新型錐形式旋葉汽水分離器熱態試驗與數值研究

徐德輝，顧漢洋，劉 莉，黃 超

(上海交通大學 核科學與工程學院，上海 200240)

旋葉汽水(本文汽水指水蒸氣)分離器作為壓水堆蒸汽發生器中的初級分離器，用于除去來自U型傳熱管束汽水混合物中的大部分液滴，保證向二級干燥器提供合適的入口條件，最終確保高品質蒸汽進入汽輪機做功.在研制旋葉汽水分離器的過程中，國內外學者以分離效率以及壓降為評價指標，開展了大量冷態選型和熱態驗證試驗[1-2].丁訓慎等[3]研究了旋葉結構、出氣筒口徑比、疏水槽等參數對分離器性能的影響.Liu等[4]開展了旋葉分離器模化試驗研究，獲得了分離效率隨流動工況的變化規律，發現了分離效率受入口流型的影響顯著.Liu等[5]在幾何相似、工作壓力相似、入口汽液表觀速度相等的條件下，確定了不同工況之間分離效率的定量關系，并發現分離器結構尺寸越大，其汽液分離效率越小.Xiong等[6]和李亞洲等[7]通過冷態試驗研究了汽液流量、切向疏水槽、擋水環以及上升筒高度對旋葉分離器分離效率和壓降的影響.隨著計算機技術的飛速發展，近年來數值計算被廣泛地應用于汽水分離器工作性能的研究中.Kataoka等[8]和He等[9]采用單流體模型和雙流體模型分別對旋葉分離器的汽水分離過程進行了模擬計算，發現雙流體模型能夠更好地預測旋葉分離器的壓降和內筒壁面的液膜厚度.趙富龍等[10]針對A1000旋葉分離器三維模型，建立了液滴運動相變模型，研究了液滴相變特性對分離效率的影響.楊雪龍等[11]、Liu等[12]和吳航宇等[13]利用Euler-Euler雙流體模型研究了粒徑對分離器分離效率和壓降的影響.

目前，雖然國內外學者針對旋葉汽水分離器開展了大量的試驗研究和數值模擬研究，但是試驗研究主要集中于冷態模化研究，無法獲得實際運行條件下原型分離器的工作性能.數值模擬方面，由于缺乏熱態試驗數據的支持，計算結果通常無法獲得有效的驗證.因此，所建立的數值計算模型難以直接外推工程原型設計.本文針對一種新型錐形式旋葉汽水分離器開展了全尺寸的蒸汽-水熱態試驗研究，同時通過數值計算獲得了分離器內部汽液兩相流動分離的流場細節，包括速度場、壓力場和液相體積分數等的分布規律.

1 旋葉分離器熱態試驗及數值計算方法

1.1 旋葉分離器幾何結構

如圖1(a)所示，所采用的旋葉分離器幾何結構主要由下筒體、旋葉組件、錐形分離筒、擋水器、擴散器和外筒體組成,試驗過程中在旋葉入口、旋葉出口、擴散器出口分別設置了取壓點，測量旋葉前后壓降Δp1和擴散器壓降Δp2.汽水混合物通過下筒體入口進入分離器，流經旋葉后由軸向運動轉變為螺旋運動.在離心力的作用下，密度較大的液滴被分離至錐形分離筒壁面形成液膜并沿壁面向下游流動.錐形分離筒上布置大量疏水孔，被分離的液膜經疏水孔流出并進入分離筒和外筒體之間的下降通道，大部分液相會在重力的作用下從底部疏水孔排出，而小部分的液相則被進入下降通道的蒸汽攜帶繼續向上運動，從外筒頂部出口排出.分離筒中未經疏水孔排出的液相在筒內蒸汽的作用下繼續向上運動，依次通過擋水器和擴散器，進一步分離后進入下一級重力分離區.錐形分離筒頂端疏水孔的布置方式如圖1(b)所示，其中：d為疏水孔直徑；l為孔間距；θ為兩孔之間的夾角.

