導流環(huán)結構對汽輪機高壓排汽缸氣動性能的影響

鐘主海，江生科，鐘剛云，范小平

(東方汽輪機有限公司，四川德陽，618000)

導流環(huán)結構對汽輪機高壓排汽缸氣動性能的影響

鐘主海，江生科，鐘剛云，范小平

(東方汽輪機有限公司，四川德陽，618000)

文章采用商用計算流體動力學軟件CFX，對不同導流環(huán)結構汽輪機的高壓排汽缸進行了全三維粘性定常流動數(shù)值模擬，結果表明，擴壓器過渡段相對軸向長度、導流環(huán)相對高度以及導流段處導流環(huán)半徑對高壓排汽缸氣動性能均有重要影響。隨擴壓器過渡段相對軸向長度以及導流段導流環(huán)半徑的增加，排汽缸總壓損失系數(shù)逐漸降低；導流環(huán)的相對高度以及擴壓段處導流環(huán)的半徑則存在有最佳值，使得排汽缸總壓損失系數(shù)最小。

高壓缸排汽，數(shù)值模擬，汽輪機，流動阻力

0 引言

排汽缸是汽輪機通流部分的重要部件之一，一般由擴壓器和蝸殼組成。通常排汽缸氣動性能研究可采用數(shù)值模擬、全尺寸試驗和模型試驗等手段。國內外學者雖然對排汽缸氣動性能做了很多研究，但不同學者針對性不同，所采用手段不一。研究表明，低壓排汽缸損失系數(shù)降低0.1，汽輪機的整機效率可相應提高0.15%[1]，因此，排汽缸氣動性能對提高汽輪機效率具有重要意義。沈國平等人[2]對空冷低壓排汽缸試驗研究表明，當排汽缸軸向尺寸不變時，可通過改變擴壓器出口寬度、增加擴壓器直徑和優(yōu)化擴壓器內壁型線等措施來優(yōu)化排汽缸氣動性能。文獻[3-4]試驗研究表明，對排汽缸進行全尺寸多數(shù)據點測量的試驗研究往往局限于某種特定設計方案進行，通用性不高。隨著計算流體動力學的發(fā)展，數(shù)值研究已經成為設計和優(yōu)化排汽缸的重要手段。Tindell[5]對采用不同形狀導流環(huán)的低壓排汽缸進行了數(shù)值分析，結果表明：導流環(huán)出口直徑較短，其排汽缸的靜壓恢復系數(shù)優(yōu)于導流環(huán)出口直徑較長的排汽缸。史立群等人[6]對300 MW亞臨界汽輪機高壓排汽段氣動性能進行了數(shù)值研究，結果表明：增加擴壓導流環(huán)內環(huán)半徑或在持環(huán)外側增加半圓形導流過渡段都能明顯提高其氣動性能。到目前為止，雖然已經有許多關于排汽缸氣動性能方面的研究，但是對導流環(huán)形狀、高度以及擴壓器軸向長度對排汽缸氣動性能的影響仍缺乏成熟的理論，針對這一事實，為了更詳盡地了解這些因素的影響程度，本文以國產某大功率汽輪機高壓排汽缸為例，對導流環(huán)形狀、高度以及擴壓器軸向長度對排汽缸氣動性能影響進行了CFD數(shù)值分析。

1 幾何模型和數(shù)值方法

高壓排汽缸由擴壓器、蝸殼以及相應管道組成，其幾何模型如圖1所示。排汽缸氣動性能優(yōu)化主要是指對給定尺寸的排汽缸加以充分利用，汽輪機高壓缸排汽處存在氣流流向的改變，對此處進行優(yōu)化設計，可以有效降低高壓缸的排汽損失，對提升汽輪機的整機效率有明顯作用。本文主要探討了擴壓器導流環(huán)型線對排汽缸總體性能的影響，所采用的擴壓器由導流段、過渡段以及擴壓段3部分組成，導流段和擴壓段所采用的型線為圓弧線，過渡段采用豎直線，其通道輪廓結構示意圖如圖2所示，通道的幾何尺寸見表1。

圖1 高壓排汽缸三維模型

圖2 排汽缸輪廓結構示意圖

表1 高壓排汽缸擴壓器幾何尺寸

為獲得高壓排汽缸內部的真實流動情況，排汽缸按全尺寸結構建模，擴壓器入口和排汽缸出口均延伸。圖3為計算區(qū)域網格示意圖，采用的網格為四面體非結構化網格，考慮壁面粘性的影響，壁面處采用三棱柱五面體邊界層網格，并進行網格無關性驗證。為排除網格的影響，不同排汽缸所有網格均采用相同設置。CFD計算由商業(yè)軟件CFX完成，計算采用高分辨率二階精度格式，湍流模型選用SST模型，計算工質為過熱水蒸汽，進口邊界條件設定為總溫、總壓和來流方向；出口邊界為平均靜壓；壁面為絕熱壁面。

