㊀收稿日期:２０１８￣０９￣１７㊀㊀㊀㊀㊀
㊀基金项目：国家电网公司科技项目资助(ＪＬＤＫＹＧＳＷＷＦＷ２０１８０５０２１)ꎮ
㊀作者简介：赵金峰(１９７４￣)ꎬ男ꎬ高级工程师ꎬ主要从事汽轮机热力试验及节能㊁优化运行方面的研究ꎮ
赵金峰１ꎬ冯忠宝１ꎬ曹丽华２ꎬ司和勇２ꎬ姚莹莹１
(１吉林省电力科学研究院有限公司ꎬ长春１３００２１ꎻ
２东北电力大学能源与动力工程学院ꎬ吉林１３２０１２)摘要：针对汽轮机高旁供热下减温减压器安全性问题ꎬ建立减温减压器ＣＦＸ－Ｓｔａｔｉｃｓｔｒｕｃｔｕｒａｌ流固耦合模型ꎬ采用凝结－蒸发多相介质模型实现喷水减温ꎬ从流场和结构力学两方面对减温减压器的安全性进行研究ꎮ结果表明：减温减压器通过节流扩压可实现大压降降压过程ꎮ由于蒸汽的旋涡运动ꎬ减温减压器内会出现高低温区的不均匀分布ꎬ进而影响阀体的形变量ꎻ减温减压器入口㊁支撑环㊁一级节流孔板以及下半部底座形变量较大ꎮ阀体凹槽㊁支撑环内侧以及一级节流孔板中部应力集中较强ꎮ关键词：减温减压器ꎻ流固耦合ꎻ安全性ꎻ结构力学 分类号:ＴＫ２６４㊀㊀㊀文献标识码:Ａ㊀㊀㊀文章编号:１００１￣５８８４(２０１９)０１￣００７１￣０３
ＳａｆｅｔｙＡｎａｌｙｓｉｓｏｆＤｅｓｕｐｅｒｈｅａｔｅｒＰｒｅｓｓｕｒｅＲｅｄｕｃｉｎｇＳｔａｔｉｏｎ
ｉｎＢｙｐａｓｓＳｙｓｔｅｍｏｆＳｔｅａｍＴｕｒｂｉｎｅ
ＺＨＡＯＪｉｎ￣ｆｅｎｇ１ꎬＦＥＮＧＺＨｏｎｇ￣ｂａｏ１ꎬＣＡＯＬｉ￣ｈｕａ２ꎬＳＩＨｅ￣ｙｏｎｇ２ꎬＹＡＯＹｉｎｇ￣ｙｉｎｇ１
(１ＪｉｌｉｎＰｒｏｖｉｎｃｅＥｌｅｃｔｒｉｃＰｏｗｅｒＲｅｓｅａｒｃｈＩｎｓｔｉｔｕｔｅＣｏｍｐａｎｙＬｉｍｉｔｅｄꎬＣｈａｎｇｃｈｕｎ１３００２１ꎬＣｈｉｎａꎻ
２ＳｃｈｏｏｌｏｆＥｎｅｒｇｙａｎｄＰｏｗｅｒＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇꎬＮｏｒｔｈｅａｓｔＥｌｅｃｔｒｉｃＰｏｗｅｒＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙꎬＪｉｌｉｎ１３２０１２ꎬＣｈｉｎａ)
Ａｂｓｔｒａｃｔ:ＡｉｍｅｄａｔｔｈｅｓａｆｅｔｙｏｆｄｅｓｕｐｅｒｈｅａｔｅｒｐｒｅｓｓｕｒｅｒｅｄｕｃｉｎｇｓｔａｔｉｏｎｉｎｈｉｇｈｐｒｅｓｓｕｒｅｂｙｐａｓｓｓｙｓｔｅｍｏｆｓｔｅａｍｔｕｒｂｉｎｅꎬｔｈｅＣＦＸ－Ｓｔａｔｉｃｓｔｒｕｃｔｕｒａｌｆｌｕｉｄ￣
