船舶回汽制动对主蒸汽系统运行特性的影响

杨元龙

船舶回汽制动对主蒸汽系统运行特性的影响

杨元龙

基于实际船舶蒸汽动力系统运行机制，解析船舶回汽制动过程，利用CFD方法计算正车工况下主蒸汽系统管路速度场和压力场的稳态分布规律；拟合并引入基于二次程序开发的正倒车回汽流量模型作为动态计算边界条件，动态计算分析回汽制动过程蒸汽流量变化对主蒸汽系统的影响。结果表明，在回汽制动过程中，蒸汽分配箱、正车供汽管及倒车供汽管的最大压降满足主汽轮机操作规范要求。

主汽轮机；回汽制动；主蒸汽系统

在特殊条件下为加速航行蒸汽动力船舶制动，蒸汽动力船舶大多采用正倒车汽轮机回汽制动的方式，即快速开大倒车汽轮机进汽阀且同步缓慢关小正车汽轮机的进汽阀门，促使推进的汽轮机紧急快速制动[1]1-2。推进汽轮机回汽制动可以快速实现主汽轮机转速归零，规避支撑轴承和推力轴承磨损烧瓦的风险，提高蒸汽动力系统的安全性，但却极大地影响了船舶蒸汽系统的稳定性。在船舶蒸汽制动过程中，为正车汽轮机输送高温高压蒸汽的主蒸汽系统耗汽量缓慢减小，为倒车汽轮机输送高温高压蒸汽的主蒸汽系统耗汽量快速增大，且由于增压锅炉系统的自身热惯性而促使过热蒸汽压力快速升高[2-3]，故汽轮机回汽制动的方法导致主蒸汽系统的蒸汽流量、工作压力和温度等关键性能参数交替扰动，因此需研究船舶回汽制动对主蒸汽系统运行特性影响的规律。

目前国内外学者对蒸汽动力船舶回汽制动过程做了大量研究，大多学者利用综合数值仿真平台，采用正、倒车汽轮机功率仿真模型，研究了船舶回汽制动过程中正、倒车汽轮机转速和功率匹配关系，以及船体的滑行特性[4-7]。但鉴于船舶主汽轮机设计技术的封锁，鲜有关于船舶回汽制动对主蒸汽系统运行特性影响研究的文献报道。本文根据船舶蒸汽动力系统设计理论，分析了船舶回汽制动过程理论模型。采用CFD数值仿真方法计算了主机正车工况下主蒸汽系统管路速度场和压力场的稳态分布特性，模拟结果与试验数据吻合较好，从而验证了数值计算模型的准确性。建立回汽制动过程中正倒车汽轮机的耗汽量模型，并通过CFD仿真计算，揭示回汽制动过程对正车和倒车蒸汽系统流量、压力、流速，以及湍动能等关键性能参数的动态影响规律。

1 回汽制动机理

图1所示为主汽轮机回汽制动原理。主汽轮机制动系统主要由正车汽轮机、倒车汽轮机、蒸汽分配箱、主蒸汽管路及减速器组成。在船舶正常航行工况，过热蒸汽系统经蒸汽分配箱后带动正车汽轮机或倒车汽轮机单独运行，再经过减速器减速后，驱动螺旋桨旋转产生推力，推动船舶航行。在回汽制动工况，逐步减小正车汽轮机的进汽量，同时蒸汽分配箱将过热蒸汽供向倒车汽轮机做功，以减速器为着力点，倒车汽轮机提供与正车汽轮机转速相反的作用力。随着倒车汽轮机耗汽量增大且正车汽轮机耗汽量减少，正、倒车转矩平衡，减速器转速为零，进而实现船舶回汽制动[1]2-3。

2 数学物理方程

根据船舶主蒸汽系统管路配置结构，利用ICEM软件开展主蒸汽管路几何模型搭建，然后基于CFX13流体计算软件自带的前处理和求解器模块求解数学方程，主要包括连续性方程、N-S方程和能量方程。为匹配求解方程与参数的数量，湍流方程采用标准k-ε湍流模型[8]，最终完成主蒸汽系统计算域的物理建模、网格划分、数值离散及迭代计算。

2.1 物理建模及网格划分

图2所示为船舶主蒸汽系统管路结构。主蒸汽系统管路主要由1#、2#进汽管路、蒸汽分配箱、正车汽轮机供汽管路及倒车汽轮机供汽管路组成。过热蒸汽经过1#、2#进汽管流入蒸汽分配箱，再经过蒸汽分配箱分别供给正、倒车汽轮机做功。主蒸汽管路几何规格参数见表1。

表1 主蒸汽管路几何参数 m

船舶主蒸汽系统管路网格模型见图3。主蒸汽管路采用四面体网格和棱柱网格组合的划分方式，管路近壁区域添加边界层网格，提升近壁区域的网格聚集率和正交性，蒸汽分配箱的局部网格进行加密处理，准确模拟局部区域流场结构。根据网格无关解计算，确定网格近壁尺寸y+为32～43，网格模型共包含450 000个网格子单元。

