钟主海，张鹏飞，邓国梁，钟刚云

(东方汽轮机有限公司，四川 德阳，618000)

0 引言

东方为进一步提高汽轮发电机组效率，融合当今先进技术自主开发出了具有高效率、安全可靠、安装维护方便等特点的二次再热660 MW汽轮机，以此为代表的华能安源项目已成功投运。其汽机入口参数为28～32 MPa/600℃/620℃/620℃，其热效率比采用一次中间再热机组相对提高1.4%～1.6%，相对于目前超超临界机组普遍应用的25.0 MPa/600℃/600℃参数，机组的设计热效率可提高约2.4%～2.6%左右，可显著降低机组煤耗。但是高参数二次再热机组主蒸汽压力由超超临界的 25.0 MPa/600℃/600℃提高到 28～32 MPa/600℃/620℃/620℃，压力提高了28%，主蒸汽的密度提高了33%，导致主蒸汽通过超高压阀门时容积流量小，影响超高压阀门内的流场特性，若仍采用一次中间再热机组的原阀门结构，其气动性能能否满足超超临界二次再热机组的要求，是本文十分关心的问题。而且国内外很多学者对汽轮机阀门进行了大量研究，结果表明，高压调节阀压损每增加l%，高压缸效率下降约0.4%[1]；调节阀在某些工况下，不仅有较大能量损失，而且可能引起阀门振动，导致类似阀杆断裂、阀座拔起等事故[2]。Zhang等[3]对模化比为0.5的阀型进行了试验研究，结果表明汽流的非对称不稳定流动是导致噪声、阀杆振动或断裂的根本原因。毛靖儒[4]等对G-I型调节阀的试验结果表明，阀体振动的主因是调节阀内部汽流流动不稳定，汽流压力脉动与阀杆固有频率同频所致。杜占波[5]等研究指出，阀碟下部空穴区内汽流的抽吸行为会导致阀碟下部压力发生脉动，进而可能导致阀体振动。Yonezawa等[6]对阀杆分别采用刚性支撑和柔性支撑的阀门进行了试验和数值研究，结果表明，阀杆采用刚性支撑的阀门，阀碟下部汽流的不稳定流动导致其阀碟表面压力波动，但阀杆本身并无振动；阀杆采用柔性支撑的阀门，其阀碟和阀杆本身振动明显，振动频率与阀杆固有频率一致，这一观点和文献[4]一致。因而无论从经济性还是安全性考虑，研究汽轮机主汽阀、调节阀内部的流场对阀的设计都有着重要意义。

为此，文章对东汽研发的超超临界二次再热660 MW超高压阀门内的流场进行了分析计算，得出了在超超临界二次再热参数下超高压阀门流道内的压力分布和速度分布，分析了卸载室、分流板等结构对流动特性的影响，为高参数二次再热超高压阀门的设计提供了参考。

1 几何模型和数值方法

1.1 几何模型

东汽高参数二次再热机组基本开发思路是充分利用现有超超临界机组的运行经验，继承现有的成熟技术。超高压阀门是在超超临界660 MW高压阀组基础上优化设计的，超超临界660 MW高压阀组的结构剖视图如图1所示，它由阀座、阀碟、阀腔、卸载室和分流板等部件构成。图2给出了该阀组的气动计算模型。为获得阀内部真实流动情况，在对流体域通道进行几何建模过程中，对阀关键结构不做简化且入口和出口均考虑一定的延伸段。为获得调节阀全开和部分负荷等实际运行工况下的流动特性，需对调节阀相对升程进行改变，并针对该升程开展CFD数值研究。

相对升程定义见式（1）：

式中：L为调节阀绝对升程，Dn为调节阀阀座的喉部直径。

图1 超超临界660 MW高压阀组结构示意图

图2 超超临界660 MW高压阀组计算模型

1.2 网格划分

主汽阀、调节阀阀内流道形状复杂，喉道附近蒸汽膨胀剧烈，因此在网格划分时应对阀碟下表面与阀座上表面组成的环形通道区域进行网格加密，以提高计算准确度。图3为全开工况下主汽阀、调节阀的计算区域网格示意图，本文计算所用的网格为：主流区网格采用结构化的分区网格，特殊结构采用非结构化网格，并进行网格无关性验证。

图3超超临界660 MW高压阀组网格划分示意图

1.3 控制方程求解及边界条件

CFD计算采用全三维N-S方程和SST湍流模型，计算中对控制方程和边界条件进行有限元离散；动量、能量、湍动能以及湍流耗散率的离散格式均采用高分辨率的二阶迎风格式。计算工质为蒸汽，进口边界条件设定为总压、总温和来流方向；出口边界为平均静压；壁面为绝热壁面。

