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摘 要：船用汽轮机功率调节主要是依靠调节进入汽轮机进口喷嘴的蒸气流量来实现的，而汽轮机进口喷嘴的流量又取决于安装在汽轮机进口处的调节阀箱。可以说，调节阀箱是船用汽轮机功率调节不可或缺的重要组成部分。本文主要针对某一船用汽轮机调节阀箱，采用ANSYS商业软件包中的ICEM网格生成器生成非结构化计算网格，并利用ANSYS商业软件包中的CFX求解器进行求解计算。
关键字：船用汽轮机 调节阀箱 数值模拟
船用汽轮机调节阀是船用汽轮机的重要组成部分，其内部流动比较复杂，损失也比较大，近年来也受到了各界学者的关注。德国SiemensKWU公司对汽轮机调节阀进行了大量研究，在汽轮机调节阀气动性能优化改进方面积累了非常有益的经验。美国GE公司也对汽轮机调节阀进行了应用研究，并自主开发了调节阀专用计算软件NOVAK3D。在此基础上，对进汽调节阀采用相应的改进方案使得调节阀总压损失降低30%，取得了良好效果。国内上海交通大学黄庆华对某电站汽轮机的主蒸气调节阀门进行了数值模拟研究，选取了主蒸气阀门几个关键的几何结构参数来考察阀门气动性能影响的音速，并据此对阀门通流结构进行了优化设计，取得了一定成效[5]。西安交通大学李思琦对舰用汽轮机的进汽调节阀箱进行了大量研究。在整个研究过程中，采用“空度”的概念来处理调节阀箱内部的阀碟和阀杆等固体区域，计算采用PHOENICS流体计算软件，得到了调节阀箱内部流场详细情况。将数值结果与试验结果进行对比之后发现，两者吻合较好。中国科学院工程热物理研究所徐克鹏等人对某电站汽轮机的主蒸气调节阀进行了数值模拟和相应的试验研究，详细地分析了调节阀内部的流场结构和流动损失机理。大连理工大学周子筠采用商业软件STAR-CD对某电站辅助汽轮机头部（包含主蒸气阀、蒸气调节阀和进口调节级在内等结构）进行了数值研究，详细分析了汽轮机头部的内部流场及损失情况，并在此基础上提出了汽轮机头部优化改进的方法和建议。由于船用汽轮机调节阀箱结构复杂，国外对船用调节阀的研究工作到目前为止主要是由各汽轮机生产厂独立进行，国内的研究则主要集中在电站汽轮机，在船用汽轮机调节阀方面的研究相对较少。
1 计算模型
1.1 几何模型
船用调节阀箱往往由若干个调节阀组成，反过来这些调节阀通过螺栓连接并固定安装在调节阀箱内。舰船汽轮机调节阀箱通常安装在高压缸高压汽轮机第一级前和低压缸倒车汽轮机级第一级前。
图1为某船用汽轮机调节阀箱几何结构示意图。从图中可以看到，某船用调节阀箱具有三个调节阀，分别对应三个调节阀出口，分别为Ⅰ号调节阀出口、Ⅱ号调节阀出口和Ⅲ号调节阀出口。
图1 某船用汽轮机调节阀箱几何结构图
这三个调节阀分别控制不同的汽轮机进口喷嘴弧段。舰船汽轮机就是通过这三个调节阀来控制流入汽轮机的流量，从而实现喷嘴调节。该调节阀箱两侧为蒸气入口，中间三个孔为三个调节阀阀芯安装孔位。在调节阀箱两侧还有连个对称的调节阀进口，分别为1号进口和2号进口。
由于船用汽轮机工作工况的不同，对应调节阀箱各个阀门开度也是不同的。本文主要选择船用汽轮机额定工况即阀箱调节阀全开状态来进行分析和计算。
图2 某船用调节阀箱阀芯结构图
1.2 网格模型