圖3 排汽缸三維網格圖

2 排汽缸氣動性能的評價指標

高壓排汽缸出口連接再熱管道，總壓損失系數(shù)是高壓排汽缸氣動性能的主要評價指標之一，即：

式中：ζ為總壓損失系數(shù)；p總in和p總out為排汽缸進出口氣流平均總壓。

3 數(shù)值模擬與分析

3.1 擴壓器過渡段相對軸向長度對排汽缸壓損的影響

擴壓器過渡段軸向長度L是指末級動葉出口截面與外缸內側面的距離。末級葉片高度為Ld，則擴壓器過渡段相對軸向長度表示為。

已有研究結果表明，擴壓器過渡段相對軸向長度Lˉ對排汽缸總體性能有很大影響，本節(jié)對表1中高壓排汽缸S1～S5的氣動性能進行了試驗研究，高壓排汽缸S1～S5的相對軸向長度Lˉ位于0.92～1.95范圍，擴壓比2.95～6.25，Rd1、Rd2、Ld、Lˉ1等參數(shù)均相等。圖4為排汽缸總壓損失系數(shù)ζ隨過渡段相對軸向長度Lˉ的曲線關系。從圖中可以看出，對于本文所研究的5種不同相對軸向長度Lˉ，排汽缸總壓損失系數(shù)ζ隨相對軸向長度Lˉ增加而減小，當相對軸向長度Lˉ位于0.92～1.5之間，總壓損失系數(shù)ζ與相對軸向長度Lˉ幾乎呈線性關系，當相對軸向長度Lˉ大于1.5時，總壓損失系數(shù)ζ減小的趨勢逐漸變緩，這表明相對軸向長度Lˉ對排汽缸壓損影響程度不一致，相對軸向長度Lˉ小于1.5時對排汽缸壓損影響程度較大，此時排汽缸氣動性能優(yōu)化最有效途徑是增加相對軸向長度Lˉ，當相對軸向長度Lˉ大于1.5時，采用增加相對軸向長度Lˉ對排汽缸氣動性能提升不明顯。由此可知，相對軸向長度Lˉ是影響排汽缸壓損關鍵因素之一。

圖4 總壓損失系數(shù)隨擴壓器過渡段相對軸向長度變化關系

3.2 擴壓器導流段導流環(huán)半徑對排汽缸壓損的影響

圖5所示為高壓排汽缸S6～S9的總壓損失系數(shù)ζ與Rd1的曲線關系。從圖中可以看出，總壓損失系數(shù)ζ隨Rd1的增加而減小，并且這種減小的趨勢逐漸變緩，這與文獻[6]得出的結論吻合。分析認為，隨擴壓器導流段導流環(huán)半徑Rd1尺寸增加，其所受的阻力急劇減小，在擴壓器擴壓段軸向長度Lu相同情況下，蝸殼處壓力損失變化不大，壓損減小的區(qū)域主要位于擴壓器，這表明對高壓排汽缸的改造中，軸向長度允許的情況下應盡量選用較大的Rd1。

圖5 總壓損失系數(shù)隨擴壓器導流段導流環(huán)半徑變化關系

3.3 擴壓器擴壓段導流環(huán)半徑對排汽缸壓損的影響

圖6所示為高壓排汽缸S1、S7、S10～S15的總壓損失系數(shù)ζ與Rd2曲線關系。從圖中可以看出，當280≤Rd2≤1 650 mm，總壓損失系數(shù)隨Rd2增加而增大；當201≤Rd2≤280 mm，總壓損失系數(shù)隨Rd2值的增加而減小，這表明存在有最佳的Rd2值，使得總壓損失系數(shù)最小。究其原因，主要有如下方面：當Rd2較大時，擴壓器擴壓比較小，擴壓器出口氣流流速較高，蝸殼壓損較大，對整個排汽缸的總壓損來說，其所占份額較大，隨Rd2減小，蝸殼壓損明顯減小，因此總壓損也急劇減小；當Rd2較小時，擴壓器擴壓比較大時，對整個排汽缸總壓損來說，蝸殼壓損所占的份額較小，擴壓器壓損占較大份額，在Rd2較小情況下再急劇減小Rd2將導致擴壓器導流環(huán)附近流動出現(xiàn)明顯脫流，以致擴壓器壓損較大。分析認為，提高擴壓器進出口擴壓比，可極大降低其余速，提高蝸殼氣動性能。擴壓器的擴壓比僅就氣動性能而言，不是簡單地歸納為愈大愈好，而必須考慮到余速利用的同時不產生其他額外局部阻力，過大擴壓比會引起導流環(huán)處流體脫流，導致壓損上升，這里存在一個轉折點，存在有最佳的Rd2值，使得蝸殼和擴壓器的總壓損最小。根據以上計算，可選擇Rd2為280 mm左右。

