東方超超臨界二次再熱660 MW汽輪機超高壓主汽閥、調節閥氣動性能研究

鐘主海，張鵬飛，鄧國梁，鐘剛云

(東方汽輪機有限公司，四川 德陽，618000)

0 引言

東方為進一步提高汽輪發電機組效率，融合當今先進技術自主開發出了具有高效率、安全可靠、安裝維護方便等特點的二次再熱660 MW汽輪機，以此為代表的華能安源項目已成功投運。其汽機入口參數為28～32 MPa/600℃/620℃/620℃，其熱效率比采用一次中間再熱機組相對提高1.4%～1.6%，相對于目前超超臨界機組普遍應用的25.0 MPa/600℃/600℃參數，機組的設計熱效率可提高約2.4%～2.6%左右，可顯著降低機組煤耗。但是高參數二次再熱機組主蒸汽壓力由超超臨界的 25.0 MPa/600℃/600℃提高到 28～32 MPa/600℃/620℃/620℃，壓力提高了28%，主蒸汽的密度提高了33%，導致主蒸汽通過超高壓閥門時容積流量小，影響超高壓閥門內的流場特性，若仍采用一次中間再熱機組的原閥門結構，其氣動性能能否滿足超超臨界二次再熱機組的要求，是本文十分關心的問題。而且國內外很多學者對汽輪機閥門進行了大量研究，結果表明，高壓調節閥壓損每增加l%，高壓缸效率下降約0.4%[1]；調節閥在某些工況下，不僅有較大能量損失，而且可能引起閥門振動，導致類似閥桿斷裂、閥座拔起等事故[2]。Zhang等[3]對?；葹?.5的閥型進行了試驗研究，結果表明汽流的非對稱不穩定流動是導致噪聲、閥桿振動或斷裂的根本原因。毛靖儒[4]等對G-I型調節閥的試驗結果表明，閥體振動的主因是調節閥內部汽流流動不穩定，汽流壓力脈動與閥桿固有頻率同頻所致。杜占波[5]等研究指出，閥碟下部空穴區內汽流的抽吸行為會導致閥碟下部壓力發生脈動，進而可能導致閥體振動。Yonezawa等[6]對閥桿分別采用剛性支撐和柔性支撐的閥門進行了試驗和數值研究，結果表明，閥桿采用剛性支撐的閥門，閥碟下部汽流的不穩定流動導致其閥碟表面壓力波動，但閥桿本身并無振動；閥桿采用柔性支撐的閥門，其閥碟和閥桿本身振動明顯，振動頻率與閥桿固有頻率一致，這一觀點和文獻[4]一致。因而無論從經濟性還是安全性考慮，研究汽輪機主汽閥、調節閥內部的流場對閥的設計都有著重要意義。

為此，文章對東汽研發的超超臨界二次再熱660 MW超高壓閥門內的流場進行了分析計算，得出了在超超臨界二次再熱參數下超高壓閥門流道內的壓力分布和速度分布，分析了卸載室、分流板等結構對流動特性的影響，為高參數二次再熱超高壓閥門的設計提供了參考。

1 幾何模型和數值方法

1.1 幾何模型

東汽高參數二次再熱機組基本開發思路是充分利用現有超超臨界機組的運行經驗，繼承現有的成熟技術。超高壓閥門是在超超臨界660 MW高壓閥組基礎上優化設計的，超超臨界660 MW高壓閥組的結構剖視圖如圖1所示，它由閥座、閥碟、閥腔、卸載室和分流板等部件構成。圖2給出了該閥組的氣動計算模型。為獲得閥內部真實流動情況，在對流體域通道進行幾何建模過程中，對閥關鍵結構不做簡化且入口和出口均考慮一定的延伸段。為獲得調節閥全開和部分負荷等實際運行工況下的流動特性，需對調節閥相對升程進行改變，并針對該升程開展CFD數值研究。