图2为某船用调节阀箱计算模型。为了能让湍流充分发展以及使调节阀出口气流达到稳定，调节阀箱三个出口段截取长度相对较长。同时在三个调节阀阀芯位置有三个孔，这是阀芯的固体区域，在数值计算时是没有流体通过的。
图3 某船用汽轮机调节阀箱流体域模型
图4为调节阀箱网格模型。网格生成采用ANSYS/ICEM商业软件，最终生成的网格节点总数为170万左右，网格单元总数为644万左右。由于船用调节阀箱几何结构比较复杂，为了能使网格快速生成，主流区域采用了四面体非结构化网格。图5和图6为固体壁面附近网格，固体壁面附近网格采用棱柱体化网格，近壁面网格层数为6层。
图4 某船用调节阀箱计算网格域模型
图5 调节阀喉道区域局部加密网格
图6 调节阀箱近壁面网格
2 数值方法
2.1 控制方程
计算采用ANSYS/CFX商用软件。ANSYS/CFX是基于有限体积法采用全隐式网格耦合求解技术，具有较好的稳定性。
在ANSYS商业软件CFX求解器中，在绝对坐标系下，微分形式的连续、动量和能量方程分别为：
完全气体计算公式：
p＝ρRT
h＝CpT
式中：R，Cp为气体常数。
气体动力粘性系数计算采用萨瑟兰（C.D.Sutherland）公式：
式中：T0=273.15K；μ0为1个标准大气压下0℃时气体的动力粘性系数；Ts为萨瑟兰常数，与气体性质有关。
考虑微分形式的连续、动量和能量方程，对一个明确的控制体进行积分，便可得到积分形式的连续、动量和能量方程：
式中：V表示控制体的体积；S表示控制体的表面积；dnj表示垂直控制体表面并指向外侧的法向量。
2.2 湍流模型
CFX求解器提供的涡粘湍流模型有：k-ε、RNGk-ε、k-ω、BSLk-ω和SSTk-ω等湍流模型。本文采用的湍流模型为RNGk-ε湍流模型。
RNGk-ε湍流模型与标准k-ε湍流模型相似。在RNGk-ε湍流模型中，主要是通过在大尺度运动和修正后的粘性项中来反应小尺度的影响，这可以系统地从控制方程中去掉小尺度运动。所得到的RNGk-ε湍流模型的k方程和ε方程如下：
其中：
RNGk-ε湍流模型采用壁面函数法来处理近壁面流动，其原理不是直接计算近壁面，而是采用被广泛称之为壁面函数的半经验公式来近似计算近壁面流动区域。这种处理方法计算精度较高，比较适合在有漩涡和流线曲率较大的内部流场计算。这样的处理技巧即是将计算流体域人为划分为：核心湍流区（即主流区）和壁面流动区。在实际应用中，通常是利用Reynolds数 ![]() 来区分这两个区域，其中y为计算域中某一节点到固体壁面的法向距离。
当Reynolds数Rey≥2000时，采用上述RNGk-ε湍流模型中的k和ε方程来求解；当Reynolds数Rey＜2000时，则使用Wolfshtein一方程模型来近似求解近壁区的湍流流动，其中动量方程和湍动能k方程仍使用上述RNGk-ε湍流模型中计算式，但是湍流动力粘性系数和湍流的耗散率需使用如下公式计算：
反映壁面对湍流的影响的长度尺度参数lμ、lε可使用如下计算公式：
2.3 边界条件
本文计算主要采用的边界条件如下：
入口边界：进口给定来自锅炉的新鲜蒸气的总温总压，气流速度方向垂直于进口平面。
出口边界：给定各个阀门出口的质量流量；
固体壁面：网格无滑移，绝热壁面。
计算工质：采用理想蒸气。
各个调节阀开度是固定的，并且是全开状态。
3 数值分析
3.1 流动分析
