張皓宇，彭 杉，張 碩

（海軍駐第七○四研究所軍事代表室，上海 200031）

汽封壓力調(diào)整器改進(jìn)設(shè)計及試驗研究

張皓宇，彭 杉，張 碩

（海軍駐第七○四研究所軍事代表室，上海 200031）

針對某汽封壓力調(diào)節(jié)器汽封系統(tǒng)壓力波動較大的問題，通過理論分析與計算，得出了影響汽封系統(tǒng)壓力波動的主要原因，發(fā)現(xiàn)汽封壓力波動的主要原因為噴油嘴尺寸調(diào)整不當(dāng)或進(jìn)汽窗口與排汽窗口型線不匹配，進(jìn)而針對兩種可能的原因，加工調(diào)節(jié)套筒及不同通徑噴油嘴試驗件并進(jìn)行配機(jī)試驗。通過試驗表明，影響汽封系統(tǒng)壓力波動的主要原因為噴油嘴通徑調(diào)整不當(dāng)，當(dāng)改變噴油嘴通徑為φ2.5mm時，可維持汽封系統(tǒng)壓力與汽封抽汽系統(tǒng)壓力在技術(shù)要求規(guī)定值之內(nèi)，并可大幅減少汽封系統(tǒng)壓力波動。

汽封系統(tǒng)；波動；噴油嘴

0 引言

汽輪機(jī)汽封系統(tǒng)是為了防止汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子穿出汽缸處由蒸汽從前汽缸內(nèi)向外泄漏而進(jìn)入艙室；或空氣漏入后汽缸內(nèi)影響機(jī)組真空，蒸汽泄露至前軸承座內(nèi)會導(dǎo)致潤滑油中含水，因此汽封系統(tǒng)設(shè)計的好壞，將直接影響機(jī)組的安全性及經(jīng)濟(jì)性。

本汽輪發(fā)電機(jī)組熱力系統(tǒng)在汽輪機(jī)前后汽缸處分別設(shè)置前后汽封，前后汽封由兩個獨立的汽封腔室與汽封抽汽腔室組成，其中汽封腔室的微正壓通過汽封壓力調(diào)整器進(jìn)行調(diào)整，通過抽汽器實現(xiàn)汽封抽汽腔室的微負(fù)壓。同時，由前汽封腔室與后汽封腔室通過支管進(jìn)行連接，保證在高參數(shù)高負(fù)荷工況下，從主汽門調(diào)節(jié)閥桿處的漏氣可順利的進(jìn)入前后汽封腔室內(nèi)，以提高汽輪發(fā)電機(jī)組的經(jīng)濟(jì)性。

圖1為汽封壓力調(diào)整器結(jié)構(gòu)圖，主要由動力油腔室和蒸汽腔室組成，主油泵出口高壓油作為動力油控制調(diào)節(jié)閥桿的上下移動，蒸汽腔室的汽封系統(tǒng)壓力作為動力信號控制動力油的排放。當(dāng)汽封壓力調(diào)整器出口壓力增加時，通過與汽封系統(tǒng)出口相連接的信號管使蒸汽腔室的汽封系統(tǒng)壓力增加，通過蒸汽腔室的波紋管使彈簧板的撓度增加，從而導(dǎo)致彈簧板與噴油嘴的間隙減少。當(dāng)彈簧板與噴油嘴之間的間隙減少時，從間隙泄漏的滑油減少，滑油腔室內(nèi)的動力油增加，調(diào)節(jié)閥桿下移，調(diào)節(jié)閥桿通過套筒使進(jìn)汽窗口減少，排汽窗口增加，汽封系統(tǒng)壓力開始減少；當(dāng)汽封壓力調(diào)整器出口汽封系統(tǒng)壓力減少時，通過與汽封系統(tǒng)出口管路相連接的信號管使蒸汽腔室的汽封系統(tǒng)壓力減少，通過蒸汽腔室的波紋管使彈簧板的撓度減少，從而導(dǎo)致彈簧板與噴油嘴的間隙增加。當(dāng)彈簧板與噴油嘴之間的間隙增加時，從間隙泄漏的滑油增加，滑油腔室內(nèi)的動力油減少，調(diào)節(jié)閥桿上移，調(diào)節(jié)閥桿通過套筒使進(jìn)汽窗口增加，排汽窗口減少，汽封系統(tǒng)壓力開始增加。如此循環(huán)，自動實現(xiàn)汽封系統(tǒng)壓力為恒定值。

