòng)[1]2-3。

2 數(shù)學(xué)物理方程

根據(jù)船舶主蒸汽系統(tǒng)管路配置結(jié)構(gòu)，利用ICEM軟件開(kāi)展主蒸汽管路幾何模型搭建，然后基于CFX13流體計(jì)算軟件自帶的前處理和求解器模塊求解數(shù)學(xué)方程，主要包括連續(xù)性方程、N-S方程和能量方程。為匹配求解方程與參數(shù)的數(shù)量，湍流方程采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型[8]，最終完成主蒸汽系統(tǒng)計(jì)算域的物理建模、網(wǎng)格劃分、數(shù)值離散及迭代計(jì)算。

2.1 物理建模及網(wǎng)格劃分

圖2所示為船舶主蒸汽系統(tǒng)管路結(jié)構(gòu)。主蒸汽系統(tǒng)管路主要由1#、2#進(jìn)汽管路、蒸汽分配箱、正車(chē)汽輪機(jī)供汽管路及倒車(chē)汽輪機(jī)供汽管路組成。過(guò)熱蒸汽經(jīng)過(guò)1#、2#進(jìn)汽管流入蒸汽分配箱，再經(jīng)過(guò)蒸汽分配箱分別供給正、倒車(chē)汽輪機(jī)做功。主蒸汽管路幾何規(guī)格參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 主蒸汽管路幾何參數(shù) m

船舶主蒸汽系統(tǒng)管路網(wǎng)格模型見(jiàn)圖3。主蒸汽管路采用四面體網(wǎng)格和棱柱網(wǎng)格組合的劃分方式，管路近壁區(qū)域添加邊界層網(wǎng)格，提升近壁區(qū)域的網(wǎng)格聚集率和正交性，蒸汽分配箱的局部網(wǎng)格進(jìn)行加密處理，準(zhǔn)確模擬局部區(qū)域流場(chǎng)結(jié)構(gòu)。根據(jù)網(wǎng)格無(wú)關(guān)解計(jì)算，確定網(wǎng)格近壁尺寸y+為32～43，網(wǎng)格模型共包含450 000個(gè)網(wǎng)格子單元。

2.2 數(shù)學(xué)方程

連續(xù)性方程：

(1)

N-S方程：

(2)

(3)

(4)

能量方程：

(5)

式中：ui(i=1,2,3)為流速；ρ為密度；t為時(shí)間；p為壓力；F為體積力；cp為比定壓熱容；T為溫度；λ為導(dǎo)熱系數(shù)；φ為源項(xiàng)；μ為粘性系數(shù)。

2.3 邊界條件

抽取實(shí)際船舶主蒸汽系統(tǒng)運(yùn)行參數(shù)，利用CFX平臺(tái)的CCL函數(shù)模塊[9]，擬合并設(shè)置數(shù)值仿真的穩(wěn)、動(dòng)態(tài)邊界條件。正車(chē)穩(wěn)態(tài)工況下，1#、2#進(jìn)汽管路的進(jìn)口蒸汽壓力為5.7 MPa，進(jìn)口溫度為435 ℃，正車(chē)汽輪機(jī)供汽管出口流量為33 kg/s，倒車(chē)汽輪機(jī)供汽管出口流量為0。蒸汽物性參數(shù)利用IAPWS IF97數(shù)據(jù)庫(kù)[10]，壁面采用無(wú)滑移邊界條件。

3 正車(chē)工況主蒸汽穩(wěn)態(tài)特性計(jì)算驗(yàn)證

計(jì)算得到正車(chē)工況下主蒸汽系統(tǒng)管路壓力的變化，見(jiàn)圖4。由圖4可知，沿著主蒸汽管路的沿程流動(dòng)方向，工作蒸汽壓力快速降低。究其原因，主要是過(guò)熱蒸汽經(jīng)過(guò)2#過(guò)熱蒸汽管路和蒸汽分配箱向正車(chē)汽輪機(jī)供汽過(guò)程中，由于過(guò)熱蒸汽本身的粘滯性，以及蒸汽與管道內(nèi)壁之間的摩擦產(chǎn)生的摩擦阻力，另外，主蒸汽系統(tǒng)管路上有多個(gè)彎頭、變徑和局部突擴(kuò)部位，過(guò)熱蒸汽流經(jīng)這些管件時(shí)產(chǎn)生局部渦流而引起的局部阻力。因此在摩擦阻力和局部阻力的共同作用下，正車(chē)工況下主蒸汽系統(tǒng)管路內(nèi)過(guò)熱蒸汽壓力快速降低。從圖4中還可以發(fā)現(xiàn)，模擬仿真的過(guò)熱蒸汽壓力分布曲線(xiàn)與某試驗(yàn)測(cè)量數(shù)據(jù)基本吻合，進(jìn)而驗(yàn)證本文仿真模型和計(jì)算方法的準(zhǔn)確性與合理性。