ｓｏｌｉｄｃｏｕｐｌｉｎｇｍｏｄｅｌｏｆｄｅｓｕｐｅｒｈｅａｔｅｒｐｒｅｓｓｕｒｅｒｅｄｕｃｉｎｇｓｔａｔｉｏｎｗａｓｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄ.Ｔｈｅｓｐｒａｙｄｅｓｕｐｅｒｈｅａｔｉｎｇｂｙｃｏｎｄｅｎｓａｔｉｏｎ￣ｅｖａｐｏｒａｔｉｏｎｍｕｌｔｉ￣ｐｈａｓｅｍｏｄｅｌｉｓａｌｓｏｒｅａｌｉｚｅｄ.Ｔｈｅｒｅｓｕｌｔｓｆｒｏｍａｓｐｅｃｔｓｏｆｆｌｏｗｆｉｅｌｄａｎｄｓｔｒｕｃｔｕｒａｌｍｅｃｈａｎｉｃｓｓｈｏｗｔｈａｔｔｈｅｌａｒｇｅｐｒｅｓｓｕｒｅｄｒｏｐｃａｎｂｅａｃｈｉｅｖｅｄｂｙｔｈｒｏｔｔｌｉｎｇａｎｄｄｉｆｆｕｓｅｒ.Ｔｈｅｕｎｅｖｅｎｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｏｆｈｉｇｈａｎｄｌｏｗｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｚｏｎｅｓａｐｐｅａｒｉｎｄｅｓｕｐｅｒｈｅａｔｅｒｐｒｅｓｓｕｒｅｒｅｄｕｃｉｎｇｓｔａｔｉｏｎｂｅｃａｕｓｅｏｆｔｈｅｓｔｅａｍｖｏｒｔｅｘｅｓꎬｗｈｉｃｈａｆｆｅｃｔｔｈｅｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎｏｆｖａｌｖｅｂｏｄｙ.Ｔｈｅｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎｏｆｉｎｌｅｔꎬｓｕｐｐｏｒｔｒｉｎｇꎬｔｈｅｆｉｒｓｔｔｈｒｏｔｔｌｅｏｒｉｆｉｃｅｐｌａｔｅａｎｄｔｈｅｌｏｗｅｒｈａｌｆｏｆｄｅｓｕｐｅｒｈｅａｔｅｒｐｒｅｓｓｕｒｅｒｅｄｕｃｉｎｇｓｔａｔｉｏｎｉｓｇｒｅａｔｅｒ.Ｔｈｅｇｒｏｏｖｅｏｆｖａｌｖｅｂｏｄｙꎬｔｈｅｉｎｎｅｒｓｉｄｅｏｆｓｕｐｐｏｒｔｉｎｇｒｉｎｇａｎｄｔｈｅ
ｆｉｒｓｔｔｈｒｏｔｔｌｅｏｒｉｆｉｃｅｐｌａｔｅｈａｖｅｓｔｒｏｎｇｅｒｓｔｒｅｓｓｃｏｎｃｅｎｔｒａｔｉｏｎ.
Ｋｅｙｗｏｒｄｓ:ｄｅｓｕｐｅｒｈｅａｔｅｒｐｒｅｓｓｕｒｅｒｅｄｕｃｉｎｇｓｔａｔｉｏｎꎻｆｌｕｉｄ￣ｓｏｌｉｄｃｏｕｐｌｉｎｇꎻｓａｆｅｔｙꎻｓｔｒｕｃｔｕｒａｌｍｅｃｈａｎｉｃｓ
０㊀前㊀言
随着清洁能源的快速发展ꎬ火电机组参与深度调峰要求
火电机组消除 热电约束 影响[１]ꎮ旁路供热或高低旁联合供热逐渐成为一种新的趋势[２ꎬ３]
ꎮ减温减压器是火电机组旁
路供热改造中必不可少的装置ꎬ其安全运行是供热系统安全
和稳定运行的重要保证ꎮ
传统减温减压器大多为分体式减温减压器ꎬ蒸汽先通过阀体内多级节流孔板降压ꎬ再通过减温器内喷嘴喷水进行降温ꎬ但减温减压效果有限ꎮ为满足旁路供热的要求ꎬ一体式减温减压器被应用ꎮ然而现有机组参数高㊁容量大㊁供热时期长ꎬ减温减压器可能会发生热疲劳㊁多热氧化㊁腐蚀等现象ꎬ从而影响阀体的安全性[４]ꎮ计算流体力学的发展为该领域的研究提供了简便有效的手段ꎮＣｏｎｇｗｅｉ等人对减温减
