摩擦力对汽轮机调速系统迟缓率的影响

重　庆　工　学　院　学　报

JournalofChongqingInstituteofTechnology

2006年11月Nov.2006

摩擦力对汽轮机调速系统迟缓率的影响

殷　红

(重庆电力高等专科学校,重庆　400053)

Ξ

摘要:滑阀组件之间的摩擦力会对汽轮机调速系统迟缓率产生影响,分析了汽轮机调速系统滑阀

内部的摩擦力,阐明了汽轮机液压调速系统迟缓率产生的根源,并提出了降低迟缓率的方法.关　键　词:调速系统;滑阀;摩擦力;迟缓率中图分类号:TP211+.31　　　　文献标识码:A

文章编号:1671-0924(2006)11-0065-04

EffectofFrictionontheStagnantRateofSpeed

GoverningSystemofSteamTurbines

YINHong

(ChongqingElectricPowerCollege,Chongqong400053,China)

Abstract:Thefrictionbetweenslidingvalvesmayinfluencethestagnantrateofsteamturbines.Thispaperanalyzestheinternalfrictionofsteamturbinespeedgoverningsystem,demonstratesthemajorcausesforthestagnantrateofhydraulicspeedgoverningsystemandputsforwardmethodstodeceasethestagnantrate.Keywords:speedgoverningsystem;slidingvalve;friction;stagnantrate

0　引言

　　目前,我国仍有相当一部分20世纪90年代以前投产的小型汽轮发电机组在服役.这些发电机组大多采用纯液压调节系统,普遍存在调速系统迟缓率大、运行不稳定的问题.20世纪90年代以后投产的小机组,基本上改用了

DEH或505电液调速系统,使该问题得到了很大的改善.但

1　滑阀组件内部受力分析

　　在传统的纯液压调速系统中,从压力变换器到油动机、错油门,均采用滑阀组件.通过获得滑阀活塞位移和油压的牵连变化,控制位移量和油压变化值的输入输出传递过程,满足调节需要.由于滑阀活塞和滑阀套筒之间要产生相对位移,所以就存在摩擦力.该摩擦力包括物体表面的机械摩擦力、可能存在的杂质小颗粒在接触面中间产生的摩擦力和油的粘滞力.图1为由具体的滑阀结构简化出的一个模型[2].

是,无论是DEH还是505调节系统,错油门和油动机(即调节汽阀的动力机构)这部分机构与纯液压调节系统完全一致,因此,电液调节系统同样存在产生迟缓率的可能性,所以探讨滑阀组件之间的摩擦力对汽轮机调速系统迟缓率的影响是有现实意义的[1].

　Ξ　收稿日期:2006-06-20

作者简介:殷红(1971-),女,重庆人,工程硕士,讲师,主要从事热能动力工程研究.

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最终又达到一个新的静止状态,力平衡方程为:

G+F+%F1+f’=(P+%P1+%P2)S

(4)

实际上(%P1+%P2)可能是一次性增加到位的,为便于说明问题,人为把它拆分为%P1和%P2.

动摩擦力f’在活塞静止的同时消失,产生一个数值上等于f’的静摩擦力f.

另外严格地讲,活塞并不是一次性就静止下来的.很明显,在活塞所受外界合力为零时,由于活塞还存在速度,

图1　滑阀模型

　　当滑阀活塞处于平衡状态时,它受弹簧向下作用力

F,脉冲油压力Fm(Fm=P×S,其中P为脉冲油压;S为作弹簧将被继续压缩,结果是活塞与弹簧组成一个系统产生振荡.不过,如果滑阀不是卡涩得特别厉害,那么促使活塞动作的能量是很小的,活塞的速度也比较小,在此可以忽略振荡的存在而把活塞看成可以从运动状态直接静止下来.