相對升程定義見式（1）：

式中：L為調節閥絕對升程，Dn為調節閥閥座的喉部直徑。

圖1 超超臨界660 MW高壓閥組結構示意圖

圖2 超超臨界660 MW高壓閥組計算模型

1.2 網格劃分

主汽閥、調節閥閥內流道形狀復雜，喉道附近蒸汽膨脹劇烈，因此在網格劃分時應對閥碟下表面與閥座上表面組成的環形通道區域進行網格加密，以提高計算準確度。圖3為全開工況下主汽閥、調節閥的計算區域網格示意圖，本文計算所用的網格為：主流區網格采用結構化的分區網格，特殊結構采用非結構化網格，并進行網格無關性驗證。

圖3超超臨界660 MW高壓閥組網格劃分示意圖

1.3 控制方程求解及邊界條件

CFD計算采用全三維N-S方程和SST湍流模型，計算中對控制方程和邊界條件進行有限元離散；動量、能量、湍動能以及湍流耗散率的離散格式均采用高分辨率的二階迎風格式。計算工質為蒸汽，進口邊界條件設定為總壓、總溫和來流方向；出口邊界為平均靜壓；壁面為絕熱壁面。

1.4 閥門氣動性能的評價指標

總壓損失系數是閥門氣動性能主要評價指標之一， 見式（2）。

式中：ζ為總壓損失系數，P總in和P總out為閥門進、出口截面汽流的平均總壓。

2 超超臨界二次再熱660 MW超高壓閥組設計

2.1 超超臨界660 MW高壓閥組

在設計超超臨界二次再熱660 MW超高壓閥組時，充分利用現有超超臨界機組的成熟技術，并考慮到二次再熱機組參數高、容積流量小等特點。因此二次再熱超高壓閥組是在超超臨界660 MW高壓閥組基礎上進行的優化設計。若超超臨界二次再熱660 MW超高壓閥組直接采用超超臨界660 MW高壓閥組，不進行重新優化設計，其二次再熱機組參數高、容積流量小等特點會導致其流動特性發生較大變化，其性能必然不能達到高水平。圖4～5為二次再熱機組直接采用超超臨界660 MW高壓閥組計算所得到的流場結構。

圖4 三維流線圖

圖5 汽流來流方向上的流場云圖

圖4所示為二次再熱機組直接采用超超臨界660 MW高壓閥組計算所得的全開狀態下三維流線圖。從圖中可以看出，流體在入口及出口的直管處速度變化平緩，汽流進入主汽閥閥腔后，一部分汽體直接流向閥座喉部，另一部分則繞流閥桿后再流向喉部，由于流體流向變化劇烈，所以容易導致旋渦和流動死區出現；進入主汽閥喉部的蒸汽，繞流主汽閥喉部下面的腔室后再流向調節閥，這就導致調節閥入口處的流場比較紊亂，引起較大壓損。

圖5所示為二次再熱機組直接采用超超臨界660 MW高壓閥組計算所得的全開狀態下流場云圖，從流速云圖可以看出，蒸汽在主汽閥閥腔內的流場不均勻，使得閥碟與閥座形成環形通道內的流場不穩定，易引起閥碟閥座振動，且主汽閥喉部以下腔室內的流場不均勻，將導致調節閥內流動紊亂，引起調節閥振動。

