淺析導流板與蝶閥對中低壓連通管內流場的影響

馮國強 丁 雨

（北京全四維動力科技有限公司，北京100085）

0 引言

具有發電和供熱功能的大型熱電聯供汽輪機組目前得到了越來越廣泛的應用。供熱抽汽調節可分為外部調節和內部調節，外部調節手段一般是從汽輪機各抽汽口或管道上引出蒸汽，通過外部加裝減溫減壓裝置等調節設備，滿足抽汽要求。此種方式調節范圍有限，且往往效率不高。內部調節是通過旋轉隔板或閥門等設備，使抽出的蒸汽滿足抽汽要求。此方式效率較高，調整范圍也比較大［1］。

本文的研究對象為引進型四缸四排汽亞臨界600MW機組的中低壓連通管。該機組擬進行中低壓連通管抽汽供熱改造，在中低壓連通管上打孔抽汽，并加裝調節蝶閥。雙流中壓缸的排汽經過中低壓連通管和調節蝶閥進入低壓缸，蒸汽在連通管中流動至少經歷一次混合、一次分流、兩次90°角折轉和蝶閥的節流作用，必將伴隨一定的壓力損失［2－5］。為避免中壓缸兩根排汽管道內的蒸汽在混合時引起較大的流動損失，并避免兩低壓缸進汽流量偏差過大，在原中低壓連通管內設置有一定厚度的圓弧形導流板；同時為滿足供熱抽汽要求，將在中壓缸兩排汽管道內蒸汽混合后的區域內設置蝶閥，該蝶閥裝置可能會對中壓缸和低壓缸的蒸汽參數造成影響進而影響機組的運行。為此，本文針對加裝蝶閥前后連通管內蒸汽流動情況進行了詳細分析，通過變化連通管進排汽管道的蒸汽參數模擬抽汽工況，對在不同開度下蝶閥對中壓缸排汽和低壓缸進汽蒸汽參數的影響作了對比研究。

1 幾何模型和網格

1．1 幾何模型

該機組為四缸四排汽，雙流中壓缸排汽經連通管匯集通入兩個雙流低壓缸。機組布置示意圖如圖1所示，其中虛線內為本文所研究的區域。

圖1 機組布置示意圖

中壓缸排汽和低壓缸進汽部分的管道內徑均為Φ1＝1 200mm，匯合后蒸汽管道內徑為Φ2＝1 700mm，管道折轉處為圓弧過渡；圓弧形導流板位于接近于管道中心處，厚度取為10mm；調節蝶閥靠近蒸汽排汽管道位置，直徑為1 600mm。為了能夠避免人為設置邊界條件掩蓋了對中排兩側的影響，中壓缸排汽管道作適當的延伸并匯于一根橢圓管，該處設置統一進口條件，而低壓缸進汽處的管道也作相應的延伸以保證管道出口前的蒸汽平穩流動。為研究方便，本文簡化了調節蝶閥的幾何模型，用簡單的圓形板代替構造復雜的蝶閥，并忽略了膨脹節、法蘭等零件對管道汽流的影響。圖2為連通管和蝶閥幾何模型示意圖。

圖2 連通管和蝶閥幾何模型示意圖

1．2 網格設置

計算網格采用全六面體非結構網格。無蝶閥時網格總數約為68萬，最小正交性為24°，最大長寬比231，最大延展比為3．2。

蝶閥開度為85°時網格總數約為96萬，最小正交性為7．8°，最大長寬比231，最大延展比為3．2。

蝶閥開度為45°時網格總數約為92萬，最小正交性為8．1°，最大長寬比231，最大延展比為3．2。

第一層網格距離壁面1E－5m，保證較好的壁面附近流場模擬。無蝶閥時壁面網格分布如圖3所示。

圖3 無蝶閥連通管網格分布

2 計算方法

采用計算流體軟件對不同幾何模型進行計算分析。該軟件采用時間相關法求解雷諾平均N－S方程。空間離散選用二階精度的中心離散格式，時間離散選用四階精度格式。計算殘差收斂到－3或－4的量階。湍流模型采用S－A一方程湍流模型，可以很好地保證模擬計算結果的魯棒性和準確性。

3 邊界條件

邊界條件設置根據機組熱平衡計算結果按不同工況分別給定。進口邊界給定蒸汽流量，出口邊界給定壓力。邊界示意圖如圖4所示。

圖4 邊界示意圖

無蝶閥時：進口流量153．5kg／s，出口壓力271 654Pa。

蝶閥開度為85°時：進口流量140kg／s，出口壓力270 000Pa。

蝶閥開度為45°時：進口流量76kg／s，出口壓力152 000Pa。

4 結果分析

4．1 蒸汽流量

進排汽參數選取截面為中低壓缸進排汽的實際位置，如圖4中黑色線所示，中壓缸排汽管道和低壓缸進汽管道的蒸汽流量變化如表1所示。

表1 連通管內的蒸汽流量對比 單位：%

從表1可以看出，有無蝶閥及蝶閥開度不同的情況下，中壓缸兩排汽管道的靜壓和蒸汽流量變化很小，即蝶閥幾乎不會影響中壓缸內的蒸汽參數。而對于低壓缸兩進汽管道，當沒有蝶閥時，其流量稍有變化；當蝶閥開度為85°時，幾乎與導流板平行的蝶閥對蒸汽阻礙作用較小，對低壓缸進汽參數影響也可以忽略，但是整體上連通管進排汽管道的參數變化要稍小于無蝶閥情況，可見蝶閥轉動一定角度后，汽流通過面積為非對稱分布，使得低壓缸兩根進汽管道的參數不可避免地發生變化；當蝶閥開度變化到45°時，蝶閥幾乎充滿整個管道，嚴重阻礙汽流的流動，也使得低壓缸兩進汽管道的蒸汽參數變化明顯。低壓缸進汽量的變化對機組的經濟性和安全性會有一定影響，需要通過一定的措施來減少這種差異。