上述过程是脉冲油压P增大引起活塞向上运动的过程,命名为A过程.脉冲油压P降低引起活塞向下运动的过程,称之为B过程.为方便对比,接着前面的A过程分析,即从式(4)所表达的平衡状态继续讨论.随着脉冲油压

P降低,静摩擦力f(数值上等于f’)逐渐减小到零,此时活

用面积,方向向下),静摩擦力f以及活塞重力G,如图2所示.该静摩擦力方向可能向上、也可能向下,取决于活塞的运动趋势.如果活塞是从向上运动的状态静止下来的,那么活塞稳定后的静摩擦力方向向下;反之,则方向相反.另外,该静摩擦力作用在与套筒存在接触的各个凸肩以及和油液接触的所有表面,由于方向一致,故将它们合并成一个静摩擦力f.先假设该静摩擦力方向向下,如图2所示.下面分析活塞从静止状态到运动到再静止这样一个过程的受力情况[3].

塞没有运动趋势,也不受静摩擦力作用.设脉冲油压降低了%P3,其力平衡方程为:

G+F+%F1=(P+%P1+%P2-%P3)S

(5)

脉冲油压P再进一步降低时,活塞产生向下的运动趋势,同时又受到向上的静摩擦力的作用,即运动趋势发生逆转,静摩擦力f变向,如图3所示.

图2　滑阀活塞受力分析

　　由于活塞处于静止平衡状态,则:

G+F+f=Fmf=Fm-(G+F)

(1)(2)

图3　脉冲油压降低时活塞受力情况

　　同样,一直到脉冲油压P降低到静摩擦力成为最大静摩擦力时,

fmax=(G+F+%F1)-(P+%P1+%P2-%P3-

根据力学知识,静摩擦力并不是一个恒力,在物体运动之前,它始终等于物体所受的推力,并且存在一个最大静摩擦力,当推力克服最大静摩擦力后,物体产生运动,同时静摩擦力消失,代以动摩擦力.

现在,假设由于机组工况出现变化,脉冲油压力Fm增大,此时,活塞并不是在P增大的同时就产生相应位移,这就是因为存在静摩擦力的原因.P增大,f也增大,并且f总是等于[Fm-(G+F)],随着P逐渐增大,f最终增大为最大静摩擦力,则:

fmax=(P+%P1)S-(G+F)

(3)

%P4)S

式(6)中%P4是继续降低的脉冲油压.

(6)

类似于A过程,当脉冲油压仅仅降低到恰好使静摩擦力成为最大静摩擦力时,还不足以打破活塞的静止状态,如果脉冲油压再降低(设降低量为%P5),活塞开始向下运动,此时静摩擦力消失,动摩擦力f’产生,同时弹簧张开,弹簧力减小(设减小量为%F2),活塞最终又达到一个新的静止状态,力平衡方程为:

G+F+%F1-%F2=(P+%P1+%P2-%P3-

当脉冲油压增加到恰好使静摩擦力成为最大静摩擦力时,活塞仍处于静止状态,如果脉冲油压再增大(设增量为%P2),活塞开始向上运动,此时静摩擦力消失,动摩擦力f’产生,同时弹簧受压缩,弹簧力增大(设增量为%F1),

%P4-%P5)S+f’

(7)

实际上(-%P3-%P4-%P5)可能是一次性降低到

殷　红:摩擦力对汽轮机调速系统迟缓率的影响

位的,为便于说明问题,人为把它拆分为%P3,%P4,%P5.

假设不存在摩擦力,如果脉冲油压先增加了%P后来又降低了%P,那么滑阀活塞将恢复到初始位置,即调速系统将呈现良好的重现性.现在,存在摩擦力,情况将会如何呢?

设%F1-%F2=k%x,k为弹簧刚度,%x为活塞位移量,由式(7)可得:

k%x=(P+%P1+%P2-%P3-%P4-%P5)S+f’

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作用在错油门上后,获得的响应就要打折扣,同样的脉冲油压值,可能得不到完全一样的油动机开度;反过来,同样的油动机开度,对应的脉冲油压数值却不完全一样,于是,迟缓率就出现了.