計(jì)算得到正車(chē)工況下主蒸汽壓力變化見(jiàn)圖5。由圖5可知，正車(chē)供汽管路的壓降較大。主要是由于1#、2#進(jìn)汽流量匯流于蒸汽分配箱，并通過(guò)正車(chē)供汽管路全部進(jìn)入正車(chē)汽輪機(jī)，使正車(chē)供汽管路中蒸汽流量較大，導(dǎo)致流動(dòng)阻力增大，正車(chē)供汽管路壓力降低幅度較大。

正車(chē)工況下主蒸汽系統(tǒng)管路內(nèi)蒸汽流動(dòng)變化規(guī)律如圖6和圖7所示。在蒸汽分配箱與正車(chē)供汽管路接口的附近流域，大部分蒸汽壓力能轉(zhuǎn)換為動(dòng)能，引發(fā)蒸汽流動(dòng)速度較高。由于蒸汽分配箱的限流和整流作用，加強(qiáng)過(guò)熱蒸汽湍流微團(tuán)轉(zhuǎn)換，導(dǎo)致流場(chǎng)湍流脈動(dòng)紊亂，進(jìn)而增大過(guò)熱蒸汽的動(dòng)能損失耗散，易誘發(fā)主蒸汽管路的低頻脈動(dòng)。

4 正倒車(chē)回汽制動(dòng)特性分析

4.1 正倒車(chē)回汽流量特性分析

根據(jù)上述計(jì)算邊界條件，結(jié)合數(shù)學(xué)計(jì)算方程，進(jìn)行回汽制動(dòng)過(guò)程計(jì)算仿真分析。圖8給出了回汽制動(dòng)工況下蒸汽分配箱流量隨時(shí)間變化的曲線(xiàn)。由圖8可知，沿著回汽制動(dòng)時(shí)間的推移，蒸汽分配箱流量緩慢減小后急劇升高又快速下降。究其原因，主要是在前60 s制動(dòng)過(guò)程中，正車(chē)汽輪機(jī)耗汽量快速減小，同時(shí)倒車(chē)汽輪機(jī)供汽量緩慢增大，但正車(chē)汽輪機(jī)耗汽量下降速率大于倒車(chē)供汽量升高速率，故在正、倒車(chē)的聯(lián)合作用下，導(dǎo)致前60 s制動(dòng)過(guò)程中蒸汽分配箱流量緩慢減小。在60～70 s制動(dòng)時(shí)間內(nèi)，正車(chē)汽輪機(jī)耗汽量繼續(xù)降低，但倒車(chē)汽輪機(jī)供汽量急劇升高，倒車(chē)供汽量升高速率遠(yuǎn)大于正車(chē)汽輪機(jī)耗汽量下降速率，促使蒸汽分配箱流量急劇升高。在70～120 s完成回汽制動(dòng)時(shí)間內(nèi)，正車(chē)汽輪機(jī)耗汽量以相同的速率降低，但倒車(chē)汽輪機(jī)供汽量保持不變，導(dǎo)致蒸汽分配箱流量快速減小。

