低压排汽缸综述

汽轮机排汽缸的气动研究进展

前言

汽轮机低压排汽缸是连接汽轮机末级叶片和凝汽器的重要部件。一般由扩压器和蜗壳组成，图(1)为典型的汽轮机排汽缸结构图。排汽缸的主要作用是将末级排汽引导到凝汽器，同时对汽流扩压，从而将末级排汽的余速动能转化为压力能。在凝汽器压力给定的条件下，排汽缸通过降低汽轮机末级叶片的出口静压，增加汽轮机组的可用焓降，从而提高机组的热效率。文献[1]指出：低压排汽缸的损失几乎和汽轮机低压缸动静叶损失相持平。故设计高效率的低压排汽缸有利于汽轮机组热效率的进一步提高。

排汽缸内部结构复杂，其内往往含有轴承箱、扩压器、导流板以及为提高刚性而采用的加强筋、柱等结构，漩涡运动为排汽缸内三维流动的主要特征，也是气动损失的来源。排汽缸的气动性能受扩压器、排汽蜗壳的几何形状，导流板、加强件的几何及布置方式，以及来流条件等多种因素的影响[2]。多年来，研究者对排汽缸进行了多方面的研究，提出了一系列的改进措施。

研究现状

试验研究

通常对排汽缸的试验研究采用全尺寸试验和模型试验的方法来研究其气动特性，全尺寸试验需要花费大量的人力物力，难以成为试验的的主要手段，模型试验在排汽缸的试验研究中应用较为广泛。

陈洪溪等[3]对大型空冷汽轮机低压排汽缸几何尺寸对气动性能的影响进行了试验研究，指出在设计低压排汽缸的轴向尺寸时，应尽可能采取措施增加轴向长度，以保证排汽缸具有一定的扩压能力，同时，适当增加环形扩压器出口直径Ф会使排汽缸静压恢复系数有不同程度的增加，在设计扩压器流道时，应遵循扩散时少转弯、转弯时少扩散的原则，并且提供了针对末级径高比3.5-4.2时扩压器设计的参考参数。JIRI LINHART等[4]对扩压器壁面防分离措施进行了研究，指出壁面纵向开槽对防止气流分离非常有效。

随着计算机及计算流体力学（CFD）的发展，排汽缸的数值计算结果越来越接近实际结果，排汽缸的数值模拟成为研究排汽缸内三维流场结构、探究损失机理及提高排汽缸气动性能的重要方法。

Conrad Finzel,Markus Schatz等[5]对低压排汽缸的高度、水平结合面的流动面积，及蒸汽进口位置（图2所示）对扩压器静压恢复能力的影响进行了试验研究，

试验结果表明动叶顶部漏流马赫数对轴径式扩压器及低压缸的性能有显著影响，静压恢复系数随着马赫数的增加先降低后增加（图6所示），由于高能顶部射流对外导流环壁面边界层的影响，在外导流环处堵塞减少从而使静压恢复增加，顶部射流与主流的混合损失对静压恢复有消极影响。

M）的变化关系

图6 静压恢复系数随动叶顶部漏流马赫数（

tip

图7为扩压器A在两种不同顶部射流马赫数下静压恢复系数随水平结合面面积的变化规律

图8为扩压器B在两种不同顶部射流马赫数下静压恢复系数随水平结合面面积的变化规律

图7 图8

图9为扩压器A 在两种不同顶部射流马赫数下静压恢复系数随低压缸通流面面积（hood A ）的变化规律

图10为扩压器B 在两种不同顶部射流马赫数下静压恢复系数随低压缸通流面面积（hood A ）的变化规律

图11 图12

试验结果表明，水平结合面面积及低压缸顶部通流面积对扩压器的静压恢复能力有明显影响，是两个极其重要的几何参数，当2E jp A A 降低时，低压排汽缸的静压恢复降低，静压恢复的降低与水平结合面的通流面积减少有密切关系。2E hood A A 存在最佳值，且最佳值与动叶顶部漏流马赫数密切相关，即低压排汽缸的最佳高度与末级流动情况密切相关。