2.2 超超臨界660 MW超高壓閥組優化設計方案

根據對超超臨界660 MW超高壓閥組內流場結構的分析，主要針對超高壓主汽閥、調節閥的腔室進行優化設計。優化后的氣動計算模型如圖6（a）所示。

表1給出了閥組在全開工況下優化前后的總體性能計算結果。從表1可以看出，優化后主汽閥、調節閥的相對總壓損失系數均較優化前有較大程度降低，其中主汽閥的相對總壓損失系數下降幅度比較明顯，由優化前的1.44%下降至0.54%。 圖 6（b）、6（c）及 6（d）所示為優化設計后超超臨界660 MW超高壓閥組的流場結構，從圖中可以看出，蒸汽在優化后主汽閥閥腔的流速較優化前有一定程度增加，三維流線、流速云圖和總壓云圖的不均勻程度均較優化前有很大程度改善，這有利于蒸汽繞流主汽閥閥桿進入閥碟與閥座形成的環形通道，可提高主汽閥的氣動性能，且主汽閥后三維流線的紊流程度較優化前也有一定程度的降低，可以預期，優化后調節閥的總壓損失系數低于優化前調節閥的總壓損失系數，這點也可從表1上得到印證，這同時也說明本文采用的優化思路是正確可行的。因此超超臨界二次再熱660 MW超高壓閥組選用超超臨界660 MW超高壓閥組的優化設計方案是正確可行的。需要特別說明的是，超超臨界二次再熱660 MW超高壓閥組選用超超臨界660 MW超高壓閥組的優化設計方案后其相對總壓損失系數下降明顯，對超超臨界二次再熱660 MW超高壓閥組的優化思路為增加蒸汽在主汽閥閥腔的流速，可改善閥碟與閥座形成的環形通道內流場的均勻性，該優化措施是針對高參數超超臨界二次再熱660 MW超高壓閥組，若超超臨界660 MW的高壓閥組也采用超超臨界660 MW超高壓閥組的優化設計方案，其性能必然不能達到高水平。主要有兩方面原因：

（1）閥腔壓損增加

超超臨界660 MW高壓閥組內蒸汽的流速較超超臨界二次再熱660 MW超高壓閥組的高，超超臨界二次再熱660 MW超高壓閥組的優化思路為增加蒸汽在主汽閥閥腔的流速，若超超臨界660 MW高壓閥組也同樣采用該優化理念，就會導致超超臨界660 MW高壓主汽閥閥腔內蒸汽的流速進一步增加，必引起較大的壓損。

（2）流場的均勻性變化

若超超臨界660 MW高壓閥組采用超超臨界二次再熱660 MW超高壓閥組的優化理念，會導致超超臨界660 MW高壓主汽閥閥腔內的蒸汽流速較高，可影響蒸汽對主汽閥閥桿的繞流特性，將改變閥碟與閥座形成的環形通道內流場的均勻性，對閥組的壓損有較大影響。

圖6 優化設計后超超臨界660 MW高壓閥組

表1 優化前后的閥組壓損對比

2.3 超超臨界二次再熱660 MW超高壓調節閥變工況性能

調節閥作為汽輪機調節系統的主要部件，其安全穩定運行對汽輪機組的工作性能水平至關重要，其主要功能是控制進入汽輪機的蒸汽流量，使汽輪機保持恒定轉速或者實現不同工況的調節。因此調節閥不同行程下的氣動性能對機組經濟性同樣具有重要影響。

圖7所示為超超臨界二次再熱660 MW超高壓調節閥總壓損失系數隨相對升程的變化關系，從圖中可以看出，超高壓調節閥的總壓損失系數隨相對升程的增加逐漸減小，減小的趨勢隨相對升程的增加逐漸變緩，這說明當閥門升程大于全開升程工況時，繼續提升仍有部分收益，但收益逐漸減小。這同時也說明超超臨界二次再熱660 MW超高壓調節閥選用的全開升程是合理的。

圖7 超超臨界二次再熱660 MW超高壓調節閥總壓損失系數隨相對升程的變化關系

2.4 卸載室設計

為了使閥門開啟時提升力不要太大，一般采用增加預啟閥減載的方法。為了保證閥門的穩定性和良好的氣動性能，對預啟閥的設計提出了較高要求。當預啟閥未開啟時，蒸汽已通過閥碟與閥套間的環形縫隙進入卸載室。閥門開啟時，先提升預啟閥，閥腔內蒸汽通過卸載孔源源不斷地流向閥座，繼續提升閥桿至全開，蒸汽持續從閥碟和閥套之間的縫隙流入卸載室并經卸載孔流向閥座，從卸載孔流出的蒸汽對閥運行有怎樣的影響？下面我們進行較詳細的分析和討論。

