600MW机组排汽缸流场特点及其结构优化

魏春枝，陈顺宝

(1.国网冀北电力有限公司技能培训中心，河北省保定市 071000；2.电站设备状态检测与控制教育部重点实验室(华北电力大学)，河北省保定市 071003)

600MW机组排汽缸流场特点及其结构优化

魏春枝1，陈顺宝2

(1.国网冀北电力有限公司技能培训中心，河北省保定市 071000；2.电站设备状态检测与控制教育部重点实验室(华北电力大学)，河北省保定市 071003)

排汽缸结构复杂，导致流场混乱，容易形成不同程度的漩涡，造成能量损失。为此，运用流体计算软件Fluent对排汽缸进行数值模拟，研究了其内部流场特点，分析了扩压管出口宽度和内壁倾角对扩压管出口处流场的影响。流体从扩压管流出后，向上翻转进入上半缸，在上半缸形成了另一个漩涡。针对排汽缸内不同形式的漩涡，对扩压管出口结构进行优化改造和在拱顶处加装导流挡板，存在一个最优的扩压管出口宽度和内壁倾斜角度，使得扩压管出口附近漩涡最小；导流板的数量和安装位置对漩涡有不同程度的影响，通过模拟得出了最佳的挡板组合，能最大程度削弱排汽缸内的漩涡，改善其性能。

排汽缸；扩压管；数值模拟；流场；排汽损失

0 引 言

汽轮机低压排汽缸一般由扩压管和蜗壳组成，汽流在扩压管内实现扩压和转弯，再在蜗壳内进行一系列复杂的运动[1]。在扩压管的内外壁面附近，汽流容易形成漩涡(Vortex)，对下游造成干扰并增大汽流能量耗散，这主要是由扩压管不合理的结构造成的。徐旭等[2]指出排汽缸壳体内复杂的漩涡结构以及通道涡是影响排汽缸内压力恢复、产生总压损失的主要因素。谢伟亮等[3]通过粒子成像测速(particle image velocimetry，PIV)实验研究了汽轮机低压排汽缸模型内的流场结构，指出排汽缸内的主要涡结构为通道涡、分离涡和端壁涡，其中通道涡占据了大部分的空间并具有较大的涡量，分离涡和端壁涡都由通道涡诱发产生，涡量较小。

对大功率汽轮发电机组，排汽缸能量相当于总可用能量的2%以上，大约占机组总损失的15%[4]。因此，对排汽缸流场进行研究尤为重要。张荻等[5]对排汽缸内的流场进行了研究；文献[6-12]研究了扩压管流场对排汽缸性能的影响；竺晓程等[13]通过加装挡板破坏排汽缸内通道涡，改善了排汽系统的静压恢复能力，同时还指出，背弧上的肋板削弱了通流能力，导致排汽缸静压恢复能力下降。文献[14]总结了汽轮机排汽通道数值研究的现状和进展，指出采用耦合数值模拟方法是研究汽轮机流动特性的主要趋势，改进后的排汽缸流场改善了凝汽器喉部的流场[15-16]。针对排汽缸内的漩涡，本文提出优化扩压管的出口结构并在上半缸拱顶处加装导流挡板，以减小排汽缸内的漩涡强度，改善排汽缸的气动性能。

1 物理模型及计算区域

图1为排汽缸内流场计算区域示意图，由于结构对称，并且为了便于观看内部结构，取模型的一半，所示剖切截面为子午面(xz平面)。图2为排汽缸计算区域网格示意图，网格数约为200万个，保证了计算的精准度。

图1 排汽缸(1/2模型)流场计算区域示意图

图2 排汽缸计算网格示意图

在Fluent软件平台上，基于压力求解由连续性方程和动量方程组成的方程组。选取速度进口和压力出口作为边界条件；壁面为无滑移壁面边界；选择SIMPLE作为压力-速度耦合方式[17]。连续性方程为

(1)

动量方程为

(2)

