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    汽輪機的高壓主汽調節閥組（簡稱高壓閥組）用于調節機組的進汽量，以滿足不同工況的需求，從而改變其功率或轉速。其工作原理是通過閥門通流面積的改變獲得不同的蒸汽流量，所以難以避免存在節流損失。在汽輪機熱力系統中，通常用總壓損失系數（ξ，閥組前后的壓降較閥前壓力的百分比）來表征閥組的節流損失。在發電廠運行中，為了保證機組效率，應當關注高壓閥組的節流損失，當發現總壓損失系數較大（ξ＞5%）時，應當設法加以降低。

    1 設備概況

    某600MW發電機組汽輪機的高壓閥組由2個主汽閥和4個調節汽閥組成，主蒸汽通過2根蒸汽管道由2個主汽閥送入調節汽閥，1個主汽閥帶2個調節汽閥。4個調節汽閥合用1個閥殼，其2個進汽口又分別與2個主汽閥出口焊接，使主汽閥殼體與調閥殼體連在一起。閥門由吊架支撐，布置在汽機運行層下方。

    根據高壓閥組壓損試驗結果，該高壓閥組總壓損失系數ξ在額定負荷3VWO（三閥全開）時高達7.79%（理想水平3%~5%）。高壓閥組壓損高問題已嚴重影響了機組的整體性能，必須對高壓閥組進行全面的技術改造，以降低壓損，提高機組性能。

    2 數值計算方法與建模

    由于高壓閥組內腔結構復雜，受研究手段限制，不易通過理論計算準確得到閥門流量特性。近年來，隨著CFD（計算流體動力學）和計算機技術的飛速發展，采用數值模擬手段研究其內部的復雜流動成為可能。數值模擬手段不僅可以節約大量的人力和資金，更可以模擬和捕捉到調節閥真實工作狀況下內部流場以及參數的變化和分布規律，進而改進其內部流場結構，降低流動損失，最終改善閥組的經濟性。

    2.1 高壓閥組的數值計算方法

    計算采用三維雷諾平均守恒型Navier-Stokes方程，湍流模型選用標準k-ε，方程的離散采用二階差分格式。邊界條件按設計數據給定，進口邊界條件給定進口流量G₀和總汽溫T₀，出口邊界條件為靜壓P₁。壁面按絕熱處理，壁面附近粘性支層的處理采用標準壁面函數法。

    根據高壓閥組的結構及其內部的流動特性可以看出閥組內部流動是典型的三維紊流。采用數值求解三維Navier-Stokes方程來模擬閥內的內部流動過程。

    高壓閥組內部流動的控制方程可統一由式（1）描述：

        （1）

    式中：ρ為流體密度；為流體速度矢量；Φ為通用變量，可以代表速度u，υ，T以及k和ε等求解變量；Γ_φ為廣義擴散系數；S_φ為廣義源項。

    將上式對不同變量采用張量的形式展開，轉換為能量守恒方程，見式（2）：

        （2）

    式中：p是靜壓；τ_ij是應力張量；i，j為方向變量。

    湍流是一種高度復雜的非穩態三維不規則運動，湍流中流體的各種物理參數，如速度、溫度、壓力等都是隨時間和空間發生隨機變化。湍流流動與換熱的數值計算，是目前計算流體力學和計算傳熱學中困難最多的部分，因而其研究也是最為活躍的領域之一。目前比較成熟的有k-ε模型，但標準的k-ε模型適用于計算高雷諾數湍流流動，根據高壓閥組內部汽流流動條件，選用標準k-ε模型。由壁面向外分為粘性底層區、過渡區，使用壁面函數法進行處理。

    2.2 高壓閥組數值計算和邊界條件的確定

    在數值分析過程中，運用ProENGINEER對高壓閥組進行全尺寸、三維幾何建模。因閥組結構復雜，根據流態變化的快慢和流道曲率變化的網格函數對閥組進行非結構網格劃分。高壓閥組的網格單元數因升程的不同也有所差異，一般為300萬個左右。

    把高壓閥組的進口設為流量邊界條件，出口為壓力邊界條件。需要說明的是，由于各閥門出口靜壓無法準確地分別給出，把閥門出口壓力假設為同一出口壓力，相當于把閥門出口看成一個很大的腔室，調節閥各出口管道的汽流進入腔室中最終達到壓力平衡。這雖然與閥門的實際工作情況有一定的差異，但作為對比不同閥門的壓損系數和流量特性的優劣，這種方法是合理的。

    在計算中先按常規閥門的壓損假定一個出口靜壓，當計算收斂后可得到進口總壓和靜壓等參數。計算得到的進口總壓和靜壓與實際運行參數相差較大時，重新輸入1個出口靜壓，并進行計算，直到計算出的進口總壓和靜壓與實際運行參數相差較小時，該工況的計算完成。