圖6 總壓損失系數(shù)隨擴壓器擴壓段導流環(huán)半徑變化關系

3.4 擴壓器導流環(huán)相對高度對排汽缸壓損的影響

擴壓器導流環(huán)高度是指末級動葉葉頂與導流環(huán)頂部的垂直距離L1。末級葉片高度為Ld，則擴壓器導流環(huán)相對高度表示為。

圖7為高壓排汽缸S7、S16～S21的總壓損失系數(shù)隨導流環(huán)相對高度變化關系。高壓排汽缸S7、S16～S21擴壓器進出口擴壓比均相同，這樣可以保證蝸殼中壓損基本相同。從圖中可以看出：當1.57≤Lˉ1≤1.96，總壓損失系數(shù)隨Lˉ1增加而增大；當1.49≤Lˉ1≤1.57，總壓損失系數(shù)隨Lˉ1增加而減小，這表明存在最佳的Lˉ1值，使得擴壓器總壓損最小。分析認為，當擴壓器擴壓比相同時，擴壓器出口氣流平均流速大致相等，蝸殼中壓損幾乎相同。Lˉ1的改變將導致擴壓器壓損變化，過大或過小的Lˉ1都將引起導流環(huán)附近流動產生明顯脫流，以致擴壓器壓損較大。

圖7 總壓損失系數(shù)隨擴壓器導流環(huán)相對高度變化關系

4 結論

經過對高壓排汽缸內過熱水蒸氣流動特性進行數(shù)值模擬及分析，得到如下結論：

（1）擴壓器過渡段相對軸向長度、擴壓器導流環(huán)相對高度、導流段導流環(huán)半徑以及擴壓段導流環(huán)半徑對高壓排汽缸氣動性能均有重要影響。

（2）增加擴壓器過渡段相對軸向長度能有效提升排汽缸氣動性能。

（3）適當增加擴壓器導流段導流環(huán)的半徑能明顯減小高壓排汽缸壓損。

（4）擴壓器導流環(huán)的相對高度以及擴壓段導流環(huán)的半徑對高壓排汽缸氣動性能影響均較大，分別存在有最佳的Lˉ1、Rd2值，使得高壓排汽缸總壓損最小。

[1]翦天聰.汽輪機原理[M].北京:水力電力出版社,1990

[2]沈國平,王偉,范雪飛,等.空冷300 MW低壓排汽缸吹風試驗損失分析[J].發(fā)電設備,2003,17(3):8-12

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[5]TINDELL R H.Computational fluid dynamics analysis of a steam power plant low-pressure turbine downward exhaust hood[J].Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, 1996,118(1):214-224

[6]史立群,楊建道,楊銳,等.300 MW汽輪機高排氣動分析及改造[J].熱力透平,2010,39(2):97-100

Influence of Guiding Annulus on Aerodynamic Performance in HP Turbine Exhaust Hood

Zhong Zhuhai，Jiang Shengke，Zhong Gangyun，F(xiàn)an Xiaoping
（Dongfang Turbine Co.,Ltd.,Deyang Sichuan,618000）

A numerical simulation on full 3D steady viscous flow fields in the HP exhaust hood of steam turbines is conducted by using the commercial computational flow dynamics software CFX.The result shows that the relative axial length of transition section in diffuser,relative height of the guiding annulus and radius of the guiding annulus of diversion section have great effects on aerodynamic performance of the HP exhaust hood.The total pressure loss coefficient of the exhaust hood decreases gradually when the relative axial length of transition section in diffuser and radius of the diversion section of guiding annulus increase.To improve the total pressure loss coefficient of the exhaust,the relative height of the guiding annulus and radius of the guiding annulus of diffuser area exists an optimum.

HP exhaust,numerical simulation,steam turbine,flow resistance

TK262

A

1674-9987（2015）03-0005-04

10.13808/j.cnki.issn1674-9987.2015.03.002

鐘主海 （1985-），男，碩士，2012年畢業(yè)于西安交通大學熱能工程專業(yè)，主要從事汽輪機的設計研發(fā)工作。