1.4 阀门气动性能的评价指标

总压损失系数是阀门气动性能主要评价指标之一， 见式（2）。

式中：ζ为总压损失系数，P总in和P总out为阀门进、出口截面汽流的平均总压。

2 超超临界二次再热660 MW超高压阀组设计

2.1 超超临界660 MW高压阀组

在设计超超临界二次再热660 MW超高压阀组时，充分利用现有超超临界机组的成熟技术，并考虑到二次再热机组参数高、容积流量小等特点。因此二次再热超高压阀组是在超超临界660 MW高压阀组基础上进行的优化设计。若超超临界二次再热660 MW超高压阀组直接采用超超临界660 MW高压阀组，不进行重新优化设计，其二次再热机组参数高、容积流量小等特点会导致其流动特性发生较大变化，其性能必然不能达到高水平。图4～5为二次再热机组直接采用超超临界660 MW高压阀组计算所得到的流场结构。

图4 三维流线图

图5 汽流来流方向上的流场云图

图4所示为二次再热机组直接采用超超临界660 MW高压阀组计算所得的全开状态下三维流线图。从图中可以看出，流体在入口及出口的直管处速度变化平缓，汽流进入主汽阀阀腔后，一部分汽体直接流向阀座喉部，另一部分则绕流阀杆后再流向喉部，由于流体流向变化剧烈，所以容易导致旋涡和流动死区出现；进入主汽阀喉部的蒸汽，绕流主汽阀喉部下面的腔室后再流向调节阀，这就导致调节阀入口处的流场比较紊乱，引起较大压损。

图5所示为二次再热机组直接采用超超临界660 MW高压阀组计算所得的全开状态下流场云图，从流速云图可以看出，蒸汽在主汽阀阀腔内的流场不均匀，使得阀碟与阀座形成环形通道内的流场不稳定，易引起阀碟阀座振动，且主汽阀喉部以下腔室内的流场不均匀，将导致调节阀内流动紊乱，引起调节阀振动。

2.2 超超临界660 MW超高压阀组优化设计方案

根据对超超临界660 MW超高压阀组内流场结构的分析，主要针对超高压主汽阀、调节阀的腔室进行优化设计。优化后的气动计算模型如图6（a）所示。

表1给出了阀组在全开工况下优化前后的总体性能计算结果。从表1可以看出，优化后主汽阀、调节阀的相对总压损失系数均较优化前有较大程度降低，其中主汽阀的相对总压损失系数下降幅度比较明显，由优化前的1.44%下降至0.54%。 图 6（b）、6（c）及 6（d）所示为优化设计后超超临界660 MW超高压阀组的流场结构，从图中可以看出，蒸汽在优化后主汽阀阀腔的流速较优化前有一定程度增加，三维流线、流速云图和总压云图的不均匀程度均较优化前有很大程度改善，这有利于蒸汽绕流主汽阀阀杆进入阀碟与阀座形成的环形通道，可提高主汽阀的气动性能，且主汽阀后三维流线的紊流程度较优化前也有一定程度的降低，可以预期，优化后调节阀的总压损失系数低于优化前调节阀的总压损失系数，这点也可从表1上得到印证，这同时也说明本文采用的优化思路是正确可行的。因此超超临界二次再热660 MW超高压阀组选用超超临界660 MW超高压阀组的优化设计方案是正确可行的。需要特别说明的是，超超临界二次再热660 MW超高压阀组选用超超临界660 MW超高压阀组的优化设计方案后其相对总压损失系数下降明显，对超超临界二次再热660 MW超高压阀组的优化思路为增加蒸汽在主汽阀阀腔的流速，可改善阀碟与阀座形成的环形通道内流场的均匀性，该优化措施是针对高参数超超临界二次再热660 MW超高压阀组，若超超临界660 MW的高压阀组也采用超超临界660 MW超高压阀组的优化设计方案，其性能必然不能达到高水平。主要有两方面原因：

（1）阀腔压损增加

超超临界660 MW高压阀组内蒸汽的流速较超超临界二次再热660 MW超高压阀组的高，超超临界二次再热660 MW超高压阀组的优化思路为增加蒸汽在主汽阀阀腔的流速，若超超临界660 MW高压阀组也同样采用该优化理念，就会导致超超临界660 MW高压主汽阀阀腔内蒸汽的流速进一步增加，必引起较大的压损。

（2）流场的均匀性变化

若超超临界660 MW高压阀组采用超超临界二次再热660 MW超高压阀组的优化理念，会导致超超临界660 MW高压主汽阀阀腔内的蒸汽流速较高，可影响蒸汽对主汽阀阀杆的绕流特性，将改变阀碟与阀座形成的环形通道内流场的均匀性，对阀组的压损有较大影响。

图6 优化设计后超超临界660 MW高压阀组

表1 优化前后的阀组压损对比

2.3 超超临界二次再热660 MW超高压调节阀变工况性能

调节阀作为汽轮机调节系统的主要部件，其安全稳定运行对汽轮机组的工作性能水平至关重要，其主要功能是控制进入汽轮机的蒸汽流量，使汽轮机保持恒定转速或者实现不同工况的调节。因此调节阀不同行程下的气动性能对机组经济性同样具有重要影响。

