劉盼年 顧小玲 王紅梅 盧紅遠(yuǎn) 馬曉飛
摘 要:針對一種工業(yè)汽輪機(jī)大型焊接式排汽缸,為降低流動損失,提高氣動性能,對擴(kuò)壓環(huán)的后段擴(kuò)張角進(jìn)行了優(yōu)化,同時對排汽缸的多種結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案進(jìn)行了建模與數(shù)值仿真分析,揭示了排汽缸內(nèi)部的流場結(jié)構(gòu)與損失機(jī)理。研究結(jié)果表明,擴(kuò)壓環(huán)的后擴(kuò)張角對排汽缸的氣動性能具有重大影響,大小合理的后擴(kuò)張角可以有效避免流動分離,從而降低流動損失,提高排汽缸的氣動性能。
關(guān)鍵詞:排汽缸;結(jié)構(gòu)優(yōu)化;氣動性能;數(shù)值仿真
0 ? ?引言
排汽缸是連接汽輪機(jī)低壓膨脹區(qū)段與凝汽器的關(guān)鍵部件,具有高氣動性能的排汽缸可以有效回收汽輪機(jī)低壓級的余速動能,將其轉(zhuǎn)化為靜壓,從而增加機(jī)組出力,提高熱效率。
有研究表明,大型汽輪機(jī)排汽缸入口的余速動能占到整機(jī)等熵焓降的1%~2%,排汽缸的總壓損失系數(shù)每降低0.1,汽輪機(jī)整機(jī)熱效率約增加0.15%[1]。目前,國內(nèi)外學(xué)者針對大型汽輪機(jī)排汽缸的結(jié)構(gòu)優(yōu)化進(jìn)行了多項(xiàng)研究,魏春枝等人[2]通過數(shù)值仿真手段對排汽缸擴(kuò)壓環(huán)中的流動結(jié)構(gòu)進(jìn)行了詳細(xì)計(jì)算研究,其研究表明擴(kuò)壓環(huán)存在一個最佳擴(kuò)張角,能降低流動損失。徐旭等人[3]通過實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)得出了排汽缸內(nèi)的多種旋渦結(jié)構(gòu),認(rèn)為通道渦的尺度最大,是引起流動損失的主要因素。
本文針對一種工業(yè)汽輪機(jī)大型排汽缸的擴(kuò)壓環(huán)進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化與分析,并采用數(shù)值仿真方法進(jìn)行了多方案的對比分析與研究。
1 ? ?排汽缸仿真計(jì)算
1.1 ? ?排汽缸模型
在數(shù)值計(jì)算中,根據(jù)杭州汽輪機(jī)股份有限公司某大型工業(yè)汽輪機(jī)排汽缸原型,進(jìn)行1:1建模,排汽缸的通流型式為軸向進(jìn)汽、向下排汽。在數(shù)值建模中,對實(shí)際的排汽缸模型進(jìn)行了簡化處理,省略了排汽缸內(nèi)部的支撐管路與肋板等結(jié)構(gòu)。數(shù)值計(jì)算中的排汽缸模型主要由內(nèi)導(dǎo)流環(huán)與外導(dǎo)流環(huán)組成的擴(kuò)壓器以及由排汽缸內(nèi)壁圍成的渦殼組成。
受上游低壓級組的影響,排汽缸入口速度呈不均勻分布,由相關(guān)研究成果可知,排汽缸入口速度分布是影響排汽缸氣動性能的關(guān)鍵因素。因此,為模擬真實(shí)的流動狀況,在排汽缸進(jìn)口加入低壓級組末級葉柵(其中導(dǎo)葉數(shù)量為50只,動葉數(shù)量為39只),進(jìn)行低壓級葉柵與排汽缸聯(lián)合的數(shù)值計(jì)算。排汽缸與低壓級組末級葉柵的模型分別如圖1、圖2所示。
1.2 ? ?結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案
在工業(yè)汽輪機(jī)運(yùn)行過程中,排汽缸的氣動性能受多種因素影響,其中主要包括汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速、流量,排汽缸入口速度分布,擴(kuò)壓器及渦殼結(jié)構(gòu)等。
本次數(shù)值計(jì)算中,保持排汽缸入口速度分布,渦殼結(jié)構(gòu)尺寸,汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速、流量以及排汽缸入口干度等參數(shù)不變,通過改變擴(kuò)壓器外環(huán)后半段的擴(kuò)張角度(以下簡稱“后擴(kuò)張角”),探究其對排汽缸氣動性能與流場結(jié)構(gòu)的影響。本次計(jì)算中,在原型排汽缸的基礎(chǔ)上,將擴(kuò)壓器外環(huán)的后擴(kuò)張角分別增加10°與20°后進(jìn)行研究,不同的擴(kuò)壓器結(jié)構(gòu)如圖3所示。
2 ? ?網(wǎng)格創(chuàng)建與邊界條件
2.1 ? ?網(wǎng)格創(chuàng)建
