汽輪機GX1型調(diào)節(jié)閥流動特性的試驗與數(shù)值研究

1、汽輪機GX1型調(diào)節(jié)閥流動特性的試驗與數(shù)值研究汽輪機的啟停和功率的變化是通過調(diào)節(jié)閥開度的變化，從而改變進入汽輪機的蒸汽流量或蒸汽參數(shù)來實現(xiàn)的，所以調(diào)節(jié)閥內(nèi)的流動特性和工作可靠性對整個汽輪機的安全經(jīng)濟運行有重要的影響。尤其在部分負荷工況下，不僅有較大的能量損失，而且可能引起閥門的振動。本文對GX-1型調(diào)節(jié)閥的流動特性和工作性能進行了試驗和數(shù)值研究13。    長期以來，我國針對閥門流動特性進行系統(tǒng)研究的并不多，其主要原因是由于缺乏先進的測試儀器和手段而很難測試出閥門內(nèi)部的流場。近十幾年來，國內(nèi)做過一些簡單的試驗并結(jié)合理論分析來推測閥內(nèi)的流動情況4，5。目前，國內(nèi)外的研

2、究者在三維湍流流動、非定常流動及流體激振等方面都做了大量的研究工作，但是應用于汽輪機調(diào)節(jié)閥的并不多6，7。    調(diào)節(jié)閥的結(jié)構(gòu)十分復雜，閥內(nèi)氣體的流動是典型的非定常內(nèi)流問題。本文針對汽輪機常用的GX-1型調(diào)節(jié)閥進行模型試驗，采用高頻動態(tài)采集系統(tǒng)及微小型壓力傳感器等先進測試設備和技術進行試驗研究，并且結(jié)合數(shù)值計算和理論分析，深入研究閥門內(nèi)氣體的流動特性。    1 試驗模型的測點布置和計算截面位置    本文采用空氣作為工質(zhì)進行模型試驗。為了提高來流的均勻性，在模型閥前裝置了擴壓段、絲網(wǎng)層、穩(wěn)壓筒和收斂段。

3、由高壓氣源來的氣流進入調(diào)節(jié)閥的閥碟和閥座間的環(huán)形通道流出后轉(zhuǎn)折90°流入閥座，經(jīng)閥座漸擴段擴壓后排出，如圖1所示。實際的閥腔形狀多樣，試驗采用矩形剖面，閥腔的長、寬、高分別在X、Y、Z方向(其中長、寬相等)，相應的速度分量為u、v、w。    為全面認識閥體內(nèi)復雜結(jié)構(gòu)形成的復雜流動特性，在閥門各關鍵部位設置了測點，如閥腔進口、閥腔頂端、閥座進口、閥座收縮段、閥座喉部、閥座漸擴段、閥座出口、閥碟頭部等。動態(tài)壓力采用直徑為1.6mm的超微型壓力傳感器及其高頻動態(tài)采集系統(tǒng)來測定。    同時，本文對GX-1型調(diào)節(jié)閥在全開和非全開工

4、況下的流場進行了計算，詳細分析討論了調(diào)節(jié)閥內(nèi)氣體的流動特點和結(jié)構(gòu)。數(shù)值計算也以空氣作為工質(zhì)，采用有限差分法，將計算模型離散成貼體非均分網(wǎng)格。計算截面位置見圖1，包括以下截面：閥腔頂端A-A、閥座上方閥碟繞流處B-B和C-C、閥座喉部D-D、閥座出口E-E和閥腔X方向中心和Y方向中心截面。    2 動態(tài)壓力測試結(jié)果分析    試驗是在不同壓比和相對升程下進行的。壓比為閥后壓力與閥前壓力之比，相對升程為調(diào)節(jié)閥桿的提升高度與閥碟-閥座的配合直徑之比。試驗壓比范圍為0.400.95，相對升程范圍為3.7%41.0%。本文中動態(tài)壓力的脈動峰峰

5、值(變化值)用p表示，相對升程L=10%20%稱為中等升程，壓比=0.60.7稱為中等壓比。    圖2圖5是閥內(nèi)各測點在不同壓比和相對升程工況下的壓力脈動變化。根據(jù)圖2可知，閥腔進口(閥腔進氣側(cè)底端)、閥腔頂端和閥座進口表面的壓力脈動，在一般工況下都小于5kPa，只有在壓比接近臨界壓比時，壓力脈動才開始增大。這說明在調(diào)節(jié)閥進口處流動是穩(wěn)定的，而且在氣流進入閥碟和閥座形成的流道之前，氣流仍比較均勻。    真正能反映閥內(nèi)流動情況的應是閥碟與閥座形成的環(huán)形流道及閥座漸擴段內(nèi)的壓力與流速變化，所以我們主要以這些位置測點的壓力脈動幅值大小來

