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SHIP ENGINEERING 船 舶 工 程V ol.36 No.3 2014总第36卷，2014年第3期LNG 船机舱内通风气流组织的数值分析倪崇本1,2，朱 航1,2，丁金鸿2，李崇文1（1．中国船舶工业集团公司 第十一研究所，上海 200032；2．上海交通大学 海洋工程国家重点实验室，上海 200240）摘 要：运用CFD 技术手段，对LNG 船机舱内通风气流组织进行数值分析，消除通风死角产生的安全隐患。
针对风管与舱室形成的计算域形状复杂的问题，机舱通风流场被分解为风管与舱室两个计算域，通过设置通风格栅的边界条件实现数据传递。
采用k -ε湍流模型模拟舱室内通风气流，分析表明机舱内设备与管路对通风效果有明显影响，设备间的空挡存在通风死角。
研究表明CFD 技术是船舶通风设计优化的良好工具。
关键词：LNG 船；舱内通风；气流组织；进气口边界中图分类号：U664.5 文献标志码：A 文章编号：1000-6982 (2014) 03-0057-05Numerical Analysis of Airflow Distribution inLNG Ship Machinery RoomNi Chong-ben 1,2, Zhu Hang 1,2, Ding Jin-hong 2, Li Chong-wen 1(1. Shanghai Shipbuilding Technology Research Institute, Shanghai 200032, China; 2. State Key Laboratory of Ocean Engineering, Shanghai Jiao Tong University, Shanghai 200240, China)Abstract: On the purpose of eliminating security risks caused by ventilation dead zones, the CFD method is adopted here to carry out a numerical analysis of airflow distribution in the LNG ship’s machinery room. The complicated calculation domain formed by ventilation system is divided into two parts of wind tubes and the room. The boundary conditions of ventilation grids play the role of data transfer . The K-ε turbulence model is adopted. Dead zone between equipments is found out throughout analysis. It is shown that CFD technology provides powerful tools for ventilation optimize in ship design.Key words: LNG ship; airflow distribution; engine room; inlet-vent boundary condition安全性能是液化天然气（LNG ）船设计建造时必须考虑的首要问题。
喷水推进泵叶轮空化涡流的数值模拟研究郭嫱，王宇，黄先北,仇宝云（扬州大学电气与能源动力工程学院，江苏扬州225127）摘要：基于旋涡对空化的影响，本文采用考虑旋转修正的SST-CC 湍流模型和基于涡识别修正的Zwart 空化模型，对喷水推进泵叶轮内部空化涡流场进行数值模拟研究。
分析了推进泵在不同空化数条件下的水力特性和空化现象，比较了不同种类涡识别方法在辨识空化涡流中的适用性。
研究结果表明，数值计算得到推进泵的扬程、功率和效率等性能参数以及叶轮内的空化现象，与参考实验吻合较好。
分析了叶片表面和叶顶间隙附近空化区域内的含汽量特性；针对推进泵叶顶间隙空化涡的辨识研究，对比了压力准则、涡量准则、Q 准则、λ2准则和无量纲化的Ω准则，揭示了旋涡流动对空化形成的影响。
关键词：喷水推进泵；空化；涡流；数值模拟；涡判据中图分类号：U664.34文献标识码：A doi:10.3969/j.issn.1007-7294.2022.01.004Numerical analysis of the cavitating vortical flow in a water-jet pump impellerGUO Qiang ,WANG Yu ,HUANG Xian-bei ,QIU Bao-yun(College of Electrical,Energy and Power Engineering,Yangzhou University,Yangzhou 225127,China)Abstract:Based on the influence of vortices on cavitation,the SST-CC turbulence model with rotation cor⁃rection and a modified Zwart cavitation model with vortex recognition correction were used to calculate the in⁃ternal cavitating vortical flow in a water-jet pump impeller.The hydraulic characteristics and cavitation phe⁃nomena of the water-jet pump under different cavitation numbers were analyzed,and different vortex identifi⁃cation methods were applied to identify the cavitating vortical flow.It is revealed that the calculated perfor⁃mance parameters such as head,power and efficiency of the water-jet pump and cavitation phenomena in