200MW 超高壓汽輪機高壓主汽調節閥內部流場數值模擬分析

孫秀君

（北京龍威發電技術有限公司，北京100080）

1 概述

汽輪機高壓主汽調節閥是汽輪機最重要的控制、調節和安全保護設備，負責汽輪機組高溫高壓主蒸汽進汽參數的聯通、截止、調節、穩定性控制，以及實現快速關閉，為防止超速提供雙重安全保護等多項功能。高壓主汽調節閥對于維持汽輪機組長期、連續、安全運行發電，以及保證供電質量等方面，均發揮著至關重要的作用。高壓主汽調節閥是與汽輪機進行配套、協調設計的非標準專用設備，具有自身的設計特點和技術要求，其總體結構設計、氣動熱力學造型、零部件材料選擇、零部件設計等一系列研發設計過程，均需要進行反復修改、完善、匹配和優化組合。

高壓主汽調節閥其功能在于通過改變調節閥的進汽面積來調整進入汽輪機的蒸汽流量，進而控制汽輪機的出力，以適應不同的工況需要。閥門內部結構及汽流流動復雜，蒸汽通過高壓主汽調節閥會產生一定的流動損失，直接影響汽輪機的效率和出力。計算顯示，對于亞臨界參數以上機組高壓主汽調節閥壓損每上升1%，高壓缸效率下降0.4%[1]，因此通過改進閥門的結構及流動特性來減小其壓損，對提高汽輪機效率及安全性具有重要意義。

研究汽輪機高壓主汽調節閥中的流動特性和節流損失通常有兩種方法：試驗和數值模擬。受場地和經費的限制，試驗研究在實際應用中受到制約。隨著計算流體力學（CFD）和計算機計算能力的提升，采用數值模擬對閥門內部復雜流場進行數值模擬，得到閥門內部詳細流場的詳細信息，閥門設計人員通過改變計算模型，來改善閥門流場分布，降低流動損失，來確定閥門結構型式。所以數值模擬在閥門的研究設計中有著越來越廣泛的應用[2-4]。

本文針對某電廠200MW 超高壓汽輪機高壓主汽調節閥原型及其改進方案進行數值模擬分析，通過分析閥門內部流場特性和總體性能，給出了沿流程方向的壓力損失，為閥門優化設計、降低壓損提出了一些參考意見。

2 計算方案

2.1 幾何模型

某電廠200MW 超高壓汽輪機高壓主汽調節閥結構形式為1 個主汽閥帶2 個調節閥的一體結構。

原型閥門的主要尺寸：主汽閥喉部直徑為φ196mm，升程為70mm；2 個調節閥喉部直徑為φ141mm，升程為33mm。

主要尺寸改進方案一：主汽閥同原型，調節閥閥座降低120mm，調節閥碟隨之下降100mm，調節閥升程增大到53mm，主汽閥和調節閥閥碟型線不變。

主要尺寸改進方案二：主汽閥喉部直徑增大為φ252mm，升程為增加為110mm。調節閥改進與方案一相同。主汽閥和調節閥閥碟型線不變。

新設計方案主要尺寸：喉部直徑為φ252mm，升程為110mm；調節閥喉部直徑為φ130mm，升程為46mm，優化主汽閥和調節閥閥碟型線。

2.2 計算模型

200MW 超高壓主汽調節閥由閥座、閥體、閥碟等主要結構組成，基于所研究的主汽調節閥結構的對稱性，考慮計算模擬對計算機的內存及速度的要求，對模型進行了適當簡化，只取一半進行計算。根據蒸汽流動特性和流道變化對計算網格劃分要求，計算域使用非結構化網格，為了保證數值計算精度，并控制計算量，采用了非均勻網格進行劃分，在喉部進行加密。網格劃分示意圖如圖1 所示。

圖1 網格劃分示意圖

2.3 邊界條件與離散方法

進出口及壁面邊界條件給定如下：進口設定為質量流量進口，湍流度3%，水力直徑同主汽閥進汽口直徑；出口設定為壓力出口，湍流度3%，水力直徑同調節閥出口直徑；壁面：無滑移。