压器的节流喷嘴进行计算ꎬ实现了９ＭＰａ的大压降模拟[５]ꎬ但该研究中未模拟喷水减温过程ꎬ也未对阀体的热应力进行分析ꎬ缺少安全性理论分析ꎮ侯志鹏通过ＬＥＳ/ＦＷ－Ｈ方法对分体式减温减压器内部流场进行模拟[６]ꎬ发现喷注噪声有清晰的方向性ꎬ并通过ＤＰＭ离散相实现了喷水减温过程ꎮ
然而一体式减温减压器与分体式有着明显区别ꎬ使该研究无法应用到一体式减温减压器上ꎮ此外ꎬ单纯流场分析难以确定减温减压器的安全状况ꎮＦｕｑｉａｎｇ等人利用ＡＮＳＹＳＷｏｒｋ￣ｂｅｎｃｈ建立减温减压器流固耦合模型ꎬ将压力场耦合到阀体表面ꎬ对阀体的应力进行了分析[７]ꎮ
因此ꎬ本文建立一体式喷水减温减压器流固耦合模型ꎬ采用ＣＦＸ凝结－蒸发多相介质模型实现喷水减温过程ꎬ将大压差和温差耦合到阀体上ꎬ利用ＳｔａｔｉｃＳｔｒｕｃｔｕｒａｌ结构力学软件对阀体的应力分布进行计算ꎮ结合内部流场特性和阀体应力分布ꎬ到应力集中位置ꎬ为减温减压器的运行提供
潜流带
第６１卷第１期汽㊀轮㊀机㊀技㊀术Ｖｏｌ.６１Ｎｏ.１
２０１９年２月
ＴＵＲＢＩＮＥＴＥＣＨＮＯＬＯＧＹ
Ｆｅｂ.２０１９
理论指导ꎮ
１㊀物理模型
本文以Ｃ１Ｚ６０４－０一体式减温减压器为例ꎬ利用ＡＮＳＹＳ
Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ建立流固耦合模型ꎬ减温减压器结构参数及物理模型如图１所示ꎮ节流孔板参数见表
１ꎮ
图１㊀减温减压器结构及模型
㊀㊀表１
减温减压器部件名称及参数
编号名㊀㊀称
尺寸ꎬｍｍ
编号名㊀㊀称尺寸ꎬｍｍ１阀体㊀㊀㊀－７二级节流孔１８２流域㊀㊀㊀－
８三级节流孔２３３流域入口㊀１８０９
喷水出口㊀５０４流域出口㊀３５０１０喷水入口㊀５０５一级节流孔
６.４８１１阀杆㊀㊀㊀
－
６
支撑环㊀㊀－㊀㊀为保证入口流场贴近实际ꎬ消除未完全发展段的影响ꎬ在模型进口添加１７０ｍｍ的延长段ꎮ同理ꎬ为获得实际的蒸汽压力ꎬ需对节流后的蒸汽整流回压ꎬ在出口添加５００ｍｍ的延长段ꎮ结合进出口所衔接的管道ꎬ该部分流域未与阀体耦合ꎬ从而获得更准确的应力分析ꎮ
减温减压器在实际工作过程中ꎬ喷水会因高温蒸汽的加热发生蒸发ꎬ而接触喷水的蒸汽会先被凝结再蒸发ꎬ这是一个短暂的相变过程ꎮ本文采用ＣＦＸ凝结－蒸发多相介质模型实现喷水减温过程ꎮ具体数学过程如下:
流体沸点是蒸发压力与温度的关系式:
ｐｖ＝ｐｓｅ
ａ－ｂ/(Ｔｐ＋ｃ)
(１)
式中ꎬｐｓ为压力标度ꎬＰａꎻＴｐ为蒸汽温度ꎬħꎻａ为状态常数ꎻｂ为蒸汽焓系数ꎻｃ为温度系数ꎮ
当水滴温度高于沸点时ꎬ质量传递如下:
ｄｍｐｄｔ＝－ＱＣ＋ＱＲ
Ｌ
(２)
式中ꎬｍｐ为颗粒质量ꎬｋｇꎻｔ为时间ꎬｓꎻＱＣ为对流换热量ꎬＪꎻＱＲ为辐射换热量ꎬＪꎻＬ为汽化潜热ꎬＪ/ｋｇꎮ
当水滴温度低于沸点时ꎬ质量传递如下:
ｄｍｐｄｔ＝πｄｐρＤＳｈｗｃｗｇｌｎ１－ｘｖｓ
１－ｘｖｖ
