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凝汽器冷却管克服汽流冲击振动的研究 |
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| 凝汽器冷却管克服汽流冲击振动的研究 |
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作者：佚名 文章来源：不详 点击数： 更新时间：2008-9-24 10:30:43  |
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崔国民，蔡祖恢，李美玲
上海理工大学热工程研究所，上海200093
1 引言
冷却管的振动破坏事故，一直是造成冷却管报废的主要原因之一。冷却管的振动主要来自于两个方面：其一为汽轮机转速与冷却管固有频率的耦合共振；其二为汽流冲击冷却管造成的激振。在这两种作用中，前者可以通过适当地调整冷却管固有频率的方法来避开共振。由于凝汽器内流动错综复杂，不但速度分布极不均匀，而且也非均密度流动，使得汽流冲击激振更难控制、破坏性更强。目前，避免冷却管振动破坏的主要方法是在冷却管上加入支承格板的方法，通过改变冷却管自身的振动属性来实现。但是，不论是美国传热学会的HEI标准，还是Sebald J．F．公式［1］，一般都将流场看成是均匀的，然后从整体上考虑流动的不均匀性，因此往往留有很大的裕量，从而，造成整个凝结区域布置有大量的支承格板。这样，不但凝汽器的整体重量急剧增加，也给安装施工带来了很大的困难。
目前，对于汽流冲击冷却管的振动破坏研究主要是通过实验方法进行的。通过大量的实验研究和实测分析，获得了许多实用于工程设计的研究成果和经验公式。例如前述的HEI标准和Sebald J．F．公式，以及Coit R．L．公式和Peake C．C．修正公式［1］等。本文主要从流动的非均匀性分析入手，对冷却管不同区域的汽流流动和冲击振动特性进行数值模拟和理论分析，并且在局部振动分析中，将应用到前述的这些相对比较成熟的结论和公式。根据以上分析，在保证冷却管能够克服汽流冲击振动的基础上，文中提出了凝结区域不同位置采用不同支承格板间距的布置方案。本文的研究希望能为凝汽器冷却系统的设计者提供一定的帮助。
2 凝汽器内管件受力和振动特性分析
处于流动流体中的物体要受到流体施于它的作用力，这种力被称作为物体的阻力（冲击力）。凝汽器中的众多管件也同样受到这种力的作用，也正是这种力造成了冷却管的意外振动破坏。物体阻力由两种形式的力构成：摩擦阻力和压差阻力，后者主要是由物体的形状决定，因此也被称为形状阻力。根据流体力学理论，流场中管件所受的总阻力FD可以表示为
式中 ρ、V∞、d分别为流体密度、来流速度和管件的特征直径；CD为阻力系数，主要与物体的形状、来流雷诺数有关。阻力系数通过实验来获得，本文中的阻力系数数值取自于文［2］。
对于大型电厂凝汽器来说，喉部蒸汽的平均流速可以达到100m／s以上，这种高速气流使得冷却管受到很大的冲击力，极易引起冷却管的弹性变形，当该变形达到一定的幅度时，就将引起冷却管的振动。冷却管振动的基本气动力学现象，至今未能彻底弄清［1］。Sebald J．F．认为，高速气流激起的冷却管振动可能发生严重的损坏，这是一种由气流拖曳作用所致的、在自身固有频率下的振动，振幅随流速的提高而增大［1］。关于冷却管的振动机理本文暂不研究，而是应用前述的一些由实验获得的经验公式，通过对喉部流场的模拟，重点研究凝结区域的不同位置冷却管所受的气流冲击力和冷却管的挠度，以及避免冷却管振动的支承格板宽度分布情况。
2．1 流场建模
本文的喉部流场数值求解采用具有超粒子模型的直接模拟蒙特卡罗方法［3］，该方法在建模过程中，概念清晰，并且适于求解喉部一类的复杂流场［4］。综合考虑模拟速度和气体粒子及壁面边界的相互作用，对于内部设有组合式双低压加热器的喉部结构，将整个计算区域分解为：入口区、竖壁区、斜壁区、绕圆柱区、自由流区和出口等6个区域，对不同区域采用不同的气—壁作用模型。认为气体与壁面之间的作用是完全热协调的，并且是漫反射壁面。在模拟过程中，主要跟踪对象是x，y，z方向的分速度u，v，w、温度Tj和粒子浓度nj，分别表示为