the impeller are in good accordance with the referenced experimental results.The vapor content in the cavitation area near the blade surface and blade tip clearance were analyzed.In the light of identification of cavitating vortices in tip clearance of the water-jet pump,the pressure criterion,vorticity criterion,Q criterion,λ2crite⁃rion and dimensionless Ωcriterion were compared,and the contribution of vortical flow to the cavitation for⁃mation was revealed.Key words:water-jet pump ；cavitation ；vortical flow ；numerical simulation ；vortex identification 0引言喷水推进是船舶的一种动力推进方式，其推进原理是利用推进泵喷水获得反作用力。
1 绪论1.1 课题研究背景及意义我国的煤炭消耗量在世界上名列前茅，并且我们知道一次能源的主要消耗就是煤炭的消耗，而在电力行业中煤炭又作为主要的消耗品。
根据统计，在2010年的时候，全国的煤炭在一次能源消费和生产的结构中，占有率达到了71.0%和75.9%，从全球范围来看，煤炭在一次能源的消费和生产结构中达到了48.5%和47.9%。
根据权威机构的预测，到了2020年，我国一次能源的消费结构中，煤炭占有率约为55%，煤炭的消费量将达到38亿吨以上；到了2050年，煤炭在一次能源消费的结构中占有率仍有50%左右。
由此看来，煤炭消耗量还是最主要的能源消耗 [1]。
电力生产这块来看，在2011年，我国整体的用电量达到46819亿千瓦时，比2010年增长了11.79%.在这中间，火力发电的发电量达到了38900亿千瓦时，比2010年增长了14.10%，整个火力发电量占据全国发电量的82.45%，对比2010年增长了1.73个百分点，这说明电力行业的主要生产来自于火力发电，是电力生产的主要提供[2]。
自改革开放以来，国家大力发展电力工业中的火力发电，每年的装机发电量以每年8各百分点飞速增长[3]。
飞速发展的中国经济使得电力需求急剧上升，这也带来相应的高能耗，据统计，全国2002年到2009年的火力发电装机容量从几乎翻2.5倍的增长为到了 ，煤耗的消耗量增加了13亿吨。
预计到2020年，火电装机的容量还会增长到 ，需要的煤耗量预计为38亿吨多，估计占有量会达到届时总煤碳量的55%[4],[5]。
随着发展的需要，大功率和高参数的机组对能耗的能量使用率会大大提升，这样对于提高火力发电燃煤机组的效率有着很重要的发展方向。
2011年，全国600兆瓦级别以上的火力发电厂消耗的标准煤是329克/千瓦时，比2010年降低了约有4克/千瓦时，在2012年时，消耗的标准煤降低了3克/千瓦时达到了326克/千瓦时，但是在发达国家，美、日等技术成熟国家的600兆瓦级别以上的火力发电厂消耗的标准煤仅仅约为每千瓦时300克上下，可以从中看出和我国的差距还是很大的。
㊀２０２０年㊀第３期Ｐｉｐｅｌｉｎｅ㊀Ｔｅｃｈｎｉｑｕｅ㊀ａｎｄ㊀Ｅｑｕｉｐｍｅｎｔ２０２０㊀Ｎｏ ３㊀收稿日期：２０２０－０３－１７船用汽轮机蒸汽管道设计及应力分析罗㊀坚，陈定千，沈㊀俊（中国船舶重工集团公司第七〇三研究所，江苏无锡㊀２１４１５１）㊀㊀摘要：文中从管径选择㊁管壁计算㊁方案布置和支吊架选型进行分析，介绍了某船用汽轮发电机组蒸汽管道的设计㊂计算分析了该蒸汽管道静态下各支吊架受力㊁管道应力和管口推力，以及主汽门瞬间关闭时的汽锤力㊂计算结果表明：该蒸汽管道变形均衡，管道的一次应力㊁二次应力及管口推力均小于许用值；主汽门瞬间关闭时蒸汽管道的汽锤力较小，对汽轮机和管道的安全运行无影响㊂本次汽轮发电机组蒸汽管道设计合理，能满足机组安全运行㊂关键词：蒸汽管道；热变形；应力分析；汽锤中图分类号：ＴＫ２６㊀㊀㊀文献标识码：Ａ㊀㊀㊀文章编号：１００４－９６１４（２０２０）０３－０００１－０３ＤｅｓｉｇｎａｎｄＳｔｒｅｓｓＡｎａｌｙｓｉｓｏｆＳｔｅａｍＰｉｐｅｌｉｎｅｆｏｒＭａｒｉｎｅＴｕｒｂｉｎｅＬＵＯＪｉａｎ，ＣＨＥＮＤｉｎｇ⁃ｑｉａｎ，ＳＨＥＮＪｕｎ（ＴｈｅＮＯ．７０３ＲｅｓｅａｒｃｈＩｎｓｔｉｔｕｔｅｏｆＣＳＣＩ，Ｗｕｘｉ２１４１５１，Ｃｈｉｎａ）Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｔｈｅｓｔｅａｍｐｉｐｅｌｉｎｅｏｆａｍａｒｉｎｅｔｕｒｂｏ⁃ｇｅｎｅｒａｔｏｒｕｎｉｔｗａｓｄｅｓｉｇｎｅｄｂａｓｅｄｏｎｔｈｅｓｅｌｅｃｔｉｏｎｏｆｐｉｐｅｄｉａｍｅｔｅｒ，ｃａｌｃｕ⁃ｌａｔｉｏｎｏｆｐｉｐｅｗａｌｌ，ｓｃｈｅｍｅｌａｙｏｕｔａｎｄｓｅｌｅｃｔｉｏｎｏｆｓｕｐｐｏｒｔａｎｄｈａｎｇｅｒ．Ｔｈｅｆｏｒｃｅｏｆｅａｃｈｓｕｐｐｏｒｔａｎｄｈａｎｇｅｒ，ｐｉｐｅｓｔｒｅｓｓａｎｄｔｈｒｕｓｔｏｎｔｈｅｅｑｕｉｐｍｅｎｔｅｎｄｗｅｒｅｃａｌｃｕｌａｔｅｄａｎｄａｎａｌｙｚｅｄｕｎｄｅｒｓｔａｔｉｃｃｏｎｄｉｔｉｏｎ，ａｓｗｅｌｌａｓｔｈｅｓｔｅａｍｈａｍｍｅｒｆｏｒｃｅｗｈｅｎｔｈｅｃｏｎｔｒｏｌｖａｌｖｅｗａｓｃｌｏｓｅｄｉｎｓｔａｎｔａｎｅｏｕｓｌｙ．Ｔｈｅｒｅｓｕｌｔｓｉｎｄｉｃａｔｅｔｈａｔ，ｔｈｅｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎｏｆｔｈｅｓｔｅａｍｐｉｐｅｌｉｎｅｉｓｕｎｉｆｏｒｍ，ｔｈｅｐｒｉｍａｒｙｓｔｒｅｓｓ，ｓｅｃｏｎｄａｒｙｓｔｒｅｓｓａｎｄｔｈｅｆｏｒｃｅｏｎｔｈｅｅｑｕｉｐｍｅｎｔｅｎｄａｒｅａｌｌｌｅｓｓｔｈａｎａｌｌｏｗａｂｌｅｖａｌｕｅｓ，ｔｈｅｓｔｅａｍｈａｍｍｅｒｆｏｒｃｅｉｓｓｏｓｍａｌｌａｎｄｈａｓｎｏｅｆｆｅｃｔｏｎｔｈｅｓａｆｅｏｐｅｒａｔｉｏｎｏｆｔｈｅｔｕｒｂｉｎｅａｎｄｐｉｐｅｌｉｎｅｗｈｅｎｔｈｅｃｏｎｔｒｏｌｖａｌｖｅｃｌｏｓｅｄｉｎｓｔａｎｔａｎｅｏｕｓｌｙ．Ｔｈｅｄｅｓｉｇｎｏｆｓｔｅａｍｐｉｐｅｌｉｎｅｆｏｒｔｈｅｔｕｒｂｏ⁃ｇｅｎｅｒａｔｏｒｕｎｉｔｉｓｒｅａｓｏｎａｂｌｅａｎｄｃａｎｍａｋｅｔｈｅｅｑｕｉｐｍｅｎｔｏｐｅｒａｔｅｓｓａｆｅｌｙ．