式中：ρ为蒸汽密度；u,v,y分别为x,y,z方向速度；p为压力；μ为流体动力黏性系数。

2 数值模拟与分析

2.1 排汽缸流场特点

排汽缸内排汽压力损失为

Δpc=pin-pout

(3)

式中：pin为排汽缸进口静压；pout为排汽缸出口静压。

对排汽缸进行数值模拟，结果如图3所示。从图3(a)可看出：汽流在扩压管出口处形成了漩涡，这是由于扩压管出口宽度和出口内壁倾斜角等参数选择不当造成的；在扩压管下游的汽缸拱顶处，汽流从扩压管出来，翻转运动产生了漩涡，中分面以上的空间内，漩涡螺旋前进流动，螺旋程度由强逐渐减弱；中分面以下的空间内，汽流已接近直流。

图3 排汽缸内流场分布

排汽缸内漩涡扰乱了蜗壳内的流场，增大了能量损失，使得蜗壳内的总压损失占排汽缸总损失的份额比扩压管的总压损失占排汽缸总损失的份额大很多(如图4)。如果在中分面以上的蜗壳内装设挡板，能减弱漩涡的强度，改善排汽缸内的流场。

图4 排汽缸各部分的压力损失比

2.2 排汽缸结构优化

2.2.1 扩压管出口边倾角对流场的影响

图5为排汽缸子午面示意图，β是扩压管出口边与竖直方向的夹角，顺时针方向为负，逆时针方向为正。改变倾角的大小，扩压管出口处流场发生变化，进而影响排汽缸的整体性能。对具有不同β值的排汽缸进行数值模拟，结果如图6所示。

图5 排汽缸(上半缸)子午面示意图

图6 排汽缸排汽压力损失随角度变化曲线

扩压管内壁曲率半径为固定值时，扩压管出口边倾角存在一个特定值。当倾角小于该特定值时，扩压管出口边阻碍汽流排出，在出口附近产生倒流，形成阻流漩涡；当倾角大于该特定值时，汽流在出口边处形成脱流，内壁附近流量密度减小，形成低密度漩涡。图6表明，当倾角β=75°时，排汽缸排汽压力损失达到最小值，排汽缸气动性能得到改善。

2.2.2 扩压管出口宽度对流场的影响

扩压管出口宽度d(图5)如果选取太大，会使得扩压管内壁脱离区成为开放性的，即漩涡将会增大并延伸到出口，这不仅加大了汽流的漩涡损失，还使扩压管出口的有效宽度减小而降低了排汽缸余速动能回收的能力；如果宽度选取太小，虽然能控制因脱流而形成的漩涡，但汽流在扩压管实现扩压转弯后，速度会重新得到提升，伴随着静压减小，削弱了排汽缸的扩压减速能力。

在上半缸的扩压管内壁附近有规律地布置13个监测点，用以监测扩压管内壁静压随位置的变化。从扩压管进口到扩压管出口，将监测点依次标示为点1～13。图7给出了不同出口宽度时各种形式的扩压管内壁静压值变化曲线。

图7 扩压管内壁静压随位置变化曲线

从图7可看出，即使扩压管出口宽度不同，但扩压管内静压值的变化都有相同的趋势，即先连续增大，再在后段缓慢减小。这是因为汽流先在扩压管的扩压转弯段内减速扩压，实现了动能转化为静压能；在出口处，由于汽流转弯改变方向，形成了不同程度的漩涡，造成一定的能量损失，动能转化为静压能的总量减少。尤其是当d过大时，在出口处所形成漩涡更大，造成的能量损失更多。因此，静压值在后段减小的趋势也随宽度的变化而不同。d为1 100、1 350 mm时，静压值减小的程度都较大；d=1 250 mm时，静压值减小的程度最小。再者，排汽缸的排汽损失也因扩压管出口宽度的不同而变化，如图8所示，当d=1 250 mm时，排汽缸压力损失达到最小。