调速系统从一个稳定状态过渡到另外一个稳定状态,这个过渡过程是一个不稳定的过程,过渡过程越轻微越短暂,调速系统就表现得越稳定.摩擦力的存在,造成了调节量的“囤积”,当调节量积累到一定程度,调节系统才开始动作,向新的稳定状态过渡,这样的过渡过程当然是幅度大、时间长的,必然造成调速系统“寻找”新的稳定点的过程出现反复,表现为在机组并网前转速波动和机组并网运行中负荷晃动.一般要求液压调速系统迟缓率ε小于

0.3%,即9rpm.而在现场中,因为摩擦力的影响,转速晃动

-(G+F)

　=(%P1+%P2-%P3-%P4-%P5)S+f’+[Fm

-(G+F)]

将式(2)代入上式,则:

k%x=(%P1+%P2-%P3-%P4-%P5)S+f’+f

(8)

达到二三十转甚至更大,换算成迟缓率高达1%.

如图4所示,因为迟缓率的存在,调速系统的静态特性不再是一根线,而是一条带状区域.单机运行时(机组并网前),转速升高,由于摩擦力等因素带来的迟缓作用,开始并不能使调速系统进行调节,调节系统状态点从L迁移到

M,前后仅产生转速变化而调节汽阀开度不变;转速继续升

假设A过程增加的脉冲油压与B过程降低的脉冲油压相等,即:

%P1+%P2=%P3+%P4+%P5

则:

(%P1+%P2-%P3-%P4-%P5)S=0k%x=f’+f

f’+f(9)

k

可见,式(9)说明了经过A和B两个过程,脉冲油压恢

高,克服迟缓作用后,调节系统向新的稳定状态点N过渡.

对一个具体的滑阀———比如压力变换器(同步器),不同的同步器位置对应不同的弹簧弹力.机组并网运行中,同步器往增加方向运动,弹簧弹力增加,但要等到克服摩擦力之后,压力变换器滑阀才会动作,输出二次脉冲油压变化,同样要克服摩擦力之后,错油门才会动作,调节汽阀开度才会增加,此时负荷增加;降负荷过程与此相反.从前面的分析知道,当操作同步器增减一个来回又回到初始位置时,由于摩擦力的作用,压力变换器滑阀活塞并没有回到初始位置,而是相差%x=(f’+f)/k,表现出来就是同步器回到原位,机组负荷却没有返回到原值.从几个母管制的热电厂了解的情况也证实了这一点,蒸汽压力都很稳定,但在增减负荷时发现负荷与同步器的对应关系不太好,原因就在于此.

%x=

复到原值后,活塞位置却没有回到原位置,而是比原位置要高(f’+f)/k.反过来,由式(8)可知,若要使活塞恢复原位置,(%P3+%P4+%P5-%P1-%P2)=(f’+f)/S,即过程B中脉冲油压要额外降低(f’+f)/S,原因就在于活塞与套筒间的摩擦消耗了一部分脉冲油压力或弹簧力对活塞所做的功.所以,摩擦力的存在使调速系统重现性变差,调速系统的品质也变差.

2　滑阀组件内部摩擦力带来的后果

　　由A,B过程分析可知,脉冲油压的增大或减小都不能使活塞即时产生动作,必须先克服最大静摩擦力.因此,最大静摩擦力的存在导致调速系统的调节要求不能随时得到满足,也就是说调节系统发出的调节指令不能及时被执行,除非该调节指令大到足以克服滑阀内部的摩擦力,这使得调速系统迟缓率增大.再者,摩擦力使调节指令的执行被打折扣,调节过程不能达到期望要求.

对于单个滑阀活塞的单个凸肩,摩擦力也许不大,但一个活塞往往有多个凸肩,一个调速系统往往有多个滑阀,简单地说,转速改变产生一次脉冲油压改变.一次脉冲油压首先要克服压力变换器的摩擦力,在获得二次脉冲油压后,又必须克服错油门滑阀的摩擦力,才可能使油动机产生动作,经过这样叠加累积,摩擦力对迟缓率的影响是严重的.对于DEH或505电液调节系统,如果错油门滑阀内存在较大的摩擦力,那么来自于电液转换器的脉冲油压

图4　存在迟缓率时调速系统的过渡过程

3　减小滑阀组件间的摩擦力的措施

　　为减小调速系统迟缓率,保证机组投产后调速系统的

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大滑阀的摩擦力.