    計算中采用實際過熱蒸汽作為工質，使計算結果更接近真實情況。邊界參數選用機組三閥點、額定參數，詳見表1。

表1 汽輪機進口蒸汽邊界參數

    3 原高壓閥組的數值計算及結果分析

    通過CFD數值計算及結果分析，得到了高壓閥組總壓損失系數和流場分布，計算得出的總壓損失系數為7.70%，與試驗數據7.79%具有良好一致性，也反證了數學模型的正確性。同時對閥組的流場特性有了更深刻的認識，為高壓主汽閥組的選型和閥門的結構、流場優化提供依據。速度流線及調節汽閥截面速度、總壓分布情況如圖1-3所示，圖中濃淡分布表示不同的數值大小，可參照縱坐標。

    從圖1-3可以看出，高壓主汽閥與高壓調節閥之間的連通管中主流區的速度約90m/s，高壓調節汽閥出口管段主流區的流速約160m/s，高壓調節汽閥出口管段呈現了明顯的螺旋渦流動狀態，在管段的中心部分流速較低，部分調節汽閥出口管段中形成了“空洞”，使有效的通流面積變小，總壓較低的位置集中在中心部位，這說明汽流流經高壓調節汽閥后在閥碟中心部位的壓力損失最大，脫流比較嚴重，此區域的壓力損失較大。

圖1 速度流線分布

圖2 調節汽閥某截面速度矢量分布

圖3 調節汽閥某截面總壓分布

    在出口管段形成“空洞”的主要原因是高壓閥組的設計不合理，調節汽閥閥碟與閥座采用錐形閥而非同類型閥組使用的球形閥，而且閥芯為平底，調節汽閥芯與閥座所組成的通流面積比閥座的喉部面積要小很多，比值約為0.65。流場的最小面積不在喉部，且調節汽閥進口管處的過渡圓弧型線設計不合理，沒有起到充分的導流作用，再加上閥座喉部后部無擴散段，引起了高壓調節汽閥內部蒸汽流量異常混亂，高速汽流產生的強大渦流造成大量的能量耗散，導致總壓損失系數較大。

    4 新高壓閥組的設計及應用

    由于原高壓閥組設計存在較多不合理之處，僅更換閥內件可能會有效果，但要達到壓損系數3%左右的國內先進水平還是有很大困難；其次，在原閥組閥殼不變的基礎上進行改良，現場工作量較大，施工難度較大，而且費用較高。綜合考慮后，選擇將高壓閥組整體更換。

    4.1 新高壓閥組的設計

    新高壓閥組在設計中使用與原高壓閥組流場分析相同等級的數學模型及同樣的計算方法，加上進出口管道接口的邊界條件，根據原高壓閥組數值計算及分析結果，有的放矢地進行優化設計，主要改進措施如下：

    （1）將高壓調節汽閥閥芯由錐型改為球型；

    （2）優化調節汽閥進口圓弧段；

    （3）增加高壓調節汽閥出口管擴散段；

    （4）由于機組改造增容的要求，適當擴大了閥座喉部通徑，進一步降低了蒸汽流速。

    新設計的高壓閥組Y693VWO時的總壓損系數計算值為3.56%，流場分析如圖4-6所示。

圖4 Y69閥組速度流線分布

    從圖中可以看出高壓主汽閥與高壓調節汽閥之間的連通管主流區的速度約為45m/s，而高壓調節汽閥出口管段主流區的流速約為125m/s，汽流在高壓調節汽閥中的流動比較均勻。說明高壓調節汽閥進口段過渡圓弧型線設計合理，有較好的導流作用。汽流在高壓調節汽閥出口管段中流動比較均勻，沒有螺旋渦存在，所以汽流的能量耗散也較小。由圖6可以看到，從高壓調節汽閥的進口到出口，總壓變化較小，調節汽閥出口管段總壓分布比較均勻，出口管段中心區域沒有類似原閥組的“空洞”存在，所以整個閥組的總壓損失系數也較低。

圖5 Y69閥組調節汽閥某截面速度矢量分布

圖6 Y69閥組調節汽閥某截面總壓分布

    4.2 高壓閥組改造前后的壓損對比

    在該機組大修中進行了高壓閥組的改造，使用了新設計的Y69型高壓閥組。改造后對高壓閥組進行了壓損試驗，從試驗結果看，在各工況下總壓損系數都在3%~3.5%，壓損比改造前大幅下降，保證了較好的經濟性，見表2。

表2 改造前后高壓閥組總壓損失系數對比

    5 結語

    采用CFD數值模擬手段，對總壓損失系數過大的某600MW機組高壓主汽閥、調節汽閥進行流場分析，并對高壓閥組進行了改型，最終達到了預期的目的。

    隨著計算機水平以及CFD技術的不斷發展完善，利用數值模擬方法對工程問題進行分析已成為趨勢。通過CFD數值模擬與現場經驗相結合，為解決汽輪發電機組高壓閥組總壓損失系數較大問題，提供了一種新的分析思路。

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