图8 排汽缸汽阻随扩压管出口宽度变化曲线

2.2.3 加装挡板的排汽缸数值模拟与分析

图3(b)所示的排汽缸子午面速度矢量图中，位置1与位置2之间的范围为漩涡的中心低速区域，在这范围内加装挡板能达到较好的消涡效果，如图9所示。

图9 挡板位置示意图

通过对加装了挡板的排汽缸进行模拟计算后发现，位置1挡板下边缘与汽缸壁相连，阻止汽流向前流动，削弱形成漩涡的动力，汽流只能顺着挡板延伸的方向有规律地流向排汽缸出口，如同一股直流；位置2挡板下边缘与汽缸壁距离为150 mm时，既不会因阻碍汽流运动而形成阻流漩涡，同时还能削弱漩涡的强度。在位置1和位置2之间继续均匀加装若干个挡板(图9)，挡板组正好穿过漩涡的中心区域，将漩涡分割成若干个部分，流体被限制在挡板与挡板之间和挡板与汽缸壁之间的有限空间内，并顺着挡板延伸的方向流动，如同若干股直流排向出口(图10)。模拟结果表明，挡板组下边缘与汽缸壁之间的距离为150 mm的时候，效果最佳。与没有加装任何装置的排汽缸相比，加装了挡板组的排汽缸排汽压损减小了52 Pa，蜗壳部分总压损失占排汽缸总损失的份额由原来的0.763降低至0.692(如图11)。

图10 装置挡板组的排汽缸内典型流束流线

图11 加装挡板后排汽缸各部分压力损失比

3 结 论

(1) 排汽缸的特殊结构导致汽流容易形成漩涡，增大能量损失，蜗壳处排汽损失占总损失的比例约为0.8。

(2) 对扩压管出口结构进行优化，能改善排汽缸流场，当扩压管出口宽度为1 250 mm和扩压管出口内壁倾角为75°时，排汽缸性能最佳。

(3) 针对上半缸拱顶处的漩涡，在此处加装导流挡板能削弱漩涡的强度，排汽压损能减小52 Pa，蜗壳部分压损占总压损的比例约降低至0.7。

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(编辑：蒋毅恒)

FlowFieldCharacteristicandStructureOptimizationofExhaustHoodin600MWUnits

WEI Chunzhi1, CHEN Shunbao2

(1. Technical Skills Training Center of State Grid Jibei Electric Power Co., Ltd., Baoding 071000, Hebei Province, China;2. Key Laboratory of Ministry of Education of Condition Monitoring and Control for Power Plant Equipment, North China Electric Power University, Baoding 071003, Hebei Province, China)

The complex structure of exhaust hood may cause the chaos of flow field, and produce different kinds of vortexes and energy loss. The model of exhaust hood was simulated with computational fluid dynamics software Fluent to study the characteristics of flow field, as well as the influence of diffuser outlet width and inner wall angle on the flow field at diffuser outlet. After flowing out of the diffuser, the field turns over into the upper half of exhaust hood and then produces another vortex thereby. According to the different types of vortexes in exhaust hood, the structure of diffuser outlet was optimized and deflectors were equipped in the upper half of exhaust hood. There are optimal diffuser outlet width and inner wall angle making the vortex minimum nearby diffuser outlet, and the number and installation site of the deflectors have different influence on the vortex. Finally, the best combination scheme of deflectors was obtained by simulation, which could furthest weaken the vortex in exhaust hood and improve its performance.

exhaust hood; diffuser; numerical simulation; flow field; exhaust pressure loss

TK 264.1

： A

： 1000-7229(2014)02-0108-05

10.3969/j.issn.1000-7229.2014.02.021

2013- 09- 22

：2013- 10- 14

魏春枝(1966)，女，副教授，主要从事热能动力工程的教学研究工作；

陈顺宝(1989)，男，硕士研究生，主要从事汽轮机末级排汽流场研究工作，E-mail：296789960@qq.com。