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｓｔｅａｍｐｉｐｅｌｉｎｅ；ｔｈｅｒｍａｌｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎ；ｓｔｒｅｓｓａｎａｌｙｓｉｓ；ｓｔｅａｍｈａｍｍｅｒ０㊀引言蒸汽管道运行时由于管内蒸汽温度高于环境温度，管道会因热胀而产生热位移㊂因此，蒸汽管道在整个汽轮机中起着极其重要的作用，不仅要满足机组的性能要求，还必须要有一定的柔性，以保证整个系统的稳定运行［１］㊂如果蒸汽管道设计不合理，可能对设备装置造成严重的损害㊂因此，管道柔性设计是否合理，对蒸汽管道进行应力计算及校核有重要意义㊂１㊀壁厚计算汽轮机最大运行压力为３．２ＭＰａ，额定工况时的主蒸汽参数：压力２．５ＭＰａ，温度２３０ħ，流量１５０ｔ／ｈ；冷凝器旁排蒸汽参数：压力３．２ＭＰａ，温度２５０ħ，流量５０ｔ／ｈ㊂汽轮机主蒸汽进口直径ＤＮ３００，管道外径选用３２５ｍｍ；旁排蒸汽进口直径ＤＮ１５０，管道外径选１５９ｍｍ㊂管道材质采用１２Ｃｒ１ＭｏＶ㊂则管道壁厚按式（１）计算［２］：Ｓｍ＝ｐＤ０／（２［σ］ｔη＋２ｐＹ）＋Ｃ（１）式中：Ｓｍ为管子最小壁厚，ｍｍ；ｐ为设计压力，ＭＰａ；Ｄ０为管子外径，ｍｍ；Ｙ为修正系数；η为许用应力修正系数，对于无缝钢管可取１．０；［σ］ｔ为设计温度时管子的许用应力，ＭＰａ；Ｃ为考虑腐蚀㊁磨损和机械强度要求的附加厚度，ｍｍ㊂设计压力为最大工作压力的１．１倍［３］，根据计算结果，汽轮机主蒸汽管道和旁排蒸汽管道分别取相应的厚度㊂２㊀管道布置根据汽轮机运行要求，蒸汽管道系统要满足汽轮机正常运转和旁排运行两种不同蒸汽参数条件，因此设计采用双母管供气设计方案㊂管道布置形式见图１㊂蒸汽管道布置中，采用了Ｌ形㊁Ｚ形㊁Π形等管线形状，充分利用管系的自身补偿能力，增强管道柔性，减小管系应力和汽轮机进口受力㊂同时设置固定支㊀㊀㊀㊀㊀２㊀ＰｉｐｅｌｉｎｅＴｅｃｈｎｉｑｕｅａｎｄＥｑｕｉｐｍｅｎｔＭａｙ２０２０㊀图１㊀蒸汽管道简图架㊁滑动支架㊁弹簧支架，尽量保证设备管口附加位移方向与管道热位移方向一致㊂并在管道系统每个低位点都设置疏水，防止暖管时管道内出现水击现象㊂３㊀应力计算及分析３．１㊀计算方法热力管道的应力分析一般只进行静力分析，管道应力分析主要包括一次应力校核㊁二次应力校核和管口推力校核［４］㊂本文应用ＡＮＳＹＳ软件进行建模和应力计算㊂计算中考虑的载荷有管内压力和管子自重等持续载荷及热胀和位移约束载荷㊂将管道与设备的连接点作为固定点，约束其全部自由度㊂为计算方便，考虑５个载荷工况分别进行计算：工况０：热态吊零状态㊂将弹簧支吊架刚度设为刚性约束，即刚度无穷大，管道载荷为管子自重，不计管内压力㊂得到支吊架分配荷载，同时计算管道对设备管口的自重推力㊂工况１：管道工作状态㊂将弹簧支吊架刚度设为０，管道载荷为管子自重㊁管内压力㊂计算管道的一次应力㊂工况２：管道运行初期热态㊂管道由冷到热，将弹簧支吊架刚度设为０，不计自重和管内压力，计入温度载荷㊂计算结果与工况０叠加，得到支吊架工作荷载和管道的初热推力㊂工况３：管道由冷到热的热胀状态㊂弹簧支吊架刚度设为实际刚度，不计自重和管内压力，计入温度载荷㊂取２０ħ时材料弹性模量，计算管道二次应力，同时得到热胀推力及弹簧荷载变化值㊂工况４：管道运行初期冷态㊂将弹簧支吊架刚度设为０，计入弹簧支吊架的附加作用力，不计管道自重㊁管内压力和温度载荷㊂计算结果与工况０叠加，得到支吊架安装荷载和管道的初冷推力㊂３．２㊀计算结果分析通过对蒸汽管道系统应力计算，得出各非弹簧支吊架的应力值（见表１），弹簧支吊架的应力值（见表２），管道对设备管口的推力（见表３）㊂表１㊀非弹簧支吊架应力Ｎ编号支吊架类型分配载荷Ｆｙ热态载荷变化Ｆｙ工作载荷Ｆｙ冷态载荷变化Ｆｙ安装载荷Ｆｙ１００２滑动支架－６８２５１１０２－５７２３４３０－６３９５１００３滑动支架－６８６２－１３５０７－２０３６９－１７７－７０３９１００４固定支架－５７４３２４２８－３３１５－２１５－５９５８１００５滑动支架－１６８６－４６１５－６３０１１１８０－５０６１１０２滑动支架－６８３１－２６３２－９４６３２８９－６５４２１１０３滑动支架－５３８１－７９３－６１７４－１２２－５５０３１２０１滑动支架－２５７５６１７－１９５８０－２５７５１２０２滑动支架－２５７７１７２－２４０５１－２５７６表２㊀弹簧支吊架应力编号工作载荷Ｆｙ／Ｎ安装载荷Ｆｙ／Ｎ弹簧刚度／（Ｎ㊃ｍｍ－１）预压缩量／ｍｍ弹簧选型载荷变化／％１００１－３０８９－３６４６５０．００７３ＺＨ１０６１８１００６－９９０１－１０８０７１５７．２５６９ＺＨ１１０９１００７－５８９３－６２１７８８．７５７０ＺＨ１０８６１００８－１２０６３－１０８９０２１０．００５２ＺＨ１１１１０１１０１－３８３１－４２９３６６．７５６４ＺＨ１０７１２１１０４－２１７１－２１４０３７．３３５７ＺＨ１０５２１２０３－８６３－９４０１５．７８６０ＺＨ１０３９１２０４－１００５－９２３１５．７８５９ＺＨ１０３８表３㊀管道对设备管口的推力状态管口位置编号Ｆｘ／ＮＦｙ／ＮＦｚ／ＮＭｘ／（Ｎ㊃ｍ）Ｍｙ／（Ｎ㊃ｍ）Ｍｚ／（Ｎ㊃ｍ）热态汽轮机进口３０００１３６７－１６９８－１３５６２８３２－１８１９１７８４凝汽器旁排口４０００１１８４－６０２－３１２７３－２５３５９０７冷态汽轮机进口３０００７９－２００９１２１７８４４－６７６凝汽器旁排口４０００－４０－７８３０－７０８１－２６㊀㊀从图２中可看出，管道变形均匀㊂从图３㊁图４中可得，管道一次㊁二次应力最大值分别为５６．５ＭＰａ和１０７．４ＭＰａ㊂３．２．１㊀管口推力评定根据ＮＥＭＡＳＭ２３要求，作用于汽轮机任一管口上的合力及合力矩都应满足下列要求［５］：０．９１４４ＦＲ＋ＭＲɤ２６．６８９Ｄｅ（２）式中：Ｄｅ为当量直径，ｍｍ；Ｄｅɤ２００时，Ｄｅ＝管口当量㊀㊀㊀㊀㊀第３期罗坚等：船用汽轮机蒸汽管道设计及应力分析３㊀㊀图２㊀管道热态变形图３㊀管道一次应力图４㊀管道二次应力直径；Ｄｅ＞２００时，Ｄｅ＝（管口当量直径＋４００）／３；ＦＲ为接口处的合力，Ｎ；ＭＲ为接口处的合力矩，Ｎ㊃ｍ㊂通过计算可知，汽轮机进口和冷凝器旁排口在热态和冷态下都满足管口推力的评判准则㊂３．２．２㊀管道应力评定管道应力合格的评定依据：一次应力和二次应力都必须合格㊂一次应力校核条件：σ１ɤ［σ］ｔ（３）二次应力校核条件：σ２ɤｆ（１．２５［σ］２０＋０．