计算得到的某船用汽轮机调节阀内的三维流线图如图7所示。从图中可以看到，Ⅲ号调节阀较大，通过的流体较多，其它两个调节阀较小，流过的流体较少，并且气流在通过各个调节阀时产生了旋流。从流动速度上看，主要流动区域的蒸气气流动速度并不是很大，大约在100m/s左右。气流速度较大的区域主要集中在调节阀阀碟位置处，最大速度达到了750m/s，并没有形成激波或达到临界。这是因为阀碟在此处位置阀门开度较小，形成了节流作用，使得气流通过的截面积下降，从而导致气流内能（气流为从锅炉出来的新鲜蒸气，具有较高的压力和温度）转化为动能，速度急剧上升，结果是流体沿着阀碟下部通道喷射而出。这就使得流场分布十分不均匀，使得调节阀箱产生了较大的节流损失。从图中流线的分布可以看到，主要损失有三部分：一是，气流通过各个阀门的节流损失；二是，气流绕过Ⅰ号和Ⅱ号调节阀阀芯的阻力损失；三是，从两入口进来的气流在Ⅲ号调节阀阀芯位置产生的气流掺混损失。总的来说，这三部分损失大小可以估计为：节流损失>掺混损失>绕流损失。
图7 某船用汽轮机阀箱内部流场流线图
图8为Ⅰ号和Ⅱ号调节阀内部流线局部放大图。从图中可以看到，Ⅰ号和Ⅱ号调节阀流动主要是绕流，气流绕过Ⅰ号和Ⅱ号调节阀进入到Ⅲ号调节阀，而直接通过Ⅰ号和Ⅱ号调节阀进入到汽轮机的流体较少，其主要原因也是Ⅰ号和Ⅱ号调节阀阀体直径小，节流作用大。图9为Ⅲ号调节阀内部流线局部放大图。从图中可以看到，来自两侧Ⅰ号和Ⅱ号调节阀的绕流，在Ⅲ号调节阀位置汇合并掺混，最后一并进入到Ⅲ号调节阀。从图中可以看到，来自Ⅰ号和Ⅱ号调节阀的绕流，在Ⅲ号调节阀位置处有分界但不明显，流线又比较杂乱，由此不难推断此处有较大的掺混损失。
图8 Ⅰ、Ⅱ号调节阀内部流场流线图
图9 Ⅲ号调节阀内部流场流线图
从整体上看，很明显Ⅰ号和Ⅱ号调节阀的节流作用要大于Ⅲ号调节阀，同时还可以看到，气流在流经Ⅰ号和Ⅱ号调节阀时有明显的偏转作用。气流速度最大的位置主要在阀座位置处，原因是阀座是整个调节阀喉道面积最小的区域。
图10为Ⅰ号和Ⅱ号调节阀水平中分面流线图。从图中可以明显看到气流绕过Ⅰ号和Ⅱ号调节阀阀芯，当气流达到阀芯两侧顶点（±90°）附近就离开了壁面，并且分离后的流体在阀芯下游形成了近似对称的固定不动的漩涡（又称附着涡）。图11为Ⅲ号调节阀水平中分面流线图。来自Ⅰ号和Ⅱ号调节阀的绕流在Ⅲ号调节阀位置发生碰撞，形成了明显的交界面。碰撞后的气流也没有立即掺混，而是折返形成了两对互不交融的漩涡，经过旋流最后才掺混到一起进入Ⅲ号调节阀。
图10Ⅰ、Ⅱ号调节阀内部流场水平中分面流线图
图11 Ⅲ号调节阀内部流场水平中分面流线图
3.2 压力损失
调节阀箱垂直中分面总压分布云图如图12所示。从图中可以看到，三个调节阀经过强烈的节流之后，阀门出口前后产生了较大的压差。其中I号和Ⅱ号调节阀节流损失较大，Ⅲ号调节阀节流损失相对小一些，这和前面的分析是一致的。根据计算，Ⅰ号、Ⅱ号、Ⅲ号调节阀的进、出口的压差分别为1.94MPa、2.02MPa、1.18MPa。
图12 某船用汽轮机调节阀箱内部流场总压分布
调节阀总压损失系数的定义公式为：
式中：ptol，in表示调节阀箱进口处的总压，单位为Pa；ptol表示调节阀箱某测点处的总压，单位为Pa；ρin表示调节阀箱进口处的气流密度，单位为kg/m3；V表示调节阀箱进口处的气流速度，单位为m/s。