式中i，j分别代表粒子和网格号；Nj，Vj分别为j网格内的总粒子数和体积。模拟过程中通过判断整个流场是否达到定常的稳定状态，决定是否进行结果输出。这里的定常稳定条件主要是指各个网格内的宏观物理量不再发生明显变化、并且在单位时间内进入和流出的粒子数相当。详细模拟过程参见文［3］、［5］。
2．2 冷却管振动特性分析
应用上面的流场模拟获得的流动分布情况，通过式（1），可获得流场内不同位置管件的受力情况。然后，根据流场冲击力的分布，分析冷却管的振动特性。依照Sebald J．F．理论，流场内的管件在气流负荷的作用下，其产生的挠度可以表示为
式中y为冷却管挠度；W为单位冷却管长度的汽流负荷，即是式（1）中的FD；L为冷却管格板间的跨距；E、I分别为冷却管自身的材料弹性模数和金属截面的惯性矩。应用该公式，并结合流场冲击力分布，可以获得目前应用的冷却管跨距下，不同区域冷却管的挠度分布情况。
另一方面，Sebald J．F．提出，冷却管最大挠度y保持在冷却管排列孔桥b的1／4以内，即可预防冷却管的振动。根据这一提法，通过变换式（5），可以获得冷却管许用跨距L的表达式
式中当公式取为等号时，即为最大跨距Lm表达式。据此，可以获得凝结区域不同位置应采用的支承格板跨距。
3 算例和分析
本算例是针对600MW机组的单壳体凝汽器进行的，喉部内置有组合式双低压加热器，采用直撑方式，计算模型见图1（取原形的一半）。模拟中的计算条件如表1所示。由于入口蒸汽速度分布很不均匀，难于预先精确了解，因此，本文设来流为均匀流速。
3．1 喉部出流状态分析
经过对喉部流场的模拟，获得喉部出流的无量纲速度等值线图，示于图2。从该图可以看出，喉部出流处于一种极度非均匀状态。整个出口截面可以分成4部分：两个沿y向前后侧壁处的高速流区，该区域的流速远远大于平均流速；低加正下方的低速流区，由于该区域是低加绕流的恢复流动，因此速度较小，基本与平均流速相当；另一个区域是斜壁下的回流区域，该区域速度较小，并且基本处于回流状态。这种不均匀的流动分布主要是由喉部扩散状态和低压加热器的加入造成的。正是这种不均匀的流动分布，使得下级凝结区域的冷却管受力也极不平衡，下面将就此加以分析。
假设汽流从喉部出口到第一排冷却管束的速度和浓度分布不发生变化（实际速度将稍有减小），那么，根据式（1）可以得到不同位置处冷却管单位长度上所受汽流冲击力的分布图，示于图3。计算中，冷却管的直径取为0.0254m，此时雷诺数在105以下，因此取阻力系数CD＝2.0。
从图2和图3比较可以看出，冷却管受力的非均匀性在很大程度上要比速度的非均匀性更强烈，这主要是由于速度和浓度相互耦合的结果。这种不均匀的汽流负荷分布，势必会增大冷却管局部振动破坏的可能性。
3．2 冷却管挠度和最佳格板跨距的研究
以上的分析表明，凝结区域的冷却管发生振动的几率在不同区域存在很大的差异。鉴于此，本文首先分析现有设计格板跨距的冷却管挠度。取冷却管布置情况为：钛冷却管直径d＝0.0254m；弹性模数E＝1.03×1011N／m2；截面惯性距I＝3.033×10－9m4；孔桥b＝0.01m；按照Sebald J．F．公式计算的格板跨距L＝0.796m。根据这种设计，可以得到冷却管挠度分布图，示于图4。从该图可以看出，只有在两个高速流区冷却管的挠度才与孔桥的1／4相当，并且，在两侧高速的极小区域里，冷却管产生的挠度还要大于孔桥的1／4，这也正是冷却管束两侧肩处容易产生泄漏的主要原因。而在其它绝大部分区域冷却管的挠度远小于该数值。也就表明，在大部分区域，格板跨距有很大的扩大范围，而不必要采用如此稠密的支承格板。
上面的分析说明，在主凝结区的不同位置所需的格板跨距是不同的。基于此，本文利用喉部流场模拟的结果，结合Sebald J．F．理论，获得了冷却管在不同位置为避免汽流激振的格板跨距，示于图5。从该图看出，只需在两个侧壁处的高速流区域布置原设计间距的格板，并且，在局部的高速流区域格板间距还要适当地减小。而在其它区域格板间距可以适当增加。也就是说，根据实际流场分布，在不同区域采用不同的格板间距，既可以有效地避免冷却管振动破坏问题，又可以减小支承格板带来的整体重量、减轻安装和运输困难。
4 算例验证