２５［σ］ｔ）（４）式中：σ１㊁σ２分别为管道的一次应力和二次应力，ＭＰａ；［σ］２０为材料在２０ħ时的许用应力，ＭＰａ；ｆ为应力范围系数，它与管道位移循环当量数Ｎ有关，Ｎɤ２５００时，ｆ＝１㊂一次应力㊁二次应力评定结果见表４㊂表４㊀管道最大ＭＩＳＥＳ应力ＭＰａ应力类别计算值许用值评定结论一次应力５６．５２９６合格二次应力１０７．４２５６合格４㊀汽锤力计算分析汽轮发电机组在运行过程中出现故障时会导致负载突卸，为保护机组不被损坏，主汽门快速关闭㊂此时，阀门前蒸汽压力骤升，所形成的压力波会在管道内往复传播，对设备和管道产生冲击，这种现象称为汽锤现象［６］㊂汽锤可能会造成严重的破坏，因此，计算管道汽锤力，确保汽轮机安全运行非常重要㊂４．１㊀模型参数本文利用ＰＩＰＥＮＥＴ软件计算机组额定工况时主汽门突然关闭的动态汽锤力，假定锅炉出口流量恒定，模型参数见表５㊂表５㊀模型参数表设备参数名参数值流量系数１７６５０主汽门开启模式线性开启关闭时间０．５ｓ关闭整定值３．８ＭＰａ安全阀流量系数６２５０开启模式快开４．２㊀计算结果分析从图５中可以看出，主汽门在２ｓ时开始关闭，导致阀前压力突然升高，压力最高升至３．９３ＭＰａ㊂现有蒸汽管道设计规范中没有涉及汽锤压力标准，可参考泵站设计中水锤压力的要求，由于水锤／汽锤力持续时间短，所以压力不超过设计压力的１．３倍时满足系统设计要求㊂在主汽门关闭瞬间，管道内会产生压力波，随着安全阀完全打开，压力波动逐渐损失减弱，最终达到稳定，这就是汽锤现象㊂从图６中可以看出，在主汽门关闭瞬间，阀前管道产生汽锤力，并且在阀门完全关闭的２．５ｓ时达到最大５７７Ｎ，在安全阀完全打开后管道系统稳定运行，汽锤力消失㊂由于该管道的汽锤力较小，在管道应力分析时留有余量，可不需考虑汽锤力对汽轮机和管道的影响㊂（下转第４５页）㊀㊀㊀㊀㊀第３期范海俊等：发夹式换热器异形法兰及封头的设计４５㊀㊀（１）可通过理论公式进行异形法兰和封头的初步计算；（２）异形法兰和异形封头的设计计算需要考虑多种因素的影响，仅靠理论公式的推算很难保证其满足设计要求，需要进行有限元分析；（３）异形法兰即使满足ＨＧ／Ｔ２０５８２中斜锥长颈法兰的要求，其对异形封头弯曲应力的影响也不能忽视，这在其他应用场景中也应给予重视㊂参考文献：［１］㊀王振锋，宋印玺．发夹式换热器结构研究及热工设计［Ｊ］．山东化工，２０１７，４６（２３）：９８－９９．［２］㊀王鹏．浅析发夹式换热器结构［Ｊ］．化工设备与管道，２０１８，５５（６）：３１－３３；６９．［３］㊀许宝军，刘克为．太阳能发电系统中发夹式换热器的设计［Ｊ］．电站辅机，２０１９，４０（２）：１８－２２．［４］㊀中国石油化工集团公司．石油化工钢制套管换热器技术规范：ＳＨ／Ｔ３１１９ ２０１６［Ｓ］．北京：中国石化出版社，２０１６．［５］㊀中国石油和化学工业联合会．钢制化工容器强度计算规定：ＨＧ／Ｔ２０５８２ ２０１１［Ｓ］．北京：中国计划出版社，２０１１．［６］㊀全国锅炉压力容器标准化技术委员会．压力容器：ＧＢ／Ｔ１５０ ２０１１［Ｓ］．北京：中国标准出版社，２０１１．［７］㊀全国钢标准化技术委员会．高压化肥设备用无缝钢管：ＧＢ／Ｔ６４７９ ２０１３［Ｓ］．北京：中国标准出版社，２０１３．［８］㊀全国锅炉压力容器标准化技术委员会．低温承压设备用低合金钢锻件：ＮＢ／Ｔ４７００９ ２０１０［Ｓ］．北京：新华出版社，２０１０．［９］㊀全国锅炉压力容器标准化技术委员会．热交换器：ＧＢ／Ｔ１５１ ２０１４［Ｓ］．北京：中国标准出版社，２０１５．［１０］㊀全国锅炉压力容器标准化技术委员会．钢制压力容器分析设计标准：ＪＢ４７３２ １９９５（２００５年确认）［Ｓ］．北京：机械工业出版社，２００５．作者简介：范海俊（１９９０ ），工程师，主要从事压力容器与常压低温储罐设计㊁制造与检验工作㊂Ｅ⁃ｍａｉｌ：ｆａｎ＿ｈａｉｊｕｎ＠ｈｏｔｍａｉｌ．ｃｏｍ（上接第３页）图５㊀主汽门前管内压力和流量图６㊀主汽门前管道汽锤力５㊀结束语蒸汽管道温度高，会产生较大的热胀作用力，对汽轮机的正常稳定运行有着重要影响，因此汽轮机蒸汽管道的设计要考虑足够的柔性，防止管道因热胀冷缩㊁端点附加位移或支架设置不当造成管道疲劳损坏㊁汽轮机端口产生过大应力或变形㊁支吊架破坏等㊂本文对静态下蒸汽管道的一次应力㊁二次应力和管口推力进行了计算，并校验合格，还计算分析了动态下汽锤力的影响㊂该汽轮发电机组蒸汽管道已安全投入运行，表明了该设计的可靠性㊂通过此次设计得到以下结论：（１）合理选择管道壁厚可以增加管道柔性，减小热应力㊂（２）蒸汽管道布置时尽量改变管道走向，利用自补偿能力增强管道柔性，减小管道应力和管口推力㊂（３）合理选择支吊架形式及布置位置，可以减小管道应力及管口推力㊂（４）安装时使用冷紧可以减小管口推力㊂参考文献：［１］㊀张锡德，戴广来，邵士铭，等．管道柔性设计对合成气压缩机汽轮机振动的影响［Ｊ］．化工设备与管道，２０１３，５０（２）：４２－４６．［２］㊀电力规划设计总院．火力发电厂汽水管道设计技术规范：ＤＬ／Ｔ５０５４ ２０１６［Ｓ］．北京：中国计划出版社，２０１６．［３］㊀电力规划设计总院．发电厂汽水管道应力计算技术规程：ＤＬ／Ｔ５３６６ ２０１４［Ｓ］．北京：中国计划出版社，２０１４．［４］㊀贾芸，许敏宇，童金生．多参数㊁多分支蒸汽管路系统的设计［Ｊ］．中国新技术新产品，２０１３（２２）：１０２－１０３．［５］㊀国家质量监督检验检疫总局特种设备安全监督局．全国压力管道设计审批人员培训教材［Ｍ］．北京：中国石化出版社，２０１２．［６］㊀刘伟，于沛．基于ＰＩＰＥＮＥＴ的ＡＰ１０００主蒸汽管道汽锤力计算［Ｊ］．核科学与工程，２０１５，３５（２）：２３０－２３５．作者简介：罗坚（１９８８ ），硕士，工程师，主要从事蒸汽动力装置的试验工作㊂Ｅ⁃ｍａｉｌ：ｌｕｏｊｉａｎ２９０００７９＠１６３．ｃｏｍ。
doi：10.11832//.issn.1000-4858.2021.01.005水下压缩空气储能系统储气装置的CFD数值模拟王金舜，王虎，熊伟，王志文(大连海事大学船舶机电研究所，辽宁大连116026)摘要：针对水下储气装置在复杂的海洋环境中容易受到海流的影响从而引发结构失效等问题，采用大涡模拟方法，对不同海流条件下的水下储气装置流体动力学特性进行了数值模拟。
首先对比分析了不同流速工况下海水绕流后的时均速度场；其次通过监测在0.5m/s流速工况下旋涡的发展及脱落过程以研究尾迹流场的瞬态变化情况；最后分析了在不同工况下装置的受力特性。
结果表明，装置在低流速海洋环境下的绕流影响区更广；装置的阻力与升力系数分别为0.45和0.6；侧向形成的三维旋涡的脱落周期约为100s,会对装置造成低频扰动。
结果较为清楚地描述了水下储气装置在复杂海洋环境中的基本水动力特征，为储气装置的设计优化提供了一定的理论依据。