1.2 熱態試驗系統

如圖2所示，熱態試驗回路由水支路、蒸汽支路和高壓補水支路組成.回路運行壓力為6.0 MPa，溫度為275 ℃，最大飽和蒸汽流量為160 t/h，最大飽和水流量為500 t/h.試驗前，向試驗本體壓力容器底部注入大量去離子水，通過布置在容器底部的電加熱棒加熱產生大量飽和蒸汽作為試驗的蒸汽源.整個回路為閉式回路，試驗過程中飽和水和飽和蒸汽分別通過循環主泵和蒸汽壓縮機驅動循環，汽液兩相經過壓力容器底部的汽水混合器混合均勻后依次通過旋葉汽水分離器、重力分離空間和波形板分離器.其中，99%以上的液相會被分離重新回到水回路，蒸汽和未被分離的液相從壓力容器頂部的蒸汽管道排出，經外置干燥器干燥之后回到蒸汽回路繼續循環.試驗過程中若壓力容器底部水位過低，則通過高壓補水支路進行補水.

圖2 試驗裝置系統圖

蒸汽發生器出口濕度一般低于0.25%，忽略壓力容器出口蒸汽攜帶的水分，旋葉分離效率η按照下式計算：

(1)

1.3 數值計算模型及方法

采用計算流體軟件STAR-CCM+對旋葉分離器開展數值模擬研究，幾何模型如圖3所示.其中：D為分離器下筒體直徑；距離分離器底部入口1.0D、4.4D和5.8D的軸向位置分別為1級排水口、2級排水口和出口.1級排水口為疏水孔分離水經下降通道的排出口，2級排水口為擴散器和重力空間分離水的排出口.分離器入口邊界條件為速度入口，頂部出口邊界條件為分散流出口，1級排水口和1級排水口邊界條件均為液相透過的壁面.

圖3 旋葉分離器數值模型

數值計算模型采用Euler-Euler雙流體模型，其中，汽相為連續相，液相為離散相.湍流模型采用Realizablek-ε模型，相間作用力僅考慮拖曳力、升力和虛擬質量力.假設汽液兩相在旋葉分離器中的流動為穩態過程，液滴粒徑為均一粒徑，忽略液滴粒徑的變化.基本控制方程組如下.

(1)連續性方程為

(2)

(2)動量方程為

(3)

(3)相間動量傳遞方程為

F=Fd+FL+Fvm

(4)

式中：Fd、FL和Fvm分別為相間拖曳力、升力和虛擬質量力.

相間拖曳力Fd可通過下式計算獲得：

Fd=c12,d(v1-v2)

(5)

(6)

式中：c12,d為相間曳力系數；dp為離散相顆粒直徑；CD為曳力系數.

升力FL可通過下式計算：

FL,1=-FL,2=

(7)

式中；CL=0.5為升力系數.

虛擬質量力Fvm可通過下式計算：

(8)

式中：Cvm=0.5為虛擬質量力系數.

(4)Realizablek-ε模型輸運方程為

Gk+Gb-ρ(ε-ε0)-γM+Sk

(9)

(10)

(11)

針對錐形式旋葉汽水分離器模型建立非結構化網格結構，對流動結構較為復雜的分離筒、旋葉、疏水孔等區域進行局部加密處理.網格無關性驗證結果如圖4所示，其中N為網格數量.當N>1.1×107后，分離效率變化在0.1%以內，綜合考慮計算機資源和時間成本，最終選擇N≈1.1×107的模型進行計算.

圖4 網格無關性驗證

2 結果分析

2.1 試驗結果分析

在壓力為6 MPa、溫度為275 ℃的試驗工況下，系統地研究飽和水入口的表觀速度jl=0.30 m/s，飽和蒸汽入口表觀速度jg=2.19～12.93 m/s條件下，蒸汽表觀速度對旋葉分離器分離效率及壓降的影響.試驗工況如表1所示.