4．2 壓力損失系數

壓力損失計算公式為：

式中，Ptin、Ptout分別為管道進口和出口總壓（Pa）；ρ為管道進口蒸汽密度（kg／m3）；vin為管道進口蒸汽流速（m／s）。

有無蝶閥及蝶閥不同開度下壓力損失如表2所示。從表2可以看出，無蝶閥時，蒸汽僅受90°彎角的影響，總壓損失系數較小，這也肯定了圓弧形導流板的導流作用；設置蝶閥后，受蝶閥的阻礙，連通管的壓力損失逐漸增加，且隨著蝶閥開度的加大壓力損失增加明顯。

表2 壓力損失系數

4．3 流場分析

從圖5和圖6中的中截面壓力分布可以看出，無蝶閥時靜壓逐漸降低，在距離汽流進口較近的低壓缸進口管道處壓力最低，且兩進口管道壓力差別極小；增加蝶閥后，截面上壓力急劇下降，連通管內壓力下降的趨勢明顯高于不加蝶閥情況，也使得此時的壓力損失增加。

圖5 中截面靜壓分布

圖6 中截面總壓分布

蒸汽流入中壓缸兩排汽管道后，在兩根管道內流動逐漸趨于平穩；在連通管兩個90°彎管附近，從彎管內側往彎管外側壓力逐步增大，這與彎道汽流受離心力的影響有關［6－7］。導流板A附近壓力平滑過渡，可見其圓弧形狀可以很好地保證汽流順暢流動，降低了中壓缸兩股蒸汽混合時對汽流沖撞造成振動的可能，也減少了連通管的壓力損失；當蝶閥開度較小時，蝶閥類似于延長的導流板，對汽流幾乎無阻礙作用，可以較好地保證導流板B的導流作用，進而保證了低壓缸兩進汽管道的蒸汽參數差別較小，確保了汽輪機的安全運行；當蝶閥開度逐漸增加到45°時，蝶閥上下游蒸汽壓力變化非常明顯，也引起出口1彎角處壓力變化突出，從而加大了低壓缸兩排汽管道的蒸汽參數變化，也使得壓力損失進一步增加。

從圖7的流線分布可以看出，無蝶閥時，流動較順暢，導流板A與B有較好的順流和分流作用，使得兩進口汽流有很好的混合，而出口汽流近乎均勻地分流于兩出汽口管道內，這與圖5和圖6中連通管內的壓力分布相對應。設置蝶閥且其開度為85°時，在蝶閥后出現回流，并影響到距離蝶閥較近的出口1管道內的蒸汽流動。當蝶閥開度增加到45°時，回流區尺寸明顯增加，并在距離汽流進口較近的低壓缸管道處再次引起回流，增大了汽流對連通管管壁的沖擊；從圖7（c）中也可以明顯看出，由于蝶閥轉動角度的增大，連通管中截面上兩部分的汽流通過面積明顯不同，上側明顯較小，這也在一定程度上拉大了低壓缸兩根進汽管道的蒸汽參數的差別，也為設置蝶閥與管道的相對位置提供了一定的依據。研究表明，通過調整蝶閥的位置可以在一定程度上減少流場的差異。

圖7 管道內流線分布

5 結語

本文通過數值模擬結果表明，連通管內設置圓弧形導流板可以很好地起到順流和分流的作用，使得中壓缸排汽以及2個低壓缸進汽參數波動不大；而設置蝶閥及蝶閥開度幾乎不會影響中壓缸兩排汽管道的蒸汽參數，但會大大增加中低壓連通管的壓力損失，且會嚴重影響兩低壓缸進汽參數，對低壓缸的汽量分配造成影響，也會對機組的運行經濟性和安全性產生影響。通過采取適當措施可以減少這種不良影響。

［1］張良平．供熱汽輪機組上蝶閥的應用［J］．東方汽輪機，2011（2）

［2］H．歐特爾．普朗特流體力學基礎［M］．朱自強，錢翼稷，李宗瑞，譯．北京：科學出版社，2008

［3］王貴良，楊明．汽輪機高低壓缸連通管氣動性能試驗研究［J］．熱能動力工程，2000（5）

［4］崔賢基，張啟林．大型汽輪機兩種結構形式的中低壓連通管比較分析［J］．機械工程師，2011（5）

［5］譚宗立．中低壓缸連通管數值模擬與倒流葉片可靠性分析［J］．汽輪機技術，2010（4）

［6］樊洪明，張達明，趙耀華，等．90°彎曲圓管內流動數值模擬［J］．北京工業大學學報，2007（2）

［7］文俊，刁明軍，李斌華，等．90°圓形彎管三維紊流數值模擬［J］．四川水利發電，2008（2）