关键词：水下压缩空气储能系统;储气装置;CFD；流场；旋涡中图分类号:TH137文献标志码：B文章编号：1000-4858(2021)01-0027-09Numerical Simulation of Air Storaae Container in Under/aterCompressed Air Storaae SystemWANG Jin-shun,WANG Hu,XICNG Wei,WANG Zhi-wen(CnsiiiuieooShip ElesiomeshanisalEquipmeni，Dalian MaiiimeUnieeEsiiy，Dalian，Liaoning116026)Abstract:In order to solve the problem that the undywater air storage container is esily affected by the current iv the complex mane environment,which leads to structural failure.The larae eddy simulation metaod is used to simulate tlie hydrodynamic characte/stics of tae underwAar air storage container under dyferent current conditions.Fimtly,the time average yvlocity edd of seawater U ow aound the wake is compaed and analyzed under dyferent velocity conditions.Secondly,the transient change of wake U ow field is studied by monitoring the devvlopment and shedding process of vv/ea under tae ySocity condition of0.5m/s.FinAly,the mechanicel characte/stics of tae container under dierent conditions arc analyzed.The analysis results show that the influence area of flow around the container is wiVar in the low yvlocity mine environment.The draa and lift coefficmnts of the container arc 0.45and0.6,respectivela•The shedding plod of the three-dimensional vvrtee formed1x010i about100s, which will csuse l ow-frequence disturbance to U ix container.The obtained results c O x/o describe the basic hydrodynamic characte/stics of the under/ater air storage container in the complex mtne environment,and provide a theoretical basis fcr tae design and optimization.Key words：undvwater compressed air storage system,air storage container,CFD,Cow field,vvCex收稿日期：2020-11-5基金项目：国家自然科学基金（52075065）%中央高校基本科研业务费专项资金（3132020111）作者简介:王金舜（1995—）,男，吉林敦化人，硕士研究生，研究方向为计算流体力学与流固耦合'引言随着当前能源结构的变革,可再生能源正发挥着前所未有的重要作用。
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蓄热器容积计算分析88一qf,61>.包钢科技1996年第4期蓄热器容积计算分析尚松林黄荣生1lF3牛f.f摘娶热器化蝈道的成部份.能的措.算基汽化热算炼工岂通挝对单位蓄热能力g及蓄热能力GX的计算结果,求出蓄热器的窖积V. 关键词单位蓄热能汽包蓄热艟蝗,瞎,1蓄热器的作用1994年炼钢厂对转炉进行了扩容改造,将原有的50吨转炉扩容到80吨,并作了相应的配套改造转炉吹炼时产生大量的高温烟气,经活动烟罩和三段汽化烟道.与_汽化器内的水进行热交换,部分蒸发产生汽水混合物.通过循环管路的上升管,使具有一定压力,温度的饱和蒸汽进入汽包,再经汽水分离后.该蒸汽可进行回收该项目是节能的重要措施.转炉蒸汽回收系统的重要设备是蓄热器通过蓄热器的调节.可将周期性波动汽源,变为连续稳定汽源,整个外网不会受到冲击损害,并将转炉汽包产生的蒸汽得到最大限度的回收和利用,在转炉汽化冷却系统中.广泛采用湿式变压式蓄热器蓄热器内贮有大量的,一定压力的热水,只留一部分做为蒸汽空间.蓄热器的工作原理分两个过程,充热过程和放热过程克热过程是当转炉吹氧时,汽包内产生一定压力,温度的蒸汽引入蓄热器内,蓄热器内的压力逐渐升高,蒸汽在蓄热器内通过混合器的喷嘴,将水加热,蒸汽则凝结成水,使蓄热器里的水的热焓值升高到与引入蒸汽睚力(P1)相对应的饱和水焓值,此时蓄热器的水位也由于蒸汽的凝结而升高放热过程是在转炉非吹氧期或蒸汽较小时刻,当选出压力为(p2)时.用户继续用汽时,蓄热器中的压力就下降,蓄热器中水的原有热焓值比降压后相对应的饱和水焙值大. 因而部分水被蒸发,以弥补产汽的不足,这时蓄热器中的水位开始降低简言之前者为贮热,后者是向外供汽,形成连续,稳定的蒸汽回收和供汽系统.2计算的依据2.1原始设计参数根据包钢炼钢厂80吨转炉汽化烟道热力计算初步设计规定:吹氧期14分钟.其中前烧期3分钟,后烧期2分钟,冶炼周期35分钟.吹氧过程负荷曲线(见图1,图2)和平均产汽量(见表1).衰1平均产汽■与晚氲中期瞬时产汽■单位降罩l忤罐吹氧中期瞬时衄大产汽量I)msxt/h畋氧辫平均产饩量DpJ(CI)t/h咕炼周期均产汽量DpJ(YI)t/h炉锕产汽量D1.t40253.732044.7l2.917.81996年第4期?89?