一種燃氣輪機氣體燃料調節閥的流動特性分析

張嘉耕,戴義平,黨少佳

(1.西安交通大學 能源與動力工程學院,西安 710049;2.內蒙古電力(集團)有限責任公司內蒙古電力科學研究院分公司,呼和浩特 010020)

氣體燃料調節閥是燃氣輪機重要的輔助系統之一,其工作特性確定了機組的燃料供應,直接影響燃氣輪機運行的穩定性和安全性[1]。開展燃氣輪機氣體燃料閥的特性研究,可以為燃氣輪機氣體燃料閥及其控制系統的設計提供基礎,具有重要的工程應用背景和學術意義。

目前,國內對于燃氣輪機氣體燃料調節閥的研究較少,沒有足夠的設計數據積累,因此在設計制造過程中,大多沿用通用類閥門的設計技術進行選型和制造[2]。但燃氣輪機氣體燃料調節閥相較于通用類閥門在功能性方面有很大不同,其升程流量特性對機組運行的安全性和穩定性具有直接的影響。國內燃氣輪機的氣體燃料調節閥長期依賴國外進口,缺乏自主設計及驗證能力[3]。因此開展燃氣輪機氣體調節閥的自主研發與數據積累對我國燃氣輪機的發展尤為重要。

由此可見,通過CFD數值模擬的方法對氣體燃料調節閥流動特性進行研究,為國內燃氣輪機氣體燃料調節閥自主設計提供基礎數據,奠定理論基礎,是一條可行的途徑。

本文根據所設計的燃氣輪機燃料調節閥的結構,建立了閥門性能分析模型,以天然氣為工質,使用Fluent軟件對閥口流場進行了數值模擬分析,得到了不同閥門開度時閥門的質量流量特性曲線,獲得了燃料閥相對升程-流量系數和提升力系數曲線,為燃料閥及其控制系統的設計提供依據以及理論基礎。

1 數學模型

氣體燃料調節閥的結構如圖1所示,其閥芯是為了實現燃氣的精確調節所設計的曲面,并且為了提高閥門通流能力將閥座流道設計成一定角度的錐面,閥門出氣口為縮放噴管結構形式。

圖1 氣體燃料調節閥結構示意圖

縮放噴管的結構主要包括入口、穩定段、收縮段、喉部和擴張段。主閥設計參數如表1所示。由于技術要求對主閥結構大小以及壓力損失的限制,將進氣口安排在近出口端,這樣可以有效的減少壓力損失。

表1 主閥設計參數

1.1 氣體燃料調節閥流量方程

氣體燃料調節閥憑借閥芯和閥套構成的空間來節流,進而實現對氣體燃料流量的調節。

氣體燃料調節閥為縮放式閥門,縮放式閥門臨界狀態下的氣體質量流量公式如下:

(1)

喉部臨界面積為:

(2)

式中:φ為閥門名義直徑;α為閥芯的傾角;x為閥芯位移。

流量系數的表達式為:

(3)

式中:ρ為密度;qv為體積流量;Δρ為密度變化值。

阻力損失的表達式為:

(4)

1.2 湍流模型

Realizablek-ε模型的湍動能k和湍流粘性的輸運方程求解如下:

(5)

(6)

2 閥口流場仿真

2.1 流道模型的建立

根據燃料閥的結構進行簡化處理后,在workbench中抽取流道模型,得到如圖2所示的主閥三維流道模型剖面圖。

圖2 流道模型的剖面圖

2.2 流體域網格劃分

燃料調節閥腔內的結構比較復雜,氣流的流動混亂,所以采用非結構化網格,本文利用Fluent Meshing生成計算網格,如圖3所示為閥門開度為10%時流道模型的網格結構圖。對不同開度下的流道模型進行類似的網格劃分操作,分別得到開度為10%、20%、30%、40%、50%、60%、70%、80%、90%、100%時的網格結構。

圖3 開度10%時流道模型的網格劃分

2.3 初始條件和邊界條件

為了保證計算結果準確,對網格無關性進行驗證,圖4為閥門開度50%、壓比0.7時網格無關性驗證結果?？梢钥吹?當網格數從30萬增加至250萬時,出口質量流量變化很小,可以認為30萬時網格已達到網格無關性要求,最終采用網格數量為36萬、網格尺寸為3 mm、增長率為1.2。

圖4 網格無關性驗證結果

完成網格劃分后,在Fluent求解器中進行計算,求解器采用隱式、分離、穩態格式;壓力速度耦合使用SIMPLEC算法,動量壓力設定為二階迎風格式,湍流模型選擇Realizablek-ε模型;流體介質為甲烷,設置流體屬性為ideal-gas;邊界條件為壓力進口與壓力出口,出口壓力為3.0 MPa不變,使出口壓力與進口壓力之比為0.50～0.90,并分別進行數值計算,進出口邊界條件見表2;設置殘差和出口質量流量監視窗口,殘差設置為1e-6。

表2 進出口邊界條件

2.4 仿真結果分析

2.4.1 質量流量

如圖5所示,隨著閥門開度的增大,調節閥出口質量流量也隨之增大,且隨著開度的增大,出口質量流量增長的速度變化不大。當壓比達到0.9即進口壓力減小到3.33 MPa,在大開度時調節閥出口流量增長較為緩慢,流量趨于穩定。在同一閥門開度條件下,隨著進口壓力的增大,閥門出口流量也增大,即壓差越大出口質量流量越大。