圖1 汽封壓力調(diào)節(jié)器結(jié)構(gòu)圖

1 汽封壓力調(diào)節(jié)器運行情況

汽輪發(fā)電機(jī)組在前期試驗過程中，對汽封壓力調(diào)整器的熱力性能參數(shù)進(jìn)行了試驗，試驗分別在低參數(shù)和高參數(shù)工況下進(jìn)行。圖2為試驗時的汽封壓力在各個工況點的變化圖。可看到，汽封壓力調(diào)節(jié)器出口汽封系統(tǒng)壓力基本穩(wěn)定在0.01MPa～0.06MPa，并且存在較大的波動，與技術(shù)要求規(guī)定值0MPa～0.02MPa存在一定的差異。

圖2 高低參數(shù)工況汽封系統(tǒng)壓力波動圖

圖3為汽輪發(fā)電機(jī)組在試驗期間24h內(nèi)汽封系統(tǒng)壓力波動圖。可看到，汽封系統(tǒng)壓力基本維持在0.01MPa～0.06MPa，波動較大，雖然汽封壓力與技術(shù)規(guī)定值存在一定差異，且仍然能保證機(jī)組的正常運行 ，但尚有進(jìn)一步優(yōu)化改進(jìn)的潛力。

圖3 循環(huán)工況汽封系統(tǒng)壓力波動圖

2 汽封壓力調(diào)整器優(yōu)化改進(jìn)方案

2.1 汽封系統(tǒng)壓力波動原因分析

影響汽封壓力調(diào)整器出口系統(tǒng)壓力及抽汽系統(tǒng)壓力的主要因素為彈簧板與噴油嘴之間的距離、彈簧板與波紋管頂針之間的距離、補汽與排汽窗口型線及位置等。在使用過程中，主要是通過調(diào)整調(diào)整螺釘，調(diào)整彈簧板與噴油嘴及彈簧板與頂針的距離，實現(xiàn)汽封系統(tǒng)壓力為0MPa～0.02MPa，汽封抽汽系統(tǒng)壓力為-0.02MPa～0MPa。

根據(jù)試驗及運行情況，認(rèn)為引起汽封系統(tǒng)壓力偏高的主要原因為：

1）調(diào)節(jié)套筒型線不當(dāng)。當(dāng)汽封系統(tǒng)壓力升高時，波紋管伸長，彈簧板撓度減少，汽封壓力開始減少，但當(dāng)波紋管已經(jīng)達(dá)到伸長量的極限，此時調(diào)節(jié)閥桿不再向下運動，此時，仍不能有效控制進(jìn)氣量，因而汽封系統(tǒng)壓力不能降低到0MPa～0.02MPa。

2）噴油嘴孔徑不當(dāng)，目前樣機(jī)噴油嘴孔徑為φ3，當(dāng)汽封系統(tǒng)壓力升高時，波紋管伸長，彈簧板撓度減少，汽封壓力開始減少，但當(dāng)噴嘴孔徑過大時，噴油量增加，此時動力油不能有效的控制調(diào)節(jié)閥桿向下運動，因而不能有效控制進(jìn)氣量，從而汽封系統(tǒng)壓力不能降低到0MPa～0.02MPa。

3）汽封系統(tǒng)壓力波動的主要原因為汽封壓力調(diào)節(jié)器波紋管頂針與彈簧片之間的間隙以及彈簧片與噴油嘴之間的間隙尚未調(diào)整至最佳狀態(tài)。

2.2 汽封系統(tǒng)壓力改進(jìn)方案

通過對汽封壓力調(diào)整器汽封系統(tǒng)壓力偏大及波動原因分析，擬采用如下兩種方案對汽封壓力調(diào)整器進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)：

1）對汽封壓力調(diào)整器調(diào)節(jié)套筒進(jìn)行理論分析與計算，主要對汽封壓力調(diào)整器進(jìn)靜態(tài)特性計算及動態(tài)特性計算，并按計算結(jié)果設(shè)計加工調(diào)節(jié)套筒一套并進(jìn)行試驗驗證。