()
(３)
式中ꎬｄｐ为粒子直径ꎬｍꎻρＤ为动力扩散系数ꎻＳｈ为Ｓｈｅｒｗｏｏｄ系数ꎻｗｃ为蒸汽分子量ꎻｗｇ为混合物分子量ꎻｘｖｓ为平衡蒸汽摩尔分数ꎻｘｖｖ为混合气体摩尔分数ꎮ分量信号
连续流体质量源可表示为:
ｄｍｐｄｔ＝ｄＳ
ｄｔ
(４)
式中ꎬＳ为质量源ꎬｋｇꎮ
同时ꎬ工质传热过程考虑了对流传热和辐射传热ꎬ传热属性结合工质本身特性设为ｆｌｕｉｄｄｅｐｅｎｄｅｎｔꎮ模型的边界参数设置见表２ꎮ
㊀㊀表２
模型边界参数
边界条件参数边界条件参数流域质量入口㊀㊀９１.４７ｋｇ/ｓ减温水温度㊀㊀㊀１７９ħ流域压力出口㊀㊀４.０３ＭＰａ减温水粒子直径㊀０.０２ｍｍ蒸汽入口温度㊀㊀５３８ħ减温水粒子初速度
拉线抱箍３０ｍ/ｓ
减温水质量出口㊀
２１.１ｋｇ/ｓ
㊀㊀为避免网格数量对计算结果产生影响ꎬ本文进行了网格无关性验证ꎬ计算结果见表３ꎮ
㊀㊀表３
网格无关性验证
网格数量ꎬ万出口流量ꎬｋｇ/ｓ网格数量ꎬ万
出口流量ꎬｋｇ/ｓ２９４１１８.０７１８１８１１２.７３５４１７１１０.１５２９２８
１１２.７３３
６３９
１１３.０２４最小误差ꎬ％
最小误差＝
１１２.７３５－１１２.７３３
１１２.７３５
ˑ１００＝０.００１７
㊀㊀当网格数超过６００万时ꎬ计算结果基本不变ꎬ最后相邻两种网格计算结果误差在０.００２％以内ꎮ考虑到减温水粒子直径较小ꎬ追踪轨迹困难ꎬ结合服务器硬件配置ꎬ本文选用
８００万网格数量对减温减压器进行划分ꎮ
减温减压器阀体金属密度为７８５０ｋｇ/ｍ３ꎬ杨氏模量为
２ˑ１０１１Ｐａꎬ泊松比为０.３ꎮ阀杆下方以及阀体下表面法兰螺栓交界处采用固定约束ꎬ阀体内部施加流域的压力和温度载荷ꎮ同时为保证应力分析的准确ꎬ减温减压器阀体网格数量划分为１００万ꎮ
２㊀计算结果分析
通过对减温减压器流域计算ꎬ得到流场压力和温度的分布情况ꎬ如图２所示ꎮ
从图２(ａ)Ｘ－Ｙ平面压力分布图中可以看出ꎬ主蒸汽压力到达减温减压器入口为１６.５９ＭＰａꎬ与
实际１６.６７ＭＰａ相差
０.０８ＭＰａꎬ考虑管道压损ꎬ该结果较为符合实际情况ꎮ蒸汽经过一级节流孔板后ꎬ前后压差为３.０６ＭＰａꎻ经过二级节流孔板后ꎬ蒸汽压力降为８.１６ＭＰａꎬ同时由于减温减压器内部呈扩压形状ꎬ由扩压和节流共同作用ꎬ该阶段压降较大ꎬ可达５.３６７ＭＰａꎻ经三级节流孔板减压后ꎬ出口压力可稳定在４.０２９ＭＰａꎮ２
７汽㊀轮㊀机㊀技㊀术㊀㊀
第６１卷
图２㊀减温减压器压力和温度云图
从图２(ｂ)Ｙ－Ｚ平面的温度分布情况可以发现ꎬ蒸汽在经过一级节流孔板后温度有所降低ꎬ在喷水减温口附近ꎬ蒸汽温度骤降ꎬ甚至出现温度低于３００Ｋ的情况ꎬ这是由于减温水使得部分蒸汽骤凝所导致的ꎮ由于减温水与蒸汽相对流动ꎬ两者之间形成 隔膜 ꎬ其内部温度较低ꎬ约为５００Ｋ左右ꎬ而外部温度则在７８０Ｋ左右ꎻ在经过二级节流孔板之后ꎬ 隔膜 逐渐扩散ꎬ在经过三级节流孔板之后ꎬ高低温区分界变得模糊ꎬ受节流板扰流作用ꎬ高低温蒸汽充分混合ꎬ平均温度在６００Ｋ左右ꎮ