圖5 不同開度不同壓比閥門出口質量流量

2.4.2 流量系數

閥門流量系數是衡量閥門通流能力的指標,它等于閥門實際通過的氣體流量Q與閥門名義通過氣體流量QH之比,其值越大說明流體流過閥門時的壓力損失越小。

(7)

其中Q由CFD計算得到,QH為:

QH=β×Qmax

(8)

β為彭臺門系數:

(9)

式中:k為等熵指數;εn為閥門壓比。

Qmax為臨界流量:

(10)

式中:SH為名義通流面積;P1為閥前壓力;ν1為比容。本文中閥門名義直徑φ為50 mm。定義相對升程為閥芯位移與閥門名義直徑之比,即:

(11)

式中:x為閥芯位移。

圖6為相對升程-流量系數曲線。

圖6 相對升程-流量系數曲線

從圖6可以看出,在壓比不變時,閥門流量系數隨著相對升程的增加而變大。同時,不同壓比時調節閥流量特性曲線吻合良好,流量特性基本一致。流量系數與相對升程基本呈直線關系,流量系數隨著閥門開度的增大而增大。

2.4.3 提升力系數

提升力系數φ表征了閥門運行狀態下開啟過程中所需克服氣體對閥門的作用力的大小,表示為氣體作用在閥門上的實際的力F與理論作用力FH之比,即:

(12)

圖7為相對升程-提升力系數曲線。從圖中可以看出保持閥門出口壓力一定時,隨著閥門開度的增大,提升力系數先減小后增大,但閥門開度的變化對調節閥提升力系數的影響不大。當閥門開度一定時,隨著壓比的增大提升力系數也增大。當閥后壓力不變時,隨著閥前壓力的增大,閥門開啟過程所需要的提升力逐漸減小。

圖7 相對升程-提升力系數曲線

通過計算得到的相對升程-流量系數以及提升力系數主要取決于閥門開度和壓比。因此在設計時可以根據給定的壓比和閥門開度得到調節閥該工況下的流動特性,并根據實際情況進行修正,為燃氣輪機燃料調節閥的設計提供基礎。

2.5 流場分析

2.5.1 壓力分析

對閥門開度為50%時不同壓比下調節閥的流量進行分析。圖8為50%開度時不同壓比的壓力云圖。從圖中可以看出,壓力變化最大的地方均出現在閥芯啟閉的位置。噴管式的閥門結構使得燃料壓力在閥門出口處恢復到一定水平,減小了部分壓力損失。從閥門入口到閥門出口,燃料壓力先減小,在喉部達到最小,然后增大,而且進口壓力的增大,即壓比減小,喉部處的壓力下降越明顯,壓力恢復所需距離越大,壓力損失越大。

(a) 壓比0.6壓力云圖

對壓比為0.75即進口壓力為4.0 MPa時不同閥門開度下的壓力進行分析,圖9為不同閥門開度下的壓力云圖。從圖中可以看出,從進口到出口,閥門壓力先減小后增大,在喉部壓力最小,閥門開度越小,壓力下降越明顯。圖9(c)中,流體經過喉部之后出現了一段較長的低壓區,這是由于隨著開度的增大,流體速度增大,在擴張段會產生激波,壓力在前后產生跳變,恢復到出口壓力大小,這在一定程度上減小了閥門前后的壓力損失。

(a) 開度30%壓力云圖

2.5.2 速度分析

如圖10所示為50%開度下不同壓比的速度等值線圖?？梢郧宄目吹綒怏w燃料的流動情況,由于進口段流道長且寬,入口處流動比較均勻,流速先增大后減小,當氣流流過閥門喉部時,速度達到最大,氣流在該處射流后容易沖擊壁面,使得動能轉換為內能,氣體流速迅速下降。同時隨著進口壓力的增大,即壓比減小,氣體流速下降的速度逐漸變慢,在閥門擴張段流速緩慢減小,最后趨于平穩。

(a) 壓比0.6速度等值線圖

如圖11所示為壓比0.75時不同閥門開度條件下閥門流場的速度等值線圖?？梢钥吹皆陂y門相對出口的另一側,氣體速度很小,同時會產生旋渦,引起較大的能耗。氣體流過閥門時流速先增大后減小,同時隨著閥門開度的增大,閥門喉部氣體流速下降的速度逐漸變慢。

(a) 開度30%速度等值線圖

3 結論

本文利用Fluent軟件對燃氣輪機氣體燃料調節閥流動特性進行仿真分析,采用了真實氣體物性,確定了閥門在出口壓力一定、壓比0.5～0.9時不同閥門開度下的閥門流量特性,獲得了相對流量系數曲線以及相對提升力曲線,主要結論如下:

(1) 由壓力云圖、速度等值線圖可知,從閥門進口到閥門出口,燃料壓力先減小再增大,而且閥門開度越小,壓力下降越明顯;進氣口安排在近出口端,可以有效的減少壓力損失。

(2) 由相對升程-流量系數曲線可知,調節閥在壓比較小時流量特性接近直線特性,在壓比較大時接近快開特性。

(3) 由相對升程-提升力系數曲線可知,此調節閥在壓比較小時,提升力隨閥門開度變化較大;壓比較大時,提升力隨閥門開度變化較小。在壓比相同時,隨著閥門開度的增加,提升力都呈先減小再增大趨勢。

(4) 通過CFD模擬,獲得了燃料閥的相對升程-流量系數和相對升程-提升力系數,為燃氣輪機氣體燃料調節閥及其控制系統的設計提供了基礎。