網(wǎng)格創(chuàng)建中,排汽缸流體域采用四面體非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格,并在壁面進(jìn)行加密;排汽缸出口延長段部分采用六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格,網(wǎng)格均由ICEM生成;末級葉柵單流道網(wǎng)格采用六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格,在TurboGrid15.0中生成,并在CFX-Pre中運(yùn)用Turbomachinery模塊組合成全通道網(wǎng)格。排汽缸模型的網(wǎng)格總數(shù)約800萬。
2.2 ? ?邊界條件
計(jì)算工質(zhì)選用IAPWS-97中的Sream3VI濕蒸汽模型,湍流模型選用k-ε 兩方程模型。進(jìn)口給定總壓P1t=30.386 kPa
(P1t=0.303 86 bar),總溫T=342.53 K,干度x=0.918 4,出口給定流量m=21.0 kg/s,動葉轉(zhuǎn)速設(shè)定為5 650 r/min。
3 ? ?結(jié)果分析
定義排汽缸的總壓損失系數(shù)與靜壓恢復(fù)系數(shù)如下:
進(jìn)入排汽缸中的流體,在擴(kuò)壓器與渦殼中流動擴(kuò)壓,隨后進(jìn)入延長段。在延長段中部區(qū)域,流體已充分發(fā)展,因此在本計(jì)算中選取延長段的中截面作為排汽缸出口面進(jìn)行研究分析。
為方便說明,定義原型排汽缸為實(shí)例1,在原型排汽缸基礎(chǔ)上,擴(kuò)壓器后擴(kuò)張角增大10°的情況為實(shí)例2,增大20°的情況為實(shí)例3。3種排汽缸的三維流線圖如圖4所示。
排汽缸中復(fù)雜的腔體結(jié)構(gòu)以及流體的大折轉(zhuǎn)角流動,形成了各種形式的流動分離,使得排汽缸內(nèi)的流動整體呈現(xiàn)出一種多元化的旋渦運(yùn)動。在排汽缸中,主要存在兩個具有較大渦量的旋渦,一個是在擴(kuò)壓器出口形成的旋渦1,另一個是在擴(kuò)壓器背弧位置形成的旋渦2,如圖4所示,兩個旋渦幾乎占據(jù)了整個渦殼通道。旋渦的存在增大了排汽缸中流體的沿程損失,造成了較大的渦流損失。
排汽缸出口截面上的流線與總壓損失系數(shù)分布分別如圖5、圖6所示。受排汽缸上游旋渦運(yùn)動的影響,在排汽缸出口截面上形成一對尺度較大且旋向相反的旋渦——旋渦1與旋渦2,以及位于角區(qū)范圍較小的兩個旋渦——旋渦3與旋渦4。對比圖5與圖6可以看出,旋渦1與旋渦2是出口截面高總壓損失的主要來源。其中,原型排汽缸出口截面的高總壓損失區(qū)域最大,隨著擴(kuò)壓器后擴(kuò)張角的增大,出口截面的總壓損失有所降低。
排汽缸出口截面V方向速度分布如圖7所示,V為負(fù)代表流體流出排汽缸,V為正代表流體流進(jìn)排汽缸。分析圖5與圖7可以得出,旋渦1與旋渦2是引起回流及流動不穩(wěn)定的主要因素。
擴(kuò)壓器是排汽缸的重要組成部分,是決定排汽缸性能優(yōu)劣的關(guān)鍵部件。擴(kuò)壓器中由于逆壓梯度引起的流動分離,是導(dǎo)致流動損失增加,影響排汽缸氣動性能的關(guān)鍵因素。本次計(jì)算中,3種排汽缸擴(kuò)壓器水平截面速度矢量圖如圖8所示。
從圖中可以明顯看出,在擴(kuò)壓器內(nèi)環(huán)附近出現(xiàn)了較大范圍的流動分離,流動分離使得擴(kuò)壓通道變得狹窄,減小了有效擴(kuò)壓面積,嚴(yán)重影響了擴(kuò)壓器以及排汽缸整體的靜壓恢復(fù)能力。從實(shí)例1、實(shí)例2、實(shí)例3的對比分析中可以看出,隨著擴(kuò)壓器后擴(kuò)張角的增大,內(nèi)導(dǎo)流環(huán)附近的流動分離有所改善。
排汽缸出口截面的氣動性能參數(shù)如表1所示,通過分析可以得出,隨著擴(kuò)壓器后擴(kuò)張角的增大,排汽缸出口的平均總壓損失系數(shù)逐漸降低,同時平均靜壓恢復(fù)系數(shù)逐漸升高。說明針對原型排汽缸,適當(dāng)增加擴(kuò)壓器的后擴(kuò)張角,可以提升排汽缸的氣動性能。對于實(shí)例2與實(shí)例3的排汽缸,其靜壓恢復(fù)系數(shù)僅比實(shí)例1的排汽缸提升了9.95%與14.75%。
4 ? ?結(jié)語
排汽缸內(nèi)的流動可以視為一系列的旋渦運(yùn)動,這是排汽缸本身的結(jié)構(gòu)特征所決定的。在原型排汽缸中,擴(kuò)壓器內(nèi)環(huán)存在較為嚴(yán)重的流動分離,隨著擴(kuò)壓器后擴(kuò)張角的增大,流動分離顯著改善,同時排汽缸的氣動性能得到了較為明顯的提升。
[參考文獻(xiàn)]
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收稿日期:2021-08-23
作者簡介:劉盼年(1987—),男,遼寧大連人,工程師,從事動力機(jī)械熱力與強(qiáng)度方面的研究工作。