图13为调节阀箱总压损失系数分布图。图14为I号和Ⅱ号调节阀总压损失系数分布局部放大图。图15为Ⅲ号调节阀总压损失系数分布局部放大图。从图中可以清晰地看到，调节阀最大总压损失发生的地方在I号和Ⅱ号调节阀阀碟下方，总压损失系数达0.84，主要为节流损失。而阀箱的沿程阻力损失仅1.5×10-4。气流通过阀座喉部进入出口段，在很长一段距离内还发生了明显的掺混，有很长的“彗尾”，表现为总压损失系数由不均匀逐渐变为均匀，这和图7阀箱内流线图所观察到的结果是一致的。
图13 某船用汽轮机调节阀箱内部流场总压损失系数分布
图14 Ⅰ、Ⅱ号调节阀内部流场总压损失系数分布
图15 Ⅲ号调节阀内部流场总压损失系数分布
调节阀箱垂直中分面总温分布云图如图16所示。从图中可以看到，尽管高温高压蒸气经过各个调节阀节流后，总温并没有下降。这表明蒸气的内能和比焓并没有因为各调节阀的节流而改变。各调节阀节流对蒸气影响最大的是压力。
图16 某船用汽轮机调节阀箱内部流场总温分布
3.3 速度损失
图17为I号和Ⅱ号调节阀喉部位置马赫数分布云图。从图中可以看到，气流在经过调节阀的节流后，马赫数由0.1变化到1.043，但很快又降到亚音速以下，并回落至0.1左右。在较短的流程内流动速度变化比较剧烈。尽管气流在阀座喉部附件发生了局部超音速，但通道内没有发生激波。从速度云图上可以看到，从喉部出来的蒸气流体主要汇聚于阀碟下部区域，并没有立即充满整个流道，而是产生了回流区，形成了“空穴”流动。
图17Ⅰ、Ⅱ号调节阀内部流场马赫数分布
图18为Ⅲ号调节阀喉部位置马赫数分布云图。从图中可以看到，气流在经过调节阀的节流后，气流马赫数由0.1上升到1.173左右。和I号、Ⅱ号调节阀一样，速度很快又回落到0.1马赫数左右。在喉部位置区域，存在局部超音速流动，但没有出现激波。和I号、Ⅱ号调节阀相反，从Ⅲ号调节阀喉部出来的流体并没有汇聚于阀碟下部区域，而是紧贴出口段壁面。在阀碟下部中间区域，可以明显看到被低速流体占据，并且在较大范围内存在回流，形成很大的“空穴”。
图18 Ⅲ号调节阀内部流场马赫数分布
4 结论
1）船用汽轮机调节阀箱内的损失主要包括局部阻力损失、沿程损失、掺混损失以及调节阀节流损失。其中沿程损失较小，可以忽略不计。由于阀芯较小，局部阻力损失也不大。在阀芯与阀座共同决定的喉部区域，调节阀的节流损失较大。由于调节阀箱设置了两个入口，在蒸气流入Ⅲ号调节阀时，还产生了掺混损失。
2）阀碟和阀座形成的喉部区域是船用汽轮机调节阀箱内部总压损失主要发生位置，此处各调节阀处于强烈的节流状态。蒸气通过调节阀后，由于受到节流作用，总压出现了明显的下降，但由于节流前后内能不变，总温和比焓保持不变。
3）蒸气快速流过调节阀喉部后，汇集在靠近阀座壁面的区域或出口段壁面处，这样就在出口段形成了较大的回流区，产生了气流“空穴”。对于这样的问题，可以考虑采用实体部分来填充空“穴区”区域的办法来消除“空穴”区对阀门激振等不利影响。
来源：调节阀信息网
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发表于 2017-3-7 14:28:38
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