圖8（a）為660 MW二次再熱超高壓調節閥全開工況下無卸載室時的結構示意圖，圖8（b）為660 MW二次再熱超高壓調節閥全開工況下帶卸載室時的結構示意圖。圖9所示為660 MW二次再熱超高壓調節閥全開工況下帶卸載室和無卸載室在來流方向上的速度場，從圖中可以看出，660 MW二次再熱超高壓調節閥帶卸載室時的速度場與不帶卸載室時的速度場比較相似。與不帶卸載室結構相比，帶卸載室時閥碟下方流場對稱性較好，卸載孔出口流場無明顯低速回流區。卸載室流出的部分蒸汽能夠在粘性作用下將空穴區域內的部分流體帶離出去，這將導致空穴區的壓力升高損失降低，因此可以預期，帶卸載室的660 MW二次再熱超高壓調節閥的總壓損失系數低于無卸載室的，但相差的尺度很有限，這點也可從表2上得到印證。

圖8 結構示意圖

圖9 超超臨界二次再熱660 MW超高壓調節閥全開工況下來流方向馬赫數云圖

表2 超超臨界二次再熱660 MW超高壓調節閥全開工況下帶卸載室和無卸載室氣動性能對比

已有研究結果表明，空穴區的汽體在粘性作用下，會不斷被其下游汽流帶走，而它周圍的汽流同時會滲入進來填補空穴，這樣空穴內的汽流一邊被抽吸走，一邊又有汽流進來填補。這種抽吸行為是一種非穩態的流動，這將導致作用在閥碟下部的壓力也發生脈動，進而可能導致閥體振動[5]，這一觀點與Zhang等[3]關于閥體內部汽流的不穩定流動是引起閥桿振動根本原因的結論一致：即閥碟下方出現的空穴區是導致喉部附近流體參數不均勻、閥門振動的重要因素，空穴區域的劇烈程度是衡量調節閥設計合理與否的重要依據。與不帶卸載室結構相比，660 MW二次再熱超高壓調節閥帶卸載室時其閥碟下方流場對稱性較好，空穴區域的面積明顯較小，由此可以預期，該卸載室結構可有效降低閥碟閥座的振動。這同時也說明超超臨界二次再熱660 MW超高壓調節閥選用的卸載室結構合理。

2.5 分流板設計

當汽流來流均勻且進口通道正對閥桿時，從閥桿兩側流過的兩股汽流會在分流板位置處發生會合，并產生一定強度的碰撞，進而相互抵消。但如汽流不均勻或閥腔結構的不對稱變化等因素出現，易導致來流蒸汽高速擾流，進而產生較大的壓損。為防止汽流進入閥腔后的不對稱擾流，工程上廣泛使用在正對進口的閥殼上安裝分流板，其結構如圖1所示。本節就分流板對流場的影響進行了相關研究。圖10所示為超超臨界二次再熱660 MW超高壓調節閥全開工況下帶分流板和無分流板閥腔內正對進口中心截面的馬赫數分布云圖。從圖中可以看出，閥腔內的流動為低馬赫數流動，最大的馬赫數僅為0.12，分流板不會明顯改變閥腔內的流場。分析認為，汽流由進口管道進入閥腔后，由于通流截面面積的增加導致流速顯著降低，且安裝分流板的位置處，其流速正是整個閥腔中最低的，速度的數量級基本在15 m/s以內。因此在這一位置上安裝分流板不會明顯增加閥門的壓損，這與文獻[7]的結論一致。這同時也說明超超臨界二次再熱660 MW超高壓調節閥選用的分流板結構及安裝位置是合理可行的。

圖10 超超臨界二次再熱660 MW超高壓調節閥全開工況下閥腔中心平面上馬赫數等值線圖

3 結論

綜上所述，考慮到二次再熱機組參數高、容積流量小等特點，東方超超臨界二次再熱660 MW超高壓主汽閥、調節閥是在具有優良運行業績的超超臨界660 MW高壓閥組基礎上進行的優化設計，同時對分流板和卸載室等結構采用了許多成熟可靠的措施。因此東方超超臨界二次再熱660 MW超高壓主汽閥、調節閥具有性能先進、可靠性高的特點。