4.2 正車(chē)主蒸汽運(yùn)行參數(shù)特性分析

4.2.1 正車(chē)主蒸汽壓力場(chǎng)分析

圖9給出了回汽制動(dòng)工況下蒸汽分配箱內(nèi)蒸汽壓力隨時(shí)間變化的曲線(xiàn)。由圖9可知，隨著時(shí)間的推移，蒸汽分配箱內(nèi)蒸汽壓力快速升高后緩慢降低又逐漸升高。主要是由于在前60 s時(shí)間內(nèi)，蒸汽分配箱內(nèi)蒸汽流量不斷減少，在過(guò)熱蒸汽進(jìn)口壓力不變條件下，導(dǎo)致蒸汽分配箱內(nèi)蒸汽壓力快速升高。在60～70 s制動(dòng)時(shí)間內(nèi)，蒸汽分配箱內(nèi)蒸汽流量快速升高，導(dǎo)致蒸汽分配箱內(nèi)蒸汽壓力又降低。在70～120 s制動(dòng)時(shí)間內(nèi)，蒸汽分配箱內(nèi)蒸汽流量快速下降，導(dǎo)致蒸汽分配箱內(nèi)蒸汽壓力升高。從圖中還可以發(fā)現(xiàn)，在回汽制動(dòng)過(guò)程中，蒸汽分配箱內(nèi)蒸汽壓力變化最高幅值約為0.16 MPa，小于設(shè)備運(yùn)行要求的壓力波動(dòng)幅值0.5 MPa，因此滿(mǎn)足設(shè)備運(yùn)行要求。

4.2.2 正車(chē)主蒸汽流場(chǎng)分析

正車(chē)供汽管內(nèi)蒸汽流速隨時(shí)間變化曲線(xiàn)如圖12所示。從圖12可以發(fā)現(xiàn)，隨著回汽制動(dòng)時(shí)間的推移，由于正車(chē)供汽管內(nèi)蒸汽流量逐漸降低(見(jiàn)圖10)，蒸汽流速逐漸減小。在120 s回汽制動(dòng)時(shí)間內(nèi)，正車(chē)供汽流量快速降為零，使蒸汽流速?gòu)?5 m/s降低至0，蒸汽流速降低幅度較大，雖然峰值流速小于主蒸汽運(yùn)行時(shí)流速標(biāo)準(zhǔn)值(即80 m/s)，但較大的動(dòng)量變化極易促使流體對(duì)管路誘發(fā)較大的沖擊慣量，進(jìn)而導(dǎo)致高強(qiáng)度的流致振動(dòng)。

正車(chē)供汽管湍流動(dòng)能隨時(shí)間變化的曲線(xiàn)如圖13所示。由圖可知，隨著回汽制動(dòng)時(shí)間的推移，由于過(guò)熱蒸汽流速不斷降低，減緩了不同尺寸湍流微團(tuán)的動(dòng)量轉(zhuǎn)化，流場(chǎng)結(jié)構(gòu)和湍流脈動(dòng)愈加平穩(wěn)，導(dǎo)致蒸汽湍流動(dòng)能快速降低。

4.3 倒車(chē)主蒸汽運(yùn)行參數(shù)特性分析

4.3.1 倒車(chē)主蒸汽壓力場(chǎng)分析

如圖14和圖15所示，在0～60 s回汽制動(dòng)時(shí)間內(nèi)，倒車(chē)供汽流量逐漸升高，在蒸汽分配箱內(nèi)蒸汽壓力基本不變條件下，倒車(chē)出口蒸汽壓力緩慢降低。在60～70 s回汽制動(dòng)時(shí)間內(nèi)，為加速汽輪機(jī)的回汽制動(dòng)，倒車(chē)供汽流量急劇增大，導(dǎo)致倒車(chē)出口蒸汽壓力快速降低。在70～120 s回汽制動(dòng)時(shí)間內(nèi)，倒車(chē)供汽流量保持不變，由于蒸汽分配箱蒸汽壓力略有升高，促使倒車(chē)出口蒸汽壓力略微升高。從圖中還可以看出，在整個(gè)回汽制動(dòng)過(guò)程中，倒車(chē)供汽管最大蒸汽壓降約為0.16 MPa。

4.3.2 倒車(chē)主蒸汽流場(chǎng)分析

從圖16所示的倒車(chē)供汽管內(nèi)蒸汽流速隨時(shí)間變化曲線(xiàn)可知，在0～120 s回汽制動(dòng)時(shí)間內(nèi)，由于倒車(chē)供汽流量急劇增大，使倒車(chē)供汽管內(nèi)蒸汽流速?gòu)?快速升高至75 m/s左右，峰值流速小于設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)要求(設(shè)計(jì)值為80 m/s)，但由于倒車(chē)供汽管路蒸汽動(dòng)量增量較大，極易誘發(fā)倒車(chē)供汽管高強(qiáng)度振動(dòng)。

