汽輪機的高壓主汽調(diào)節(jié)閥組（簡稱高壓閥組）用于調(diào)節(jié)機組的進汽量，以滿足不同工況的需求，從而改變其功率或轉(zhuǎn)速。其工作原理是通過閥門通流面積的改變獲得不同的蒸汽流量，所以難以避免存在節(jié)流損失。在汽輪機熱力系統(tǒng)中，通常用總壓損失系數(shù)（ξ，閥組前后的壓降較閥前壓力的百分比）來表征閥組的節(jié)流損失。在發(fā)電廠運行中，為了保證機組效率，應當關注高壓閥組的節(jié)流損失，當發(fā)現(xiàn)總壓損失系數(shù)較大（ξ＞5%）時，應當設法加以降低。

    1 設備概況

    某600MW發(fā)電機組汽輪機的高壓閥組由2個主汽閥和4個調(diào)節(jié)汽閥組成，主蒸汽通過2根蒸汽管道由2個主汽閥送入調(diào)節(jié)汽閥，1個主汽閥帶2個調(diào)節(jié)汽閥。4個調(diào)節(jié)汽閥合用1個閥殼，其2個進汽口又分別與2個主汽閥出口焊接，使主汽閥殼體與調(diào)閥殼體連在一起。閥門由吊架支撐，布置在汽機運行層下方。

    根據(jù)高壓閥組壓損試驗結(jié)果，該高壓閥組總壓損失系數(shù)ξ在額定負荷3VWO（三閥全開）時高達7.79%（理想水平3%~5%）。高壓閥組壓損高問題已嚴重影響了機組的整體性能，必須對高壓閥組進行全面的技術改造，以降低壓損，提高機組性能。

    2 數(shù)值計算方法與建模

    由于高壓閥組內(nèi)腔結(jié)構(gòu)復雜，受研究手段限制，不易通過理論計算準確得到閥門流量特性。近年來，隨著CFD（計算流體動力學）和計算機技術的飛速發(fā)展，采用數(shù)值模擬手段研究其內(nèi)部的復雜流動成為可能。數(shù)值模擬手段不僅可以節(jié)約大量的人力和資金，更可以模擬和捕捉到調(diào)節(jié)閥真實工作狀況下內(nèi)部流場以及參數(shù)的變化和分布規(guī)律，進而改進其內(nèi)部流場結(jié)構(gòu)，降低流動損失，最終改善閥組的經(jīng)濟性。

    2.1 高壓閥組的數(shù)值計算方法

    計算采用三維雷諾平均守恒型Navier-Stokes方程，湍流模型選用標準k-ε，方程的離散采用二階差分格式。邊界條件按設計數(shù)據(jù)給定，進口邊界條件給定進口流量G₀和總汽溫T₀，出口邊界條件為靜壓P₁。壁面按絕熱處理，壁面附近粘性支層的處理采用標準壁面函數(shù)法。

    根據(jù)高壓閥組的結(jié)構(gòu)及其內(nèi)部的流動特性可以看出閥組內(nèi)部流動是典型的三維紊流。采用數(shù)值求解三維Navier-Stokes方程來模擬閥內(nèi)的內(nèi)部流動過程。

    高壓閥組內(nèi)部流動的控制方程可統(tǒng)一由式（1）描述：

        （1）

    式中：ρ為流體密度；為流體速度矢量；Φ為通用變量，可以代表速度u，υ，T以及k和ε等求解變量；Γ_φ為廣義擴散系數(shù)；S_φ為廣義源項。

    將上式對不同變量采用張量的形式展開，轉(zhuǎn)換為能量守恒方程，見式（2）：

        （2）

    式中：p是靜壓；τ_ij是應力張量；i，j為方向變量。

    湍流是一種高度復雜的非穩(wěn)態(tài)三維不規(guī)則運動，湍流中流體的各種物理參數(shù)，如速度、溫度、壓力等都是隨時間和空間發(fā)生隨機變化。湍流流動與換熱的數(shù)值計算，是目前計算流體力學和計算傳熱學中困難最多的部分，因而其研究也是最為活躍的領域之一。目前比較成熟的有k-ε模型，但標準的k-ε模型適用于計算高雷諾數(shù)湍流流動，根據(jù)高壓閥組內(nèi)部汽流流動條件，選用標準k-ε模型。由壁面向外分為粘性底層區(qū)、過渡區(qū)，使用壁面函數(shù)法進行處理。