通过上述分析可以发现ꎬ二级节流孔板的减压效果最好ꎬ减温水与蒸汽的交界面发生了较为强烈的凝结－蒸发过程ꎬ即蒸汽先凝结再蒸发ꎮ由于蒸汽的旋涡运动ꎬ减温减压器内会出现高低温区的不均匀分布ꎮ
耦合流域的压力场和温度场ꎬ对阀体进行应力分析ꎬ得到减温减压器阀体的变形量分布情况ꎬ如图３所示
ꎮ
图３㊀耦合流场的阀体变形量
由图３可以看出ꎬ受主蒸汽的高温作用ꎬ在阀体入口形
变较大ꎬ在实际中受管道的紧固作用ꎬ该部位的形变相对会较小ꎬ但管道的约束作用有限ꎬ因此ꎬ为保证减温减压器可以长期安全运行ꎬ需要对入口进行约束强化和加固ꎮ随着蒸汽在阀体内部流动ꎬ在阀芯(一级节流孔板)上方的阀体ꎬ即支撑环的形变量较大ꎬ其中间部位形变量在２ｍｍ以上ꎮ结合流场分析ꎬ这是由于该部位蒸汽压力和温度均较高ꎬ且存在一定的涡流作用ꎬ使得金属壳体的变形量较大ꎮ受二级节流
孔板前后的涡流作用ꎬ近壁面温度较高ꎬ但由于该部位的压
力相对较低ꎬ因此ꎬ其形变量在１.５ｍｍ左右ꎮ
对阀体各节点应力进行计算ꎬ得到阀体耦合流场后的应力分布情况ꎬ如图４所示ꎮ从图４可以看出ꎬ阀体外表面应力分布较为均匀ꎮ在支撑环上下方ꎬ由于阀体被固定ꎬ在两处的凹槽部位产生较大的应力集中ꎮ在阀体上下表面的约束处ꎬ也出现同样的应力值ꎮ如果剖开阀体ꎬ可以看到支撑环的内表面应力较大ꎮ同时ꎬ一级节流孔板(阀芯)所受的应力也较大ꎮ在减温减压器长期供热运行的条件下ꎬ需对支撑环㊁
阀体凹槽以及一级节流孔板进行加固强化ꎬ从而保证系统的稳定运行沟槽三通
ꎮ
图４㊀耦合流场的阀体应力
宠物餐具３㊀结㊀论
本文建立了减温减压器的流固耦合模型ꎬ通过凝结－蒸发多相介质模型实现水减温过程ꎬ并将压力场和温度场耦合到阀体进行结构力学分析ꎬ得到以下结论:
(１)减温减压器通过节流扩压的作用可实现大压降降压过程ꎬ其中二级节流孔板减压效果最为明显ꎬ约占总压降的
无线发射电路
４２.７％ꎮ
(２)减温水与蒸汽的交界面发生强烈的凝结－蒸发过程ꎬ由于蒸汽的旋涡运动ꎬ减温减压器内会出现高低温区的不均匀分布ꎬ进而影响阀体的形变量ꎮ
(３)减温减压器入口㊁支撑环㊁一级节流孔板以及下半部
底座形变量较大ꎬ最大形变量为３ｍｍꎮ阀体凹槽ꎬ支撑环内侧以及一级节流孔板中部应力集中较强ꎬ为保证运行安全ꎬ需要进行加固强化ꎮ
参考文献
[１]㊀姜延灿ꎬ邓彤天ꎬ张㊀颖ꎬ等.６００ＭＷ火电机组低负荷调峰的经济运行方式分析[Ｊ].汽轮机技术ꎬ２０１５ꎬ５７(１):６１－６４.
[２]㊀薛朝囡ꎬ杨荣祖ꎬ王㊀汀ꎬ等.汽轮机高低旁路联合供热在超临界３５０ＭＷ机组上的应用[Ｊ].热力发电ꎬ２０１８ꎬ４７(５):１０１－１０５.