2.2 数学方程

连续性方程：

(1)

N-S方程：

(2)

(3)

(4)

能量方程：

(5)

式中：ui(i=1,2,3)为流速；ρ为密度；t为时间；p为压力；F为体积力；cp为比定压热容；T为温度；λ为导热系数；φ为源项；μ为粘性系数。

2.3 边界条件

抽取实际船舶主蒸汽系统运行参数，利用CFX平台的CCL函数模块[9]，拟合并设置数值仿真的稳、动态边界条件。正车稳态工况下，1#、2#进汽管路的进口蒸汽压力为5.7 MPa，进口温度为435 ℃，正车汽轮机供汽管出口流量为33 kg/s，倒车汽轮机供汽管出口流量为0。蒸汽物性参数利用IAPWS IF97数据库[10]，壁面采用无滑移边界条件。

3 正车工况主蒸汽稳态特性计算验证

计算得到正车工况下主蒸汽系统管路压力的变化，见图4。由图4可知，沿着主蒸汽管路的沿程流动方向，工作蒸汽压力快速降低。究其原因，主要是过热蒸汽经过2#过热蒸汽管路和蒸汽分配箱向正车汽轮机供汽过程中，由于过热蒸汽本身的粘滞性，以及蒸汽与管道内壁之间的摩擦产生的摩擦阻力，另外，主蒸汽系统管路上有多个弯头、变径和局部突扩部位，过热蒸汽流经这些管件时产生局部涡流而引起的局部阻力。因此在摩擦阻力和局部阻力的共同作用下，正车工况下主蒸汽系统管路内过热蒸汽压力快速降低。从图4中还可以发现，模拟仿真的过热蒸汽压力分布曲线与某试验测量数据基本吻合，进而验证本文仿真模型和计算方法的准确性与合理性。

计算得到正车工况下主蒸汽压力变化见图5。由图5可知，正车供汽管路的压降较大。主要是由于1#、2#进汽流量汇流于蒸汽分配箱，并通过正车供汽管路全部进入正车汽轮机，使正车供汽管路中蒸汽流量较大，导致流动阻力增大，正车供汽管路压力降低幅度较大。

正车工况下主蒸汽系统管路内蒸汽流动变化规律如图6和图7所示。在蒸汽分配箱与正车供汽管路接口的附近流域，大部分蒸汽压力能转换为动能，引发蒸汽流动速度较高。由于蒸汽分配箱的限流和整流作用，加强过热蒸汽湍流微团转换，导致流场湍流脉动紊乱，进而增大过热蒸汽的动能损失耗散，易诱发主蒸汽管路的低频脉动。

4 正倒车回汽制动特性分析

4.1 正倒车回汽流量特性分析

根据上述计算边界条件，结合数学计算方程，进行回汽制动过程计算仿真分析。图8给出了回汽制动工况下蒸汽分配箱流量随时间变化的曲线。由图8可知，沿着回汽制动时间的推移，蒸汽分配箱流量缓慢减小后急剧升高又快速下降。究其原因，主要是在前60 s制动过程中，正车汽轮机耗汽量快速减小，同时倒车汽轮机供汽量缓慢增大，但正车汽轮机耗汽量下降速率大于倒车供汽量升高速率，故在正、倒车的联合作用下，导致前60 s制动过程中蒸汽分配箱流量缓慢减小。在60～70 s制动时间内，正车汽轮机耗汽量继续降低，但倒车汽轮机供汽量急剧升高，倒车供汽量升高速率远大于正车汽轮机耗汽量下降速率，促使蒸汽分配箱流量急剧升高。在70～120 s完成回汽制动时间内，正车汽轮机耗汽量以相同的速率降低，但倒车汽轮机供汽量保持不变，导致蒸汽分配箱流量快速减小。

4.2 正车主蒸汽运行参数特性分析

4.2.1 正车主蒸汽压力场分析

图9给出了回汽制动工况下蒸汽分配箱内蒸汽压力随时间变化的曲线。由图9可知，随着时间的推移，蒸汽分配箱内蒸汽压力快速升高后缓慢降低又逐渐升高。主要是由于在前60 s时间内，蒸汽分配箱内蒸汽流量不断减少，在过热蒸汽进口压力不变条件下，导致蒸汽分配箱内蒸汽压力快速升高。在60～70 s制动时间内，蒸汽分配箱内蒸汽流量快速升高，导致蒸汽分配箱内蒸汽压力又降低。在70～120 s制动时间内，蒸汽分配箱内蒸汽流量快速下降，导致蒸汽分配箱内蒸汽压力升高。从图中还可以发现，在回汽制动过程中，蒸汽分配箱内蒸汽压力变化最高幅值约为0.16 MPa，小于设备运行要求的压力波动幅值0.5 MPa，因此满足设备运行要求。