計(jì)算得到的倒車(chē)供汽管湍流動(dòng)能隨時(shí)間變化的情況見(jiàn)圖17。由圖17可知，隨著回汽制動(dòng)時(shí)間的推移，由于倒車(chē)供汽管路內(nèi)過(guò)熱蒸汽流速逐漸升高并保持不變，增加了不同尺寸湍流微團(tuán)的動(dòng)量轉(zhuǎn)化，湍流脈動(dòng)結(jié)構(gòu)更加紊亂，促使蒸汽湍流動(dòng)能快速增大并保持不變，易導(dǎo)致倒車(chē)供汽管路的低頻脈動(dòng)。

5 結(jié)論

根據(jù)船舶蒸汽動(dòng)力系統(tǒng)運(yùn)行機(jī)制，解析船舶回汽制動(dòng)過(guò)程，抽取主蒸汽系統(tǒng)的典型穩(wěn)態(tài)運(yùn)行參數(shù)，采用CFD數(shù)值仿真方法計(jì)算了正車(chē)工況下主蒸汽系統(tǒng)管路流場(chǎng)和壓力場(chǎng)的穩(wěn)態(tài)分布規(guī)律，計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)基本吻合。擬合并引入基于二次程序開(kāi)發(fā)的正倒車(chē)回汽流量模型作為動(dòng)態(tài)計(jì)算邊界條件，計(jì)算回汽制動(dòng)過(guò)程中主蒸汽系統(tǒng)運(yùn)行特性隨蒸汽流量變化的情況，揭示了回汽制動(dòng)對(duì)正車(chē)和倒車(chē)蒸汽系統(tǒng)流量、壓力、流速及湍動(dòng)能等關(guān)鍵性能參數(shù)的動(dòng)態(tài)影響規(guī)律，其主要結(jié)論為在回汽制動(dòng)過(guò)程中，供汽流量先緩慢減小再急劇升高又快速下降，蒸汽分配箱、正車(chē)供汽管及倒車(chē)供汽管的最大壓降依次約為0.16 MPa、0.4 MPa和0.16 MPa，滿(mǎn)足主汽輪機(jī)操作規(guī)范要求；正、倒車(chē)供汽管內(nèi)蒸汽流速均約為75 m/s，但正車(chē)供汽管內(nèi)蒸汽最大湍流動(dòng)能約達(dá)到32 J/kg，大于倒車(chē)供汽管蒸汽湍流動(dòng)能，流體更易對(duì)正車(chē)供汽管誘發(fā)高峰值的沖擊動(dòng)量，進(jìn)而導(dǎo)致正車(chē)主蒸汽系統(tǒng)管路發(fā)生高頻脈動(dòng)。

由于船舶回汽制動(dòng)過(guò)程極其復(fù)雜，影響回汽的系統(tǒng)參數(shù)較多，本文僅仿真計(jì)算了主蒸汽系統(tǒng)回汽制動(dòng)特性，后續(xù)將在某動(dòng)力系統(tǒng)試驗(yàn)中進(jìn)一步摸索不同工況下主汽輪機(jī)回汽制動(dòng)的控制策略及其對(duì)全系統(tǒng)特性的影響因素。

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(中國(guó)艦船研究設(shè)計(jì)中心，武漢 430064)

Study on Impacts of Ship Back-steam Braking on Operating Characteristics of the Main-steam System

YANG Yuan-long

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

The back-steam braking process was analyzed based on the operating experience for ship steam power system. The steady characteristics of velocity and pressure field for main-steam pipeline were calculated by use of CFD method. The back-steam mass-flow model for head and back steam turbine were drafted and introduced to be treated as the transient boundary conditions. The study on impacts of ship back-steam braking on main-steam system operating characteristic was carried out. The calculated results showed that the max pressure drop of steam shunting equipment, head and back steam turbine pipeline can satisfy the specification requirements of the main steam turbine operation.

main steam turbine; back-steam braking; main-steam system

10.3963/j.issn.1671-7953.2017.01.013

2016-05-29

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51309063)

楊元龍(1986—)，男，碩士，工程師研究方向:艦船蒸汽動(dòng)力系統(tǒng)設(shè)計(jì)及性能仿真

U664.5

A

1671-7953(2017)01-0053-06

修回日期：2016-06-17