图1单炉降罩蒸发量曲线表2冶炼工艺与吹炼时间(分)2.2蓄热器设计参数的确定产汽量的确定上述原始参数应变换成直炼时的蒸发量的参数.同时按开罩时蒸发量作为计算依据. 也就是变换成吹氧期时间18分钟.冶炼周期为42分钟的开罩单炉蒸发量参数.换算依据,转炉无论吹氧时间14分钟还是18分钟,其一炉钢的降碳总量相等,元素氧化放热量不变,其总热负荷一样.则产蒸汽量是相同的所以,产汽量从14分钟的曲线与横坐标所围成的面积(S1)与18分钟的曲线与横坐标所围成的面积(s2)是相等换句话说,14分钟的吹氧期平均产汽量DcL】]乘1,应等于18分钟的吹氧期平均产汽量uv10Dn乘以.根据这一等式可求出18分钟的吹氧期平均产汽量(见图3)图2羊炉开里蒸发量曲蝮图3吹氧期平均产汽量的14分与18分所围面积由此,可求解即x=Dpj(CL)18D㈣.?丽18一DC.LⅢ?丽14Dpl(cL)】8—34.77(t/h)18分钟的吹氧期的冶炼周期平均产汽量D(YL)ls根据公式DDJ『YLm—DYL](t/h)式中:Tc一18分钟T=42分钟将数据代入Dpi~vL3j8=34.77×一14.g0(t/h)一炉钢产汽量901996年第4期DL?=1c).4㈩换算后的产汽量参数见表3.表314分与18分的产.气量对比表注:以后计算中的符号均不带脚指数,即是使用18分钟的产汽量参数值最多同时吹炼炉座数,M一3座两座炉开吱最短错开时间,T6分钟最高充热压力,P=1.25MPa最低放热压力,P#一0.55MPaP2I=0.75MPa这里已考虑到连网时的管道阻损0.05MPa蒸汽回收系统中,4座转炉的汽包参与系统的蓄热3热二计茸中峙『L个基本概念3.1蓄热能力Gx蓄热器从充热压力P降到允许的最低压力.即放热压力P时,所释放出来的蒸汽量,单位为kg.3.2单位蓄热能力g.蓄热器从宽热压力P降到P时.从处于充热状态的每立方米的水容积,可能得到的蒸汽公斤数.3.3蓄热器充水系统是指充热终了时蓄热器内水容积占总容积的份额.4蓄热器均单位蓄热能力g.J}÷算计算公式:一L——l1表4×r(kg蒸汽/m.)汽水参数单位运算符值将数值代入得:冬季时:g57.8kg/m.夏季时:g一47.8kg/m.蓄热能力Gx的计算利用蒸汽负荷曲线(图2).用简易积分法求蓄热能力Gx的方法,图中纵坐标表示平均负荷线与负荷曲线间的面积代数和.平均负荷线以上面积为正,以下的面积为负换句话说可按吹氧期平均产汽量与输出蒸汽量D(t/h)所围面积进行计算Gx.对于有几座炉吹炼时.要考虑到炉座吹炼间隔时间T的影响.见图4.由此,三座转炉蒸发量曲线变换成各吹氧期平均蒸汽量D一所围面积为s.(3xS1).s一MD'10负荷线D(送出蒸汽量)所围面积为s..s一M?Dll|_?J0(kg)所以Gx—S一s将各数值代入蒸汽回收系统的汽水参数见表4.Gx=(3×34.77×一3×14.9×)×1996年第4期10.:8943(kg,根据上述观点可导出Gx的计算公式69.5434.776121B243Q—'一——————√,::,,,"图4图解法求GxG一:!'!=二!:_r,.10360化简:Gx一(M?D一D...…]×1.式中:D:M?DⅢ,6计算汽包的蓄热能力Gx(汽包)已知条件:汽包台数N一4台,汽包充水容积V=7.09m计算公式:G^—N?V?g.(kg)则冬季时G^=4×7.09×57.8—1639.21(kg)夏季时G^:4>:7.0947.8=1355.61(kg)7要求蓄热器的蓄热能力Gx(蓄热器)冬季时Gx(蓄热器)=Gx--Gx(汽包):8943—1639.21:7303.79(kg)夏季时Gx(蓄热器)=Gx—Gx(汽包)一8943—1355.61—7589.39(kg)8计算蓄热器的容积V取蓄热器的热效率7=0.99取蓄热器充水系数十一0.85蓄热器的台数N一2则单台蓄热器的容积VV一鱼董垫墨2.一g?1?+?N1将数据代入冬季时V一580990852=75..8m3'7.×.×.×……"夏季时.V一809908X2=94.34n1_{'47.×.×.5……由此可知,单台蓄热器最大客积夏季时为94.34m.我厂根据现场有条件选用v一100m的蓄热器两台.9结束语9.1通过上述对蓄热器容积的计算.可以看出,减小蓄热器的容积,其途径有三.①充热压力提高,也就是说在新建转炉时.提高汽化烟遭设备的工作压力,从而使汽包蒸汽压力增加,即P提高,也就是提高了水和蒸汽的焓值.目前国内设计转炉汽包工作压力P>2.0MPa.(下转第63万j1996年第4期?63?表7高炉渣与转炉渣的化学成份\我份Si02Alz0,Fe2.3Mnoca0MgoK20Na.【】R高炉啬o0633.94l4811961.0939.176.65o.46c3t1_l5 转炉渣o.9815.962.4828oo66741_6l173O14c282.67 从图1看出配加自云石料的喷补料.抗融损能力明显优于不加白云石料的喷补料.试验也证明了这一点6结论①要有操作简单,喷补有效的设备②为厂使喷补料有较大的粘附率,每次喷补的厚度应在]0ram以下.③目前我们使用的喷补料没有加白云石,今后应加强自云石质耐火材料的研究.(上接第8O页)体职工树立节约能源光荣,浪费能源可耻的思想意识在此基础上.必须深入现场,掌握和了解工艺变动及用能设备运行状态.指导本岗位能源管理项目使用和制度调正.达到④半干法新工艺补炉明显提高炉龄7参考文献1《转炉炼钢》冶金部视听教材编辑部,1992.12彭民,半干热喷朴料的研制《耐火材料》1993年第五期3关于转炉热喷补材料的研究《武钢译丛》1981年,●,^,..^,1.^.1.I各类能源的充分利用和杜绝跑冒漏的发生.同时要随时了解国内节能新技术的应用和发展在技术改造中,尽量选用既满足工艺要求,且载能值低的能源种类,从而把能源管理工作做的更好.●…●～一●?●I◆t◆I◆-+●一一¨◆一◆'◆～◆-●I◆-●I◆-●●-◆●一◆◆●●一●一(上接第9L页)②放热时压力P.要有个适当值,从计算上看,送出压力低可降低水和蒸汽的焓值③转炉汽包参与系统的蓄热.有利于降低蓄热器的蓄热能力.归结一点.增大gn值和降低Gx.是减少蓄热器容积的唯一途径9.2计算系统的蓄热能力Gx,最简便方法是采用吹氧期平均产汽量与输出蒸汽量D 所围面积来计算,同样达到同等数值.。
综述SUMMARY一、强化日常管理，减少蒸汽用量1.蒸汽的来源及系统组成目前，轮胎生产企业使用的蒸汽主要有两个来源，一是企业自备锅炉产汽，约占蒸汽总量的30%左右；二是外购蒸汽，约占70%。
自备锅炉生产蒸汽的热量，一般根据《综合能耗计算通则》（GB/T 2589-2020）要求按等价值计算；外购蒸汽的热量，则按照当量值计算。