[３]㊀刘㊀刚.火电机组灵活性改造技术路线研究[Ｊ].电站系统工程ꎬ２０１８ꎬ３４(１):１２－１５.[４]㊀朱伟明ꎬ康豫军ꎬ任学良ꎬ等.减温减压器变形泄漏原因分析
[Ｊ].热力发电ꎬ２００４ꎬ３３(１０):８７－８８.(下转第７７页)
３７第１期赵金峰等：汽轮机旁路供热系统的减温减压器安全性分析
㊀㊀
图１０㊀Ｃ型投球装置流动迹线图
装置进入冷却管ꎬ投球效果比较好ꎮ
３.３㊀改造后的运行分析
对于改进后的投球装置ꎬ它能在２０ｍｉｎ内沿端孔板平面移动１次ꎬ每次释放在每根管子中的胶球数量为２个~４个ꎬ在１ｈ内可循环３次ꎬ管道中每根管子每小时能进入的胶球数量为６个~１２个ꎬ对于凝汽器冷却管道ꎬ这种频率能防止管道内部结垢或污物堵塞ꎮ
对于采用普通投球方式的机组ꎬ按照运行机制ꎬ一天投运两次ꎬ每次投球１.５ｈꎬ收球１ｈꎬ投球数量为单侧冷却管数目的１０％ꎬ取每分钟平均循环速率[７]为１００％计算ꎬ假设胶球平均分布在胶球管道内ꎬ则１ｈ内每根管道平均可通过６个胶球ꎮ实际上ꎬ由于采用普通投球方式ꎬ胶球并不能均匀地进入管道ꎬ致使靠近中间部分的管组清洗次数远高于在入口水室边缘的管组[３]ꎮ当采用新型凝汽器投球装置时ꎬ由于投球装置可在靠近端孔板平面内来回移动ꎬ使得对于管组的投球更加均匀ꎬ管道结垢和堵塞的现象会大大减少ꎮ３.４㊀阻力特性分析
凝汽器水阻是凝汽器冷却水在水侧流动的阻力ꎬ一般由凝汽器冷却管水阻㊁凝汽器水室及管端水阻组成ꎮ对于数值计算模型ꎬ设置不同的进口流速能得到不同的水阻ꎬ将其与凝汽器设计时测得的实验数据进行比较ꎬ凝汽器水阻的最大差值为９.２％ꎬ计算结果和设计结果差异较小ꎬ模型选用适当ꎮ
４㊀结㊀论
(１)采用ＦＬＵＥＮＴ数值模拟软件对传统的凝汽器胶球清洗装置进行模拟ꎬ发现凝汽器入口水室内部由于结构原因出现胶球集聚打旋现象ꎬ不利于管道清洗ꎮ
(２)针对上述情况ꎬ对凝汽器投球装置进行改造ꎬ对３种投球装置进行比较研究ꎬ对于提出的３种投球装置ꎬ圆柱形装置投球效果最好ꎬ利于胶球快速通过投球装置进入冷却管ꎮ㊀㊀(３)对于改造后的清洗系统ꎬ
其清洗速度和频率能保证
图１１㊀凝汽器水阻与循环水量的关系
凝汽器冷却管道的清洗ꎬ而且其清洗均匀性优于传统清洗方式ꎬ对管道清洗更加全面㊁彻底ꎮ
参考文献
[１]㊀付文锋ꎬ张㊀娜ꎬ刘㊀康ꎬ等.１０００ＭＷ机组凝汽器水侧胶球清洗三维数值模拟及结构优化[Ｊ].动力工程学报ꎬ２０１７ꎬ３７(４):２７９－２８４.
[２]㊀陈方园.凝汽器胶球系统的模拟优化[Ｄ].保定：华北电力大学ꎬ２０１４.
[３]㊀周兰欣ꎬ张㊀娜.１０００ＭＷ机组凝汽器水侧流场的三维数值模拟[Ｊ].动力工程学报ꎬ２０１６ꎬ３６(７):２７－３１ꎬ５２. [４]㊀胡幼平.东方Ｎ－１８２５０－２型凝汽器胶球清洗系统改造[Ｊ].
湖南电力ꎬ２００３ꎬ２３(３):４１－４３.