3.4　核对滑阀的安装尺寸是否符合设计要求.检查滑阀的

可靠性和灵敏度,在安装阶段,应制定合理的调速系统油循环措施,一般要求取出调速系统中的滑阀,包括错油门、压力变换器(同步器)、反馈滑阀等部套的滑阀,使这些部套处于空腔状态参与油循环,以增大油循环的流量,提高油循环流速,提高油循环效率.当然,针对油循环路径,应增加一些必要的临时短接管道,使调速油按照预先设定的合理路径循环流动,达到循环清洗的目的.待油循环合格,再将滑阀清洗干净装入腔室.事实证明,这是安装现场减小调速系统部套摩擦力、保证调速部套稳定发挥正常功能必需的主要手段.

在调试阶段,应严格按照调速系统生产厂家提供的特性曲线进行静态试验,认真测取调节汽阀开度指令、一次油压(或二次油压)、油动机开度、调节汽阀升程的关系曲线,与生产厂家提供的特性曲线进行比较,实际测取的曲线应与特性曲线一致.静态试验可以检验调速系统的性能,反映调速系统滑阀摩擦力存在的情况,从而指明途径,主动地采取有效措施、有针对性地最大程度地减小摩擦危害,提高机组可用率.

针对减小滑阀组件间的摩擦力,现场调试主要从部件解体检查和油循环过滤两方面入手.

3.1　检查弹簧作用力是否偏斜.在调速系统中广泛使用弹

行程是否符合要求、工作位置是否正确、凸肩的盖度是否均匀,避免对窗口的过封度上下不均匀.

3.5　化验油的性质,保证油质合格.油的黏度不应太大,否

则黏滞力增加,迟缓率增大.化验油中水分,防止油乳化降低润滑作用,油中带水过多,易产生金属锈,摩擦力增大.

3.6　运行中保证油温适当.油温低,油的黏滞力增加,迟缓

率增大.现场调试采取以上这些措施,一般就可以降低滑阀摩擦力,使迟缓率降低到规定范围内.前面提及现场遇到负荷与同步器的对应关系差的问题,经仔细清洗滑阀、并将油彻底滤干净后,这种现象就基本消除了.

4　结束语

　　综上所述,调节系统滑阀组件内部摩擦力的存在,导致了汽轮机调节系统迟缓率的产生.该摩擦力大,则迟缓率大;该摩擦力小,则迟缓率小.在调速系统制造精度得到充分保证的前提下,减小迟缓率的途径就在减小滑阀摩擦力、克服部件卡涩、保持油的清洁、保持油的物理化学特性稳定这四个方面.

簧,当弹簧的两端面不平行或弹簧的中心线偏斜时,作用力方向与几何中心就不重合,形成一力偶,使滑阀产生偏斜,在滑阀凸肩边缘和套筒壁面之间产生很大的摩擦力,使迟缓增大.如果弹簧存在扭曲或歪斜,应更换.同时还要保证弹簧活动支承足够润滑.安装时,弹簧应放置平整,端盖螺杆旋紧均匀.

3.2　检查滑阀接触面是否光滑.所有滑阀应解体检查,如

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果接触面有毛刺,应用金相砂纸打磨光洁.

3.3　清洗部件,清除杂质.对于旋转滑阀和颤动滑阀,应重

力出版社,1993.

(责任编辑　刘　舸)

点清理滑阀的喷油孔和泄油孔,清除所有可能残留在死角的杂质,保证杂质颗粒不被带入滑阀.尽量不使用密封胶,因为密封胶脱落进入腔室与油混合后易形成胶状物,将增

(上接第页)

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(责任编辑　陈　松)

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