因此，两者显示的热值及成本，存在一定差别。
作者 中策橡胶（天津）有限公司 王其营 张剑降低轮胎企业 蒸汽成本三方面举措之我见（1）自备锅炉蒸汽系统主要由锅炉及控制系统、锅炉除氧加热系统、凝结水处理装置、蒸汽计量装置、蒸汽管道、蒸汽储罐或蓄热器、用汽单元等组成。
系统的关键是锅炉，以前以燃煤锅炉居多，目前35蒸吨之内的锅炉基本都是燃气锅炉，35蒸吨及以上的为燃煤锅炉。
燃煤锅炉对于脱硫、脱销、烟气除白等要求较高，且都配备在线监控。
（2）外购蒸汽系统锅炉及蒸汽计量装置（贸易结算依据）由蒸汽供应单位所有，蒸汽管随着燃煤及天然气价格不断上扬，加上“双碳”战略对碳排放要求不断提高，蒸汽生产和使用的成本越来越高，给轮胎生产企业的成本控制带来较大影响。
蒸汽使用的原则是：生产相同数量的轮胎，蒸汽用量越少越好；使用相同数量的蒸汽，生产的轮胎数量越多，则贡献越大。
为减少蒸汽成本上升对轮胎生产的影响，企业可以采取3方面措施，即加强日常管理，逐步减少蒸汽的使用总量；通过技术改造和工艺调整，用电硫化及氮气硫化等方式代替传统的蒸汽加热硫化；对采暖、加热和保温等需求，逐步由蒸汽加热转变为电加热。
从而逐步减少蒸汽用量，降低蒸汽在综合能耗中的比例，直至实现轮胎“无蒸汽化”生产。
综述SUMMARY道、用户蒸汽储罐或蓄热器、用汽单元等由蒸汽使用单位负责。
2.蒸汽供应环节注意事项（1）自备锅炉生产蒸汽对于自备锅炉生产蒸汽，一是做好锅炉选型及后续改造工作，以满足环保、节能、高效的要求；二是根据锅炉设计要求严格控制燃料指标，并把采购价格控制在合理的范围——这是影响蒸汽生产成本的关键；三是科学运行锅炉，确保蒸汽供应稳定性、经济性；四是做好蒸汽管道的敷设及保温工作，减少管路损耗；五是配备容量适宜的蒸汽储罐或蓄热器，不但稳定蒸汽压力和流量，还可以节能；六是完善蒸汽计量系统，除主管道蒸汽计量（一级计量）准确外，各支管计量（二级计量）甚至机台用汽计量（三级计量）尽量普及。
Applied Physics 应用物理, 2014, 4, 169-175Published Online October 2014 in Hans. /journal/app/10.12677/app.2014.410020Numerically Investigating Influence ofDifferent Steam Source Parameters onCharging Process of Marine SteamAccumulatorLianwei Wu1, Yuanlong Yang2*1Navy Military Delegate Room of Wuhan 701 Research Institute, Wuhan2China Ship Development and Design Center, WuhanEmail: *long31609@Received: Sep. 5th, 2014; revised: Oct. 1st, 2014; accepted: Oct. 7th, 2014Copyright © 2014 by authors and Hans Publishers Inc.This work is licensed under the Creative Commons Attribution International License (CC BY)./licenses/by/4.0/AbstractTwo-fluid model and thermal change model with considerations of evaporation and condensation for vapor and liquid were utilized. Based on the coupled boundary conditions with different charging flow rates and temperatures, numerical investigation on the influence of different steam source parameters on charging process of marine steam accumulator was carried out. Effects of different charging flow rates and temperatures on the dynamic characteristics of charging process for steam accumulator were analyzed. The calculated results showed that higher charging tem-perature resulted in higher temperature for steam in an accumulator in the term of certain charging energy per unit time, causing nonuniform temperature and flow field. Lower charging flow rate could cause stronger steam jet.KeywordsMarine Steam Accumulator, Charging Process, Steam Source Parameter, Numerical Simulation不同汽源参数对船用蒸汽蓄热器充汽过程影响的数值研究吴廉巍1，杨元龙2**通讯作者。
1海军驻武汉701所军事代表室，武汉 2中国舰船研究设计中心，武汉 Email: *long31609@收稿日期：2014年9月5日；修回日期：2014年10月1日；录用日期：2014年10月7日摘 要采用考虑汽液两相蒸发与冷凝的两流体模型和热相变模型，基于不同充汽流量和温度耦合的边界条件，进行了不同汽源参数下船用蒸汽蓄热器充汽过程数值模拟，分析了不同充汽流量和温度对蒸汽蓄热器充汽过程动态特性的影响。
计算结果表明，充热能量一定条件下，充汽温度越高，蓄热器内部蒸汽温度越高，温度场和速度场分布越不均匀；充汽流量降低，蒸汽射流效应更加强烈。
关键词船用蒸汽蓄热器，充汽过程，汽源参数，数值研究1. 引言船用蒸汽蓄热器是极短时间内为瞬时耗汽量极大的蒸汽用户提供高温高压过热蒸汽的热力设备[1]。