表1 試驗工況

試驗結果如圖5所示.旋葉分離效率隨著蒸汽表觀速度的增大呈先減小后增大的變化趨勢，但在低蒸汽表觀速度區變化不敏感.這是因為低蒸汽表觀速度條件下，汽水混合物中液相體積分數較高，蒸汽中的大粒徑液滴(液塊)極易在離心力的作用下被分離至分離筒壁面形成穩定的液膜，有利于液相的分離.隨著蒸汽表觀速度的增大，汽水混合物中液相體積分數降低，液滴相互碰撞聚集的概率減小，同時蒸汽中攜帶的液滴平均粒徑會減小，且高速蒸汽會破壞壁面形成的液膜造成二次夾帶，從而導致分離效率降低.隨著蒸汽表觀速度的持續增大，大量的蒸汽從分離筒上的疏水孔流出，其攜帶的液滴也會隨著蒸汽一同進入下降通道中.此時，蒸汽向上運動從外筒出口排出，而液滴則在重力作用下沿著下降通道從底部疏水孔排出，從而使得分離效率增加.旋葉前后的壓降為0.3～12 kPa，擴散器前后的壓降為 10～53 kPa，且均隨著蒸汽表觀速度的增大而顯著增大.

圖5 旋葉分離器工作性能與飽和蒸汽表觀速度的關系

2.2 數值計算結果分析

針對表1中的試驗工況7開展旋葉分離器數值模擬計算，通過研究液滴粒徑對分離器分離效率和壓降的影響，建立適用于旋葉分離器的熱態數值計算模型，同時給出分離器內部的流場細節.入口飽和蒸汽和飽和水的速度采用混合表觀速度，同時指定各相體積分數大小.汽水混合物入口邊界條件及物性參數如表2所示，其中：j為入口表觀速度；φ為體積分數.

表2 汽液兩相入口邊界條件

2.2.1粒徑的影響 針對試驗工況7，分別計算了液滴粒徑為30～60 μm條件下旋葉分離器的分離效率和壓降，結果如圖6所示.由圖6可知，旋葉分離效率對液滴粒徑的變化十分敏感，隨著粒徑的增大而增大.這是因為蒸汽中攜帶的液滴粒徑越大，液滴受到的離心力越大，因此越容易被分離.旋葉前后壓降隨著粒徑的增大而增大.這是因為液滴粒徑較小時，蒸汽中的液滴跟隨性較好，旋葉通道內兩相湍流度較小，旋葉前后壓降損失以摩擦損失為主.隨著液滴粒徑的增大，液滴極易在旋葉離心力的作用下被分離至管壁并形成液膜.此時，旋葉通道內兩相湍流度增大，導致流體的渦流損失和動能損失相應增大，因此旋葉前后壓降隨之增大.擴散器壓降隨著粒徑的增大而減小.隨著液滴粒徑的增大，疏水孔的分離效率增加，分離筒內的液相質量分數越來越低，汽液兩相混合物的混合密度也隨之降低，從而導致擴散器壓降減小.

圖6 旋葉分離器工作性能與液滴粒徑的關系

當dp=45 μm時，分離效率與壓降計算結果與試驗結果吻合得較好，對比結果如表3所示.因此，所構建的數值計算模型能夠較好地模擬旋葉分離器熱態工作性能，下文將給出旋葉分離器內部流場分布的計算結果.

表3 試驗與數值計算結果對比(dp=45 μm)

2.2.2壓力場 不同軸向位置汽相靜壓沿分離筒徑向的分布曲線如圖7所示.其中：z為軸向高度；r為徑向距離.由圖7可知，汽相靜壓沿徑向呈軸對稱分布，在旋流的作用下，分離筒中心形成了明顯的低壓區，軸心處壓力最低.從軸心到兩側壁面，靜壓隨著徑向距離的增大而增大，在近壁面處升至最高.

圖7 不同軸向位置汽相靜壓沿徑向的分布曲線

流道中心氣相靜壓沿分離筒軸向的分布曲線如圖8所示.由圖8可知，旋葉分離器中流體的靜壓損失主要集中在旋葉、擋水器和擴散器區域，損失的壓力中一部分作為旋葉、擋水器和擴散器的局部壓降，另一部分則轉化為流體的動能.在旋葉出口至擋水器區域，靜壓變化較小，呈先減小后增大的趨勢.兩相流體流經旋葉之后進入錐形分離筒，流通面積縮小，流體的靜壓大部分轉化為流體的動能.兩相流體沿著分離筒繼續向上流動，流經疏水孔區域時，大量的蒸汽和分離水從疏水孔流入下降通道，流道中心流體的速度迅速降低，使得該區域的靜壓上升.