为了验证上述支承格板间距设计方案的正确性，本文对宝钢自备电厂凝汽器的冷却管支承格板间距进行了校核计算。该凝汽器由日本三菱重工供货，设计参数为：汽轮机排汽平均速度125m/s 排汽压力4.9kPa、排汽口面积44.1m2；钛冷却管的相关参数25.4×0.5×10310mm、弹性模数E＝1.03×1011N／m2、金属截面惯性距I＝3.033×10－9m4。支承格板的跨距采用HEI标准的公式进行设计，相应的修正系数K1、K2、K3分别为1.036、1.10、0.987，在考虑局部高速汽流的情况下，中间格板间距设计为0.919m。
按照上述的设计条件及工况条件，应用本文的设计方法，可以得到如图6的支承格板设计间距方案。从图中可以看出，在绝大多数的冷却区域，支承格板间距不必象原设计的那样稠密，即能实现克服冷却管振动；而在冷却区域的两侧肩的高速流区，原设计方案又不能有效地避免冷却管的汽流冲击振动。实践证明，在该凝汽器投入运行两年后，发生了钛冷却管泄漏，泄漏区域正是冷却区域的两侧肩处的高速流区。从对钛冷却管进行理化检验和失效分析，并对凝汽器实际钛冷却管振动和汽流速度进行测量表明：钛冷却管的损坏不是钛管材质和加工方面的原因，也不是共振引起的；损坏只发生在高速流区，在其它区域并未发生泄漏，由此判断为钛冷却管的损坏完全是由于跨距过大、气流激振引起，厂方通过论证，决定在冷却管损坏区域加装支承格板，经处理后再未发生损坏事故［1］。通过上述算例的验证，表明本文提出的支承格板间距设计方案是实用的，对于克服冷却管汽流激振是有效的。
以上的分析主要是针对主凝结区内第一排冷却管进行的，对于其后的冷却管，流动将变得错综复杂，并存在水流冲击的问题。但单从汽流冲击角度讲，其所受的汽流负荷要小于第一排冷却管，其格板间距也应当等于或大于第一排冷却管。设计时，可以以第一排的数据为基准，按照常规设计思路进行。
5 结论
通过本文对凝汽器喉部流场和冷却管受力及振动特性的分析，获得如下结论：
（1）喉部的结构决定了主凝结区的汽流来流处于一种及不均匀的状态，这种来流状态使得不同区域的冷却管所受汽流负荷及产生汽流激振的可能性存在很大差异。
（2）根据来流状态不同，设计凝结区内不同位置处的冷却管格板跨距，不但可以达到避免冷却管振动破坏的目的，而且可以节省支承格板用量、减轻安装和运输困难。
（3）通过实际算例的检验，证明本文的方法在克服凝汽器冷却管汽流激振方面是有效的。
本文的研究是在假定喉部入口均匀来流的情况下进行的，如果考虑汽轮机排汽的非均匀性，那么，整个流场的流动分布将更复杂。对于本文的研究应将喉部入口来流状态重新设定。
参考文献：
［1］张卓澄（Zhang Zuocheng）．大型电站凝气器（Largescalepowerplantcondenser）［M］北京：机械工业出版社（Beijing：Machine Press），1993：247－254．
［2］潘文全（Pan Wenquan）．工程流体力学（Engineering fluidsmechanics）［M］．北京：清华大学出版社（Beijing：Tsinghua University Press），1988：174-178．
［3］崔国民，蔡祖恢，李美玲（CuiGuomin，CaiZuhui，Li Meiling）．直接模拟蒙特卡罗法对连续流体传热和流动的模拟（Simulationforheat－transferandflowofcontinuous fluid by direct simulationmonte carlo method）［J］．工程热物理学报（Journal of Engineering Thermophysics），2000，21（4）：487－490．
［4］沈青（Shen Qing）．DSMC方法与稀薄气流计算的发展（DevelopmentofDSMCandrare air flowcomputation）［A］．空气动力学发展论文集（Proceedingforair Dynamics）［C］，1997．
［5］崔国民（Cui Guomin）．军用目标红外热像理论建模中的蒙特卡罗法和并行计算（The monte carlo method and parallelalgorithmininfrared modelof military objects）［D］．哈尔滨：哈尔滨工业大学（Harbin：HarbinInstituteof Technology），1998．
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