4.2.2 正车主蒸汽流场分析

正车供汽管内蒸汽流速随时间变化曲线如图12所示。从图12可以发现，随着回汽制动时间的推移，由于正车供汽管内蒸汽流量逐渐降低(见图10)，蒸汽流速逐渐减小。在120 s回汽制动时间内，正车供汽流量快速降为零，使蒸汽流速从75 m/s降低至0，蒸汽流速降低幅度较大，虽然峰值流速小于主蒸汽运行时流速标准值(即80 m/s)，但较大的动量变化极易促使流体对管路诱发较大的冲击惯量，进而导致高强度的流致振动。

正车供汽管湍流动能随时间变化的曲线如图13所示。由图可知，随着回汽制动时间的推移，由于过热蒸汽流速不断降低，减缓了不同尺寸湍流微团的动量转化，流场结构和湍流脉动愈加平稳，导致蒸汽湍流动能快速降低。

4.3 倒车主蒸汽运行参数特性分析

4.3.1 倒车主蒸汽压力场分析

如图14和图15所示，在0～60 s回汽制动时间内，倒车供汽流量逐渐升高，在蒸汽分配箱内蒸汽压力基本不变条件下，倒车出口蒸汽压力缓慢降低。在60～70 s回汽制动时间内，为加速汽轮机的回汽制动，倒车供汽流量急剧增大，导致倒车出口蒸汽压力快速降低。在70～120 s回汽制动时间内，倒车供汽流量保持不变，由于蒸汽分配箱蒸汽压力略有升高，促使倒车出口蒸汽压力略微升高。从图中还可以看出，在整个回汽制动过程中，倒车供汽管最大蒸汽压降约为0.16 MPa。

4.3.2 倒车主蒸汽流场分析

从图16所示的倒车供汽管内蒸汽流速随时间变化曲线可知，在0～120 s回汽制动时间内，由于倒车供汽流量急剧增大，使倒车供汽管内蒸汽流速从0快速升高至75 m/s左右，峰值流速小于设计标准要求(设计值为80 m/s)，但由于倒车供汽管路蒸汽动量增量较大，极易诱发倒车供汽管高强度振动。

计算得到的倒车供汽管湍流动能随时间变化的情况见图17。由图17可知，随着回汽制动时间的推移，由于倒车供汽管路内过热蒸汽流速逐渐升高并保持不变，增加了不同尺寸湍流微团的动量转化，湍流脉动结构更加紊乱，促使蒸汽湍流动能快速增大并保持不变，易导致倒车供汽管路的低频脉动。

5 结论

根据船舶蒸汽动力系统运行机制，解析船舶回汽制动过程，抽取主蒸汽系统的典型稳态运行参数，采用CFD数值仿真方法计算了正车工况下主蒸汽系统管路流场和压力场的稳态分布规律，计算结果与试验数据基本吻合。拟合并引入基于二次程序开发的正倒车回汽流量模型作为动态计算边界条件，计算回汽制动过程中主蒸汽系统运行特性随蒸汽流量变化的情况，揭示了回汽制动对正车和倒车蒸汽系统流量、压力、流速及湍动能等关键性能参数的动态影响规律，其主要结论为在回汽制动过程中，供汽流量先缓慢减小再急剧升高又快速下降，蒸汽分配箱、正车供汽管及倒车供汽管的最大压降依次约为0.16 MPa、0.4 MPa和0.16 MPa，满足主汽轮机操作规范要求；正、倒车供汽管内蒸汽流速均约为75 m/s，但正车供汽管内蒸汽最大湍流动能约达到32 J/kg，大于倒车供汽管蒸汽湍流动能，流体更易对正车供汽管诱发高峰值的冲击动量，进而导致正车主蒸汽系统管路发生高频脉动。

由于船舶回汽制动过程极其复杂，影响回汽的系统参数较多，本文仅仿真计算了主蒸汽系统回汽制动特性，后续将在某动力系统试验中进一步摸索不同工况下主汽轮机回汽制动的控制策略及其对全系统特性的影响因素。

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(中国舰船研究设计中心，武汉 430064)

Study on Impacts of Ship Back-steam Braking on Operating Characteristics of the Main-steam System

YANG Yuan-long

(China Ship Development and Design Center, Wuhan 430064, China)

The back-steam braking process was analyzed based on the operating experience for ship steam power system. The steady characteristics of velocity and pressure field for main-steam pipeline were calculated by use of CFD method. The back-steam mass-flow model for head and back steam turbine were drafted and introduced to be treated as the transient boundary conditions. The study on impacts of ship back-steam braking on main-steam system operating characteristic was carried out. The calculated results showed that the max pressure drop of steam shunting equipment, head and back steam turbine pipeline can satisfy the specification requirements of the main steam turbine operation.

main steam turbine; back-steam braking; main-steam system

10.3963/j.issn.1671-7953.2017.01.013

2016-05-29

国家自然科学基金资助项目(51309063)

杨元龙(1986—)，男，硕士，工程师研究方向:舰船蒸汽动力系统设计及性能仿真

U664.5

A

1671-7953(2017)01-0053-06

修回日期：2016-06-17