蒸汽蓄热器充汽系统具有充汽时间短，瞬时充汽量大，充汽参数协控复杂的特点[2]，而充汽流量和温度是影响船用蒸汽蓄热器供汽品质的关键指标，因此研究不同汽源参数对船用蒸汽蓄热器充汽过程的影响对保证船舶蒸汽动力系统性能匹配具有重要意义。
由于实际船用蒸汽蓄热器充汽系统的特殊性和复杂性，与公开报道的研究对象有本质区别[3]-[5]。
鉴于此，本文以船用蒸汽蓄热器为研究对象，采用数值模拟研究了不同汽源参数对船用蒸汽蓄热器充汽过程动态特性的影响，得到流速、压力、温度等关键热工水力参数的动态分布规律。
为船用蒸汽蓄热器的安全控制和运行提供技术参考。
2. 几何模型及网格划分蒸汽蓄热器筒体直径为0.8 m ，长度为2 m ；入口采用集管分配充汽，集管上开孔均布4行，每行开24个进汽孔，进汽孔直径为0.012 m ；出口位于上筒体中点处，出口直径为0.08 m ，高度为0.25 m 。
蓄热器几何模型如图1所示。
如图2所示，采用非结构化网格方式进行蒸汽蓄热器的网格划分，充汽集管、筒壁处网格进行局部加密处理。
基于网格敏感性分析确认计算域共计350,000个单元，扩展率、倾斜度、扭曲度达到标准。
3. 数学模型液相连续性方程：()()l l l l l vl m tαραρ∂+∇⋅=−∂U (1) 汽相连续性方程：()()v v v v v vl m tαραρ∂+∇=∂U (2)Figure 1. Physical model of steam accumulator 图1. 蒸汽蓄热器物理模型Figure 2. Grid model 图2. 网格模型液相动量方程：()()()()()()T e l l l l l l l l l l l l l lv vl ltg p m αραρµαρ∂+∇⋅−∇+∇∂−∇+−U U U U U F U (3)汽相动量方程：()()()()()()T e v v v v v v v v v v v v v vl vl vtg p m αραρµαρ∂+∇⋅−∇+∇∂−∇++U U U U U F U (4)液相能量方程：()()()e l l l l l l l l l lh h T Q tαραρλ∂+∇⋅−∇=∂U (5)汽相能量方程：()()()e v v v v v v v v v vh h T Q tαραρλ∂+∇⋅−∇=∂U (6)式中，α为体积分数；ρ为密度，单位为kg/m 3；U 为流速，单位为m/s ；m 为质量传递率，单位为kg/(m 3∙s)；t 为时间，单位为s ；e µ为动力粘度，单位为kg/(m ∙s)；g 为重力加速度，单位为m/s 2；p 为压力，单位为Pa ；F 汽液相间作用力，单位为N ；h 为比焓，单位为kJ/kg ；e λ为导热系数，单位为W/(m ∙K)；T 为温度，单位为K ；Q 为汽液相间总热量传递率，单位为kJ/(m −3∙s)；下角标l 、v 和vl 分别代表液相、汽相和从液相到汽相。
通过相界面传递的总热量分别为：()l l vl ls l vl s l vl ls Q q m h k A T T m h =−=−− (7)()v v vl vs v vl s v vl vs Q q m h k A T T m h =+=−+ (8)式中，q 为显热传递率，单位为kJ/(m 3∙s)；k 为汽、液相与相界面的对流传热系数，单位为W/(m 2∙K)；A 为界面面积浓度，单位为1/m ；s T 为饱和温度，单位为K ；ls h 为液相饱和焓，单位为kJ/kg ；vs h 为液相饱和焓，单位为kJ/kg 。
根据相界面热量平衡0l v Q Q +=，知：()()l vl l s v vl v s vl vs lsk A T T k A T T m h h −+−=− (9)因此，汽液相变潜热为：vs ls L h h =− (10)式中，L 为汽化潜热，单位为kJ/kg 。
在实际的相变过程中，对流换热系数l k 、v k 采用Hughmark 关系式计算对流传热系数。
汽液两相间作用力F 通过Ishii-Zuber 模型计算[6] [7]。
4. 计算边界条件蒸汽蓄热器初始水位为300 mm ，初始压力为0.2 MPa ，充汽时间70 s 。
为研究不同汽源参数对蒸汽蓄热器充汽过程的影响，选用两种典型充汽参数工况：A. 充汽流量为0.3 kg/s ，充汽温度为195℃；B. 充汽流量为0.275 kg/s ，充汽温度为305℃。
5. 蓄热器充汽过程数值模拟5.1. 温度场动态特性图3描述了A 、B 工况下蒸汽蓄热器内部蒸汽温度随充汽时间的变化规律。
从图中可以看出，在10 s 内A 、B 工况下蓄热器蒸汽温度均呈现急剧升高的变化规律，这主要是由于在10 s 内充汽压力高于蒸汽蓄热器初始压力，两者压差大，蒸汽流速高，导致大部分过热蒸汽没有与饱和水充分换热而以未凝结汽态形式直接进入汽空间，促使蒸汽温度快速升高。
在充汽10 s 后，一方面，蓄热器内部压力增大，充汽压差减小，充汽速率降低，导致少部分过热蒸汽充入汽空间；另一方面，汽空间少部分蒸汽冷凝成饱和Figure 3. Temperature curves of steam accumulator 图3. 蒸汽蓄热器温度随时间变化规律水，释放能量，促使蒸汽温度降低，从而导致汽空间蒸汽温度缓慢升高。
数值模拟得到温度变化规律与文献[2]计算结果吻合较好。
通过A、B工况下蒸汽蓄热器蒸汽温度分布规律的对比可知，B工况充汽流量低，但充汽温度远大于A工况的充汽温度，使得充入汽空间能量更高，导致蒸汽温度高于A工况蒸汽温度。
通过图4~7的对比，验证了图3中的计算结果。
因此在单位充汽时间内充汽能量一定条件下，充汽温度对汽空间蒸汽品质影响大于充汽流量，对蒸汽品质起主导影响作用。
Figure 4. Steam temperature contours at 2 s at the case of A图4. A工况下t = 2 s蒸汽温度分布云图Figure 5. Steam temperature contours at 2 s at the case of B图5. B工况下t = 2 s蒸汽温度分布云图Figure 6. Steam temperature contours at 10 s at the case of A图6. A工况下t = 10 s蒸汽温度分布云图Figure 7. Steam temperature contours at 10 s at the case of B图7. B工况下t = 10 s蒸汽温度分布云图5.2. 流场动态特性通过A、B工况下t = 5 s时(图8和图9)蓄热器内部蒸汽流速分布云图对比可知，B工况下充汽流速高于A工况下的流速。