計算求解三維雷諾平均的N-S 方程，湍流模型采用k-epsilon realizable model，計算中使用的離散方法為simple 算法，二階迎風格式。

3 計算結果及分析

3.1 性能評價指標

衡量閥門的損失大小有兩種表示方法，一種稱為總壓損失系數，表示損失的總壓值占進口總壓的百分數，用ξ 表示，定義如下：

式中：Pt0- 進口總壓，Pt- 任意截面處總壓。

另一種稱為阻力系數，表示損失的總壓值占進口動能的比例，其實質為相對損失系數，表達了某種通流部件造成流動損失的能力。阻力系數用ζ 表示，定義如下：

在本文中主要針對總壓損失系數沿閥門流程方向的分布來評價閥門的性能。

3.2 結果分析

（1）從原型、改進方案一和改進方案二的總壓分布圖（圖2～圖4）可以看出，總壓在主汽閥以及調節閥的對稱面上并不是對稱分布的，其分布不規則，壓力不均勻造成大渦流，導致總壓損失系數較大；從新設計的閥門總壓分布圖（圖5）可以出，其總壓沿流程的分布在對稱面上基本上對稱分布，在主汽閥和調節閥的喉部表現的更為明顯，蒸汽流動更為平穩，有效減少渦動現象產生，降低能量消耗，減小總壓損失系數。

圖2 原型的總壓分布

（2）從速度矢量圖（圖6～圖9）可以看出，原型改進方案一和改進方案二的汽流在主汽閥喉部以及調節閥喉部都有很大程度的偏移，這樣將會造成閥門的受力不均，影響其穩定性；新設計的閥門有效地改善了這一點，無論是在整個通流范圍還是主汽閥和調節閥的喉部都有比較合理的流動。

（3）從計算得到的數值結果（表1）可以看出，原型的總壓損失系數已經高達8.194%，改進方案一和方案二都能一定程度地降低總壓損失。方案一在主汽閥結構不變的基礎上降低了調節閥座的高度，并加大了調節閥的行程，能夠在一定程度上降低總壓損失。方案二在方案一的基礎上擴大了主汽閥喉部尺寸，增加升程，其改善效果比方案一更有效，說明高壓主汽調節閥總壓損失與主汽閥結構和調節閥結構有著直接的關系，二者是互相關聯、互相影響的，結合兩者特點對閥門進行綜合改進，效果更明顯。

圖3 改進方案一的總壓分布

圖4 改進方案二的總壓分布

圖5 新設計方案的總壓分布

圖6 原型的速度示意圖

圖7 改進方案一的速度示意圖

圖8 改進方案二的速度示意圖

圖9 新設計方案的速度示意圖

表1 數值計算結果匯總

（4）從各個方案總壓損失沿流程變化的曲線圖（圖10）可以看出，各個方案中，調節閥后喉口的壓損都比主汽閥喉口的壓損大很多，說明調節閥結構和閥碟型線的設計是影響高壓整個閥門壓損的主要方面。原型調節閥喉部壓損比主汽閥喉部壓損大很多，主要是因為調節閥結構、行程和閥碟型線設計不理想造成的。

圖10 總壓損失系數沿流程的分布圖

流程中各數字的含義如下：1- 主汽閥進口；2- 主汽閥喉口；3- 主汽閥擴散段出口；4- 主汽閥調節閥連通管出口；5- 調節閥喉口；6- 調節閥擴散段出口；7- 調節閥出口；8- 出口質量加權平均的總壓損失值。

（5）全新設計的閥門，對閥門喉部型線進行重新設計，從計算結果可以看出，其壓損在幾種方案中是最小的，與原型相比較，調節閥出口質量平均總壓損失從8.194%降低為1.934%，壓力損失僅為原型的23.6%，改善效果非常明顯。

4 結論

（1）某電廠200MW 汽輪機高壓主汽調節閥原型結構的總壓損失達8.194%，僅單獨改進主汽閥或調節閥結構雖然能夠在一定程度上降低總壓損失，但是效果并不是最佳狀態。，若將主汽閥和調節閥的結構及型線根據閥內蒸汽流動特性都做相應改進，降低總壓損失綜合的效果更為明顯，但是閥門型線的優化改進將對原閥門產品的結構尺寸有比較大的改動，無法在原有產品上實施；只能用新設計閥門替換原有閥門。全新設計的閥門結構先進合理，總壓損失很小，比單純對原有閥門只進行少量改動效果更為明顯，更為可取，有望成為代替原型設計的新一代閥門產品。

（2）汽輪機高壓主汽調節閥優化設計的主要目標是使其在正常運行狀態下保持較低的壓力損失。對于調節閥的設計要求是在全開工況下損失最小，而在低工況運行時則要求良好的調速性能和抗振動性能。本文通過對200MW 超高壓汽輪機高壓主汽調節閥不同方案進行比較，得出閥門的氣動性、調速性能及抗振動性能均跟閥門的型腔及閥碟型線有著直接的關系，通過對閥門結構及型線設計改進來合理改善閥門內部流動性能，降低閥門損失是閥門設計者應重點關注的。