[５]㊀田松峰ꎬ牛腾赟ꎬ谷秋实ꎬ等.新型凝汽器投球方案及胶球清洗的数值模拟[Ｊ].汽轮机技术ꎬ２０１７ꎬ５９(３):４７－５０. [６]㊀蒋建飞ꎬ黄树红ꎬ王㊀坤ꎬ等.凝汽器水侧流动的三维数值模拟[Ｊ].动力工程ꎬ２００６ꎬ２６(２):２４９－２５２.
[７]㊀任立军ꎬ刘㊀博ꎬ孟继安ꎬ等.张家口电厂６号机胶球清洗系统改造与运行效果[Ｊ].汽轮机技术ꎬ２０１４ꎬ５６(６):５５－５８ꎬ６４. [８]㊀周兰欣ꎬ李富云ꎬ李卫华.凝汽器壳侧准三维数值研究[Ｊ].中国电机工程学报ꎬ２００８ꎬ２８(２３):２５－３０.
[９]㊀ＺＨＡＮＧＣꎬＢｏｋｉｌＡ.Ａｑｕａｓｉ－ｔｈｒｅｅｄｉｍｅｎｓｉｏｎａｌａｐｐｒｏａｃｈｔｏｓｉｍｕ￣ｌａｔｅｔｈｅｔｗｏ－ｐｈａｓｅｆｌｕｉｄｆｌｏｗａｎｄｈｅａｔｔｒａｎｓｆｅｒｉｎｃｏｎｄｅｎｓｅｒｓ[Ｊ].
ＩｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌＪｏｕｒｎａｌｏｆＨｅａｔａｎｄＭａｓｓＴｒａｎｓｆｅｒꎬ１９９７ꎬ４０(１５):３５３７－３５４６.
[１０]㊀易思强ꎬ杨建明.基于多孔介质模型的凝汽器水侧三维ＣＦＤ建模[Ｊ].发电设备ꎬ２０１７ꎬ３１(２):１５－１９.
[１１]㊀杨善让ꎬ孙㊀光ꎬ汪耳洲.电站凝汽器性能的数值模拟[Ｊ].
中国电机工程学报ꎬ１９９０ꎬ１０(Ｓ１):９４－１００.
[１２]㊀曾㊀辉ꎬ孟继安ꎬ李志信.湍流参数对凝汽器数值模拟的影响[Ｊ].工程热物理学报ꎬ２０１１ꎬ３２(１０):１７０７－１７１０.
(上接第７３页)
[５]㊀ＨｏｕＣＷꎬＱｉａｎＪＹꎬＣｈｅｎＦＱꎬｅｔａｌ.Ｐａｒａｍｅｔｒｉｃａｎａｌｙｓｉｓｏｎｔｈｒｏｔｔ￣ｌｉｎｇｃｏｍｐｏｎｅｎｔｓｏｆｈｉｇｈｍｕｌｔｉ－ｓｔａｇｅｐｒｅｓｓｕｒｅｒｅｄｕｃｉｎｇｖａｌｖｅ[Ｊ].
ＡｐｐｌｉｅｄＴｈｅｒｍａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇꎬ２０１７ꎬ１２８:１２３８－１２４８. [６]㊀侯志鹏.减温减压器结构设计与实验研究[Ｄ].哈尔滨：哈尔
滨工程大学ꎬ２００９.
[７]㊀ＣｈｅｎＦＱꎬＺｈａｎｇＭꎬＱｉａｎＪＹꎬｅｔａｌ.Ｔｈｅｒｍｏ－ｍｅｃｈａｎｉｃａｌｓｔｒｅｓｓａｎｄｆａｔｉｇｕｅｄａｍａｇｅａｎａｌｙｓｉｓｏｎｍｕｌｔｉ－ｓｔａｇｅｈｉｇｈｐｒｅｓｓｕｒｅｒｅｄｕｃｉｎｇｖａｌｖｅ[Ｊ].ＡｎｎａｌｓｏｆＮｕｃｌｅａｒＥｎｅｒｇｙꎬ２０１７ꎬ１１０:７５３－７６７.
７７
第１期闫顺林等:６００ＭＷ机组凝汽器水侧胶球清洗系统数值模拟及优化改造㊀㊀
豫公网安备41160202000603
站长QQ:729038198
关于我们
投诉建议