图7所示为超超临界二次再热660 MW超高压调节阀总压损失系数随相对升程的变化关系，从图中可以看出，超高压调节阀的总压损失系数随相对升程的增加逐渐减小，减小的趋势随相对升程的增加逐渐变缓，这说明当阀门升程大于全开升程工况时，继续提升仍有部分收益，但收益逐渐减小。这同时也说明超超临界二次再热660 MW超高压调节阀选用的全开升程是合理的。

图7 超超临界二次再热660 MW超高压调节阀总压损失系数随相对升程的变化关系

2.4 卸载室设计

为了使阀门开启时提升力不要太大，一般采用增加预启阀减载的方法。为了保证阀门的稳定性和良好的气动性能，对预启阀的设计提出了较高要求。当预启阀未开启时，蒸汽已通过阀碟与阀套间的环形缝隙进入卸载室。阀门开启时，先提升预启阀，阀腔内蒸汽通过卸载孔源源不断地流向阀座，继续提升阀杆至全开，蒸汽持续从阀碟和阀套之间的缝隙流入卸载室并经卸载孔流向阀座，从卸载孔流出的蒸汽对阀运行有怎样的影响？下面我们进行较详细的分析和讨论。

图8（a）为660 MW二次再热超高压调节阀全开工况下无卸载室时的结构示意图，图8（b）为660 MW二次再热超高压调节阀全开工况下带卸载室时的结构示意图。图9所示为660 MW二次再热超高压调节阀全开工况下带卸载室和无卸载室在来流方向上的速度场，从图中可以看出，660 MW二次再热超高压调节阀带卸载室时的速度场与不带卸载室时的速度场比较相似。与不带卸载室结构相比，带卸载室时阀碟下方流场对称性较好，卸载孔出口流场无明显低速回流区。卸载室流出的部分蒸汽能够在粘性作用下将空穴区域内的部分流体带离出去，这将导致空穴区的压力升高损失降低，因此可以预期，带卸载室的660 MW二次再热超高压调节阀的总压损失系数低于无卸载室的，但相差的尺度很有限，这点也可从表2上得到印证。

图8 结构示意图

图9 超超临界二次再热660 MW超高压调节阀全开工况下来流方向马赫数云图

表2 超超临界二次再热660 MW超高压调节阀全开工况下带卸载室和无卸载室气动性能对比

已有研究结果表明，空穴区的汽体在粘性作用下，会不断被其下游汽流带走，而它周围的汽流同时会渗入进来填补空穴，这样空穴内的汽流一边被抽吸走，一边又有汽流进来填补。这种抽吸行为是一种非稳态的流动，这将导致作用在阀碟下部的压力也发生脉动，进而可能导致阀体振动[5]，这一观点与Zhang等[3]关于阀体内部汽流的不稳定流动是引起阀杆振动根本原因的结论一致：即阀碟下方出现的空穴区是导致喉部附近流体参数不均匀、阀门振动的重要因素，空穴区域的剧烈程度是衡量调节阀设计合理与否的重要依据。与不带卸载室结构相比，660 MW二次再热超高压调节阀带卸载室时其阀碟下方流场对称性较好，空穴区域的面积明显较小，由此可以预期，该卸载室结构可有效降低阀碟阀座的振动。这同时也说明超超临界二次再热660 MW超高压调节阀选用的卸载室结构合理。

2.5 分流板设计

当汽流来流均匀且进口通道正对阀杆时，从阀杆两侧流过的两股汽流会在分流板位置处发生会合，并产生一定强度的碰撞，进而相互抵消。但如汽流不均匀或阀腔结构的不对称变化等因素出现，易导致来流蒸汽高速扰流，进而产生较大的压损。为防止汽流进入阀腔后的不对称扰流，工程上广泛使用在正对进口的阀壳上安装分流板，其结构如图1所示。本节就分流板对流场的影响进行了相关研究。图10所示为超超临界二次再热660 MW超高压调节阀全开工况下带分流板和无分流板阀腔内正对进口中心截面的马赫数分布云图。从图中可以看出，阀腔内的流动为低马赫数流动，最大的马赫数仅为0.12，分流板不会明显改变阀腔内的流场。分析认为，汽流由进口管道进入阀腔后，由于通流截面面积的增加导致流速显著降低，且安装分流板的位置处，其流速正是整个阀腔中最低的，速度的数量级基本在15 m/s以内。因此在这一位置上安装分流板不会明显增加阀门的压损，这与文献[7]的结论一致。这同时也说明超超临界二次再热660 MW超高压调节阀选用的分流板结构及安装位置是合理可行的。

图10 超超临界二次再热660 MW超高压调节阀全开工况下阀腔中心平面上马赫数等值线图

3 结论

综上所述，考虑到二次再热机组参数高、容积流量小等特点，东方超超临界二次再热660 MW超高压主汽阀、调节阀是在具有优良运行业绩的超超临界660 MW高压阀组基础上进行的优化设计，同时对分流板和卸载室等结构采用了许多成熟可靠的措施。因此东方超超临界二次再热660 MW超高压主汽阀、调节阀具有性能先进、可靠性高的特点。