Tadashi Tanuma, Yasuhiro Sasao [1]等对低压排气缸内的扩压器流动进行了精确的不稳定数值分析，对可压缩的Navier-Stokes 方程及不平衡可压缩数学模型采用了以 the fourth-oder compact MUSCL TVD scheme ,Roe ’s approximate Riemann solver,the LU-SGS scheme 为基础的high-order high-resolution 有限差分方法进行了处理，用SST 湍流模型估计了涡流粘度。对实际大型汽轮机低压缸末级叶片的出气条件（扩压器进口条件）进行了实验测量，并将测出的出气条件设置为数值模拟的进口条件。

结果表明当对低压排气缸扩压器进行数值研究时，扩压器进口边界条件如压力，气流

速度及流动角度分布都是极其重要的参数，而且这些参数应当考虑到上游汽轮机级的影响。图13（a）与图13（b）分别展示了考虑与不考虑进口湍流边界条件时的模拟等马赫数线，图14（a）和图14（b）分别展示了考虑与不考虑进口湍流边界条件时的流线图。从图中可以看出进口湍流减少了边界层的分离区，采用进口湍流边界使得数值模拟的结果更加精确。

图13（a）图13（b）图14（a）图14（b）

付经伦，刘建军[4]对来流条件对排汽缸内非轴对称流动的影响进行了研究，指出扩压器入口环面接近根部位置处，来流旋流角是引起漩涡Ⅰ增大（如图15）、导致排汽缸扩压能力降低和流动阻力增大的主要原因，接近顶部位置处的来流旋流角则有助于降低非轴对称流场的周向不均匀程度及蜗壳内的静压降。同时指出，在扩压器入口总压沿径向变化梯度为负时，能够抑制由根部来流旋流角引起的扩压器内漩涡的产生，从而改善排汽缸的气动性能；总压沿径向的变化和具体变化规律对排汽缸气动性能的影响不大。而总压沿径向变化梯度为正时，对排汽缸的气动性能的影响则相反。图16为6种来流条件下的总压分布，图17和18为模拟结果

图15 子午面流线图图16 6种来流条件下总压分布

图17扩压器入口压力系数周向分布图18排汽缸蜗壳入口周向压力分布近年来基于数值分析的排汽缸结构优化的研究工作受到了研究者的重视，并逐步将其应用于排汽缸的结构改型和参数优化等。王红涛，竺晓程[5]等采用试验设计方法即广义虎克定律直接搜索算法（Hooke-Jeeves）及相应面近似模型的组合优化策略对某型号汽轮机低压排汽缸模型的几何形状进行了优化。其优化设计流程如图19。图20为扩压器子午面的压力系数等值线，优化设计使排汽缸的平均静压恢复系数得到大幅提高，从优化前的-0.32提高到-0.06,。且优化设计降低了排汽缸出口处速度分布的不均匀程度，从而减少了汽流不均匀分布对凝汽器换热效率的影响。

图20 优化设计流程图21 扩压器子午面的压力系数等值线由于排汽缸结构复杂，数值计算需要较大的计算资源，且耗时较长，特别是对汽轮机低压末级与排汽缸的耦合计算。利用开发的各种软件可有效降低计算时间，节省计算资源。Sungho Yoon,Felix Joe Stanislaus[6]等应用Alstom公司的in-house Exhaust Design System(EDS)对某型排汽缸中的扩压器进行了重新设计，EDS系统可模拟末级叶片和排汽缸耦合的三维流动。用实验方法验证了EDS系统的准确可靠性。在应用EDS对排汽缸中的扩压器重新设计时，首先，通过仔细控制扩压器外环型线的转角位置，对轴对称的扩压器的子午面型线进行了重新设计，图21和图22分别为原来和改造后的扩压器子午面马赫数分布模拟结果，结果表明重新设计后的扩压器具有良好的静压恢复能力，在扩压器外环处的分离去明显的减小。