    2.2 高壓閥組數(shù)值計算和邊界條件的確定

    在數(shù)值分析過程中，運用ProENGINEER對高壓閥組進行全尺寸、三維幾何建模。因閥組結(jié)構(gòu)復雜，根據(jù)流態(tài)變化的快慢和流道曲率變化的網(wǎng)格函數(shù)對閥組進行非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分。高壓閥組的網(wǎng)格單元數(shù)因升程的不同也有所差異，一般為300萬個左右。

    把高壓閥組的進口設為流量邊界條件，出口為壓力邊界條件。需要說明的是，由于各閥門出口靜壓無法準確地分別給出，把閥門出口壓力假設為同一出口壓力，相當于把閥門出口看成一個很大的腔室，調(diào)節(jié)閥各出口管道的汽流進入腔室中最終達到壓力平衡。這雖然與閥門的實際工作情況有一定的差異，但作為對比不同閥門的壓損系數(shù)和流量特性的優(yōu)劣，這種方法是合理的。

    在計算中先按常規(guī)閥門的壓損假定一個出口靜壓，當計算收斂后可得到進口總壓和靜壓等參數(shù)。計算得到的進口總壓和靜壓與實際運行參數(shù)相差較大時，重新輸入1個出口靜壓，并進行計算，直到計算出的進口總壓和靜壓與實際運行參數(shù)相差較小時，該工況的計算完成。

    計算中采用實際過熱蒸汽作為工質(zhì)，使計算結(jié)果更接近真實情況。邊界參數(shù)選用機組三閥點、額定參數(shù)，詳見表1。

表1 汽輪機進口蒸汽邊界參數(shù)

    3 原高壓閥組的數(shù)值計算及結(jié)果分析

    通過CFD數(shù)值計算及結(jié)果分析，得到了高壓閥組總壓損失系數(shù)和流場分布，計算得出的總壓損失系數(shù)為7.70%，與試驗數(shù)據(jù)7.79%具有良好一致性，也反證了數(shù)學模型的正確性。同時對閥組的流場特性有了更深刻的認識，為高壓主汽閥組的選型和閥門的結(jié)構(gòu)、流場優(yōu)化提供依據(jù)。速度流線及調(diào)節(jié)汽閥截面速度、總壓分布情況如圖1-3所示，圖中濃淡分布表示不同的數(shù)值大小，可參照縱坐標。

    從圖1-3可以看出，高壓主汽閥與高壓調(diào)節(jié)閥之間的連通管中主流區(qū)的速度約90m/s，高壓調(diào)節(jié)汽閥出口管段主流區(qū)的流速約160m/s，高壓調(diào)節(jié)汽閥出口管段呈現(xiàn)了明顯的螺旋渦流動狀態(tài)，在管段的中心部分流速較低，部分調(diào)節(jié)汽閥出口管段中形成了“空洞”，使有效的通流面積變小，總壓較低的位置集中在中心部位，這說明汽流流經(jīng)高壓調(diào)節(jié)汽閥后在閥碟中心部位的壓力損失最大，脫流比較嚴重，此區(qū)域的壓力損失較大。