圖8 流道中心汽相靜壓沿軸向的分布曲線

2.2.3速度場 汽相總速度vT的分布云圖如圖9所示.由圖9可知，在旋葉的作用下，汽相流動從軸向運動轉為螺旋運動.由于旋葉區域流道面積的減小，汽相速度增大，在旋葉的出口處達到峰值.旋葉出口之后流道面積突擴，汽流在中心圓柱之后迅速膨脹，在旋流的作用下大部分汽流都聚集在壁面附近，分離筒直筒段內形成中空低速尾流區，一直持續到錐筒段入口.汽流進入錐筒段之后，流道面積突縮，汽流向分離筒中心聚集，流道中心的汽流速度增大，中空低速區的效應減弱.隨著汽流繼續向上運動，大量的蒸汽從分離筒上的疏水孔流出，分離筒內的蒸汽越來越少，流道中心的汽流速度也隨之減小.當分離筒內蒸汽量減少到一定程度時，流道中心又形成了明顯的中空低速區，并且低速區不斷增大，一直持續到分離筒出口.

圖9 汽相總速度分布云圖

流道中心汽相總速度沿軸向的分布曲線如圖10所示.由圖10可知，流道中心汽相速度通過旋葉之后迅速下降，然后在無疏水孔的錐筒段不斷上升，在疏水孔入口處達到峰值.之后，隨著分離筒內蒸汽的不斷減少，汽相速度不斷降低.最后，在擋水器和擴散器附近由于流道形狀比較復雜，汽相速度波動劇烈.

圖10 流道中心汽相總速度沿軸向分布的曲線

2.2.4液相體積分數 中心截面的液相體積分數φl的分布如圖11所示.由圖11可知，分離器入口處為均勻的汽水混合物，流經旋葉之后，流動從一維的軸向運動轉變為三維的螺旋運動.汽液兩相因密度差所受到的離心力大小不同，密度大的液相被分離至筒壁形成液膜，汽相則集中在分離筒中心，形成螺旋上升的氣芯.在中心螺旋汽流的拖動作用下，液膜沿筒壁向上運動，經疏水孔流出進入下降通道，最終在重力的作用下大部分液相從底部疏水孔排出，剩余液相隨蒸汽一起從外筒頂部出口排出.從圖11中還可以看出，液相會在下降通道內形成穩定的液封，阻止蒸汽從底部疏水孔流出.

3 結論

通過對一種新型錐形式旋葉汽水分離器開展全尺寸熱態試驗和數值模擬研究，得到以下結論：

(1)旋葉分離效率隨著蒸汽表觀速度的增大呈先減小后增大的趨勢，但在低蒸汽表觀速度區變化不敏感.旋葉前后壓降和擴散器壓降受蒸汽表觀速度的影響顯著，均隨著蒸汽表觀速度的增大而增大.

(2)液滴粒徑對旋葉分離效率的影響顯著，粒徑越大，分離效率越高.粒徑對壓降的影響相對較小，旋葉前后壓降隨著粒徑的增大而增大，擴散器壓降隨著粒徑的增大而減小.經過與試驗結果進行對比，發現jl=0.3 m/s，jg=12.93 m/s工況下，液滴均一粒徑為45 μm的數值計算結果與試驗結果吻合得較好.

(3)旋葉汽水分離器的壓降主要集中在旋葉、擋水器和擴散器區域，旋葉出口至擋水器區域沿軸向的壓力變化不大，但是受錐形筒的突縮結構以及疏水孔影響，呈先減小后增大的趨勢.

(4)汽液混合物流經旋葉之后，蒸汽速度在旋葉出口處達到峰值，中心圓柱后方區域會形成一個中空的低速區.流體進入錐筒段后，隨著流通面積的突縮，蒸汽速度會增大，中空低速區效應減弱.進入疏水孔區域后，大量蒸汽流失，流道中心低速區又變得明顯，并且不斷擴大，直至分離筒出口.

(5)在高速旋流的作用下，液滴會被分離至分離筒壁形成液膜，經疏水孔進入下降通道，大部分液相在重力的作用下從底部疏水孔排出，而少量液相會在蒸汽的作用下在外筒壁形成液膜，隨著蒸汽向上運動，最終從外筒出口進入重力分離空間.