6、分析并判斷閥內(nèi)氣體的流動特性。從圖3可知，在兩種中等升程下，閥座喉部壓力脈動隨變化不大，而且對應任何壓比的p變化不超過0.2kPa。圖4是在各種壓比下p隨升程的變化，p變化比較平緩，不超過0.3kPa，與其他類型的調(diào)節(jié)閥相比，p數(shù)值較小。結(jié)合圖3和圖4，在中等壓比和中等升程時，p相對其他工況變化較大，說明此時流場比較混亂，流動出現(xiàn)既附著于閥座，也附著于閥碟的流型交變，但強度并不大。    GX-1型調(diào)節(jié)閥是型線閥，閥碟和閥座的型線均為錐形，這有助于氣流轉(zhuǎn)彎后流場的建立，而且閥座擴散角(3°)適當，對閥座下游段的擴壓有利。從圖5a可以看出，當閥座收縮段在中

7、大升程以下工況時，壓力脈動不大，比較平緩。從圖5b可看出，在大壓比工況時，閥座漸擴段的壓力脈動不大；在中大升程以下工況時，閥座漸擴段的p脈動幅值隨著升程提高而增大，隨壓比的增大而減小。在中小壓比、中大升程時，p較大，幅值達到30kPa左右。但是，通過頻譜分析可知，氣流脈動與閥門固有頻率不同，不會發(fā)生共振。從圖5可以看出，在小壓比、大升程時，p最大而且自身變化最大。閥座漸擴段的p脈動幅值比收縮段的大。    3 數(shù)值模擬結(jié)果分析    本文著重研究調(diào)節(jié)閥非全開的工況。圖6-圖7所示為中等壓比(=0.63)、中等相對升程(L=14.8%)

8、的工況.從圖6、圖7可看出，當均勻來流進入閥腔的進氣口后，一部分直接流向閥座喉部，另一部分繞流閥桿套筒后再轉(zhuǎn)折90°流向喉部，還有一部分繞流到閥桿套筒背后再轉(zhuǎn)折流出.在進口側(cè)的閥腔角落，由于流動轉(zhuǎn)折劇烈，所以此處容易出現(xiàn)旋渦和流動死區(qū)，流動不均勻并且流速低.閥門內(nèi)的流動視為節(jié)流過程，雖然閥門的進、出口氣流焓值相同，但能量品質(zhì)卻降低了，另外會帶來巨大的噪聲，在大壓比和小升程時尤甚。氣流閥桿套筒繞流后出現(xiàn)分離現(xiàn)象，進氣速度越大，能量損失也越大，但若進氣速度過小，由于粘性作用，繞流時可能很早就出現(xiàn)邊界層分離。    閥碟和閥座之間形成的是一個環(huán)形縮放通道，其大

9、小隨著升程的變化而改變。同時，在閥座中也存在一個縮放通道，這可以看作是由2個縮放通道串聯(lián)和并聯(lián)而成的雙喉噴管。閥門的通流能力要受到這2個喉管中最小一個面積的制約。在升程減小的過程中，通道內(nèi)的流速不斷增高，在臨界狀態(tài)下會出現(xiàn)激波。這會誘發(fā)流動狀態(tài)的突變，使流動嚴重不穩(wěn)定，而氣體的脈動可能會引起閥桿甚至整個閥門管道系統(tǒng)的振動，出現(xiàn)嚴重事故。沿著閥碟表面運動的氣體速度并不高，它們與閥碟和閥座間的環(huán)形通道中的氣體碰撞匯合，引起較大損失。由閥碟下方直接進入喉部的氣體與繞流閥桿后轉(zhuǎn)折進入喉部的氣體在閥座喉部以下的漸擴段碰撞，圖6和圖7清楚地表明了這一點。從喉部流出的氣流進入漸擴段后開始擴壓，壓力升高，速度

10、降低。部分氣體在逆壓梯度的作用下會出現(xiàn)分離。分離區(qū)不僅帶來能量損失，還會使有效通流面積減小。    對于閥座喉部，小壓比時是高速射流，中等壓比和中等升程時流場比較混亂，流動既附著于閥座，也附著于閥碟，但當升程增大后，情況變得規(guī)律，形成的一對渦比較穩(wěn)定，使得閥座出口流場也能比較穩(wěn)定。當壓比增大后，在小升程時，閥座喉部出現(xiàn)向心射流。當升程增大時，閥座喉部氣流發(fā)展為附著于閥座的流動，使得閥座出口的流動附著于壁面而穩(wěn)定。不論是高速射流還是附著閥座或閥碟的流動，只要流態(tài)穩(wěn)定，不出現(xiàn)交變流型，則氣體脈動力就不大。    本文的數(shù)值模擬與試驗結(jié)果之間是吻合的，這種型線的閥門在中等壓比和中等升程時比較容易出現(xiàn)交變流型，但如果引起的流場脈動強度不大，閥門并不出現(xiàn)不穩(wěn)定工況。與此同時，對流場脈動頻率特性也進行了研究，分析結(jié)果與以上結(jié)論是一致的。    4 結(jié)論    (1)試驗表明，在一般工作的亞臨界條件下，GX-1型調(diào)節(jié)閥沒有出現(xiàn)明顯的不穩(wěn)定工況和振動現(xiàn)象，氣流脈動強度微弱，各工況脈動壓力的幅值與全開工況的相當。