圖1 速度流線分布

圖2 調(diào)節(jié)汽閥某截面速度矢量分布

圖3 調(diào)節(jié)汽閥某截面總壓分布

    在出口管段形成“空洞”的主要原因是高壓閥組的設計不合理，調(diào)節(jié)汽閥閥碟與閥座采用錐形閥而非同類型閥組使用的球形閥，而且閥芯為平底，調(diào)節(jié)汽閥芯與閥座所組成的通流面積比閥座的喉部面積要小很多，比值約為0.65。流場的最小面積不在喉部，且調(diào)節(jié)汽閥進口管處的過渡圓弧型線設計不合理，沒有起到充分的導流作用，再加上閥座喉部后部無擴散段，引起了高壓調(diào)節(jié)汽閥內(nèi)部蒸汽流量異?；靵y，高速汽流產(chǎn)生的強大渦流造成大量的能量耗散，導致總壓損失系數(shù)較大。

    4 新高壓閥組的設計及應用

    由于原高壓閥組設計存在較多不合理之處，僅更換閥內(nèi)件可能會有效果，但要達到壓損系數(shù)3%左右的國內(nèi)先進水平還是有很大困難；其次，在原閥組閥殼不變的基礎上進行改良，現(xiàn)場工作量較大，施工難度較大，而且費用較高。綜合考慮后，選擇將高壓閥組整體更換。

    4.1 新高壓閥組的設計

    新高壓閥組在設計中使用與原高壓閥組流場分析相同等級的數(shù)學模型及同樣的計算方法，加上進出口管道接口的邊界條件，根據(jù)原高壓閥組數(shù)值計算及分析結(jié)果，有的放矢地進行優(yōu)化設計，主要改進措施如下：

    （1）將高壓調(diào)節(jié)汽閥閥芯由錐型改為球型；

    （2）優(yōu)化調(diào)節(jié)汽閥進口圓弧段；

    （3）增加高壓調(diào)節(jié)汽閥出口管擴散段；

    （4）由于機組改造增容的要求，適當擴大了閥座喉部通徑，進一步降低了蒸汽流速。

    新設計的高壓閥組Y693VWO時的總壓損系數(shù)計算值為3.56%，流場分析如圖4-6所示。

圖4 Y69閥組速度流線分布

    從圖中可以看出高壓主汽閥與高壓調(diào)節(jié)汽閥之間的連通管主流區(qū)的速度約為45m/s，而高壓調(diào)節(jié)汽閥出口管段主流區(qū)的流速約為125m/s，汽流在高壓調(diào)節(jié)汽閥中的流動比較均勻。說明高壓調(diào)節(jié)汽閥進口段過渡圓弧型線設計合理，有較好的導流作用。汽流在高壓調(diào)節(jié)汽閥出口管段中流動比較均勻，沒有螺旋渦存在，所以汽流的能量耗散也較小。由圖6可以看到，從高壓調(diào)節(jié)汽閥的進口到出口，總壓變化較小，調(diào)節(jié)汽閥出口管段總壓分布比較均勻，出口管段中心區(qū)域沒有類似原閥組的“空洞”存在，所以整個閥組的總壓損失系數(shù)也較低。

圖5 Y69閥組調(diào)節(jié)汽閥某截面速度矢量分布

圖6 Y69閥組調(diào)節(jié)汽閥某截面總壓分布

    4.2 高壓閥組改造前后的壓損對比

    在該機組大修中進行了高壓閥組的改造，使用了新設計的Y69型高壓閥組。改造后對高壓閥組進行了壓損試驗，從試驗結(jié)果看，在各工況下總壓損系數(shù)都在3%~3.5%，壓損比改造前大幅下降，保證了較好的經(jīng)濟性，見表2。

表2 改造前后高壓閥組總壓損失系數(shù)對比

    5 結(jié)語

    采用CFD數(shù)值模擬手段，對總壓損失系數(shù)過大的某600MW機組高壓主汽閥、調(diào)節(jié)汽閥進行流場分析，并對高壓閥組進行了改型，最終達到了預期的目的。

    隨著計算機水平以及CFD技術的不斷發(fā)展完善，利用數(shù)值模擬方法對工程問題進行分析已成為趨勢。通過CFD數(shù)值模擬與現(xiàn)場經(jīng)驗相結(jié)合，為解決汽輪發(fā)電機組高壓閥組總壓損失系數(shù)較大問題，提供了一種新的分析思路。

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