2）逐漸減少噴油嘴孔徑，加工噴油嘴孔徑分別為φ3.5、φ2.7、φ2.5、φ2.0并進(jìn)行試驗驗證。

3）對汽封調(diào)節(jié)器波紋管下的調(diào)節(jié)墊片進(jìn)行調(diào)整試驗，以確保汽封壓力調(diào)節(jié)器上調(diào)節(jié)螺釘?shù)陌惭b高度、彈簧片與噴油嘴以及頂針之間的最佳間隙。

2.3 機(jī)組汽封系統(tǒng)的漏氣計算分析研究

本節(jié)按常規(guī)方法對汽輪機(jī)前汽封、后汽封、調(diào)節(jié)閥閥桿、主汽門閥桿等處的漏氣量隨負(fù)荷的變化進(jìn)行了計算，計算結(jié)果見圖4?？芍?，隨負(fù)荷逐漸增加，漏氣量與負(fù)荷基本為線性關(guān)系，在高參數(shù)超載工況時，漏氣量為170kg/h。因此，在高參數(shù)高負(fù)荷工況時，可利用這部分漏氣量作為汽封系統(tǒng)壓力，提高機(jī)組經(jīng)濟(jì)性。

圖4 蒸汽流量與負(fù)荷變化情況

2.4 汽封壓力波動靜態(tài)特性計算

圖5為汽封壓力調(diào)整器的進(jìn)汽與排汽窗口型線。汽封壓力波動的靜態(tài)特性計算主要是計算閥桿行程與窗口的通流面積之間的變化關(guān)系、閥桿行程與蒸汽流量的變化關(guān)系。

圖5 蒸汽壓力調(diào)整器進(jìn)汽與排汽窗口

根據(jù)型線與相對裝配位置，可得汽封調(diào)壓器調(diào)節(jié)窗口的總通流面積，其中正數(shù)為排汽，負(fù)數(shù)為補汽。根據(jù)計算，可得到汽封壓力調(diào)整器在不同負(fù)荷下的靜態(tài)行程及行程與蒸汽量的變化曲線，如圖6、7所示。

圖6 蒸汽壓力調(diào)整器靜態(tài)特性曲線

圖7 蒸汽壓力調(diào)整器靜態(tài)特性曲線

2.5 汽封壓力波動動態(tài)特性計算

對額定工況下汽封壓力調(diào)整器的動態(tài)特性曲線進(jìn)行了計算，其中圖8為壓力變化曲線，圖9為調(diào)壓器行程變化曲線。從圖中可看到，經(jīng)過約1s的波動后，汽封系統(tǒng)壓力和調(diào)節(jié)閥桿行程均趨于穩(wěn)定，顯示汽封壓力調(diào)節(jié)器良好的工作特性。

圖8 汽封壓力調(diào)整器動態(tài)特性曲線

圖9 汽封壓力調(diào)整器動態(tài)特性曲線

根據(jù)計算結(jié)果，當(dāng)汽封壓力發(fā)生波動時，調(diào)壓器可在短時間內(nèi)恢復(fù)正常壓力狀態(tài)，可滿足使用要求。但應(yīng)當(dāng)指出，排汽窗口與補汽窗口的位置非常重要，需要在加工以及裝配時嚴(yán)格按照圖紙要求控制尺寸。

3 汽封壓力調(diào)整器試驗研究

由于單獨的調(diào)節(jié)套筒及噴油嘴無法進(jìn)行試驗，因而必須結(jié)合機(jī)組運轉(zhuǎn)經(jīng)試驗，在實船使用條件下，主蒸汽壓力、溫度、抽氣器進(jìn)口壓力、溫度、負(fù)載、冷凝管進(jìn)口水溫、電動凝水泵出口壓力等存在較大的波動。因而汽封壓力調(diào)整器一直處于動態(tài)變化過程中，因此只有通過配機(jī)試驗，才能有效檢驗汽封壓力調(diào)整器在實際運行過程中的使用狀況。圖10為汽封壓力調(diào)整器配機(jī)試驗圖。試驗按高參數(shù)工工況和低參數(shù)工況進(jìn)行。

圖10 汽封壓力調(diào)整器配機(jī)試驗圖

3.1 改進(jìn)后高低參數(shù)下汽封壓力波動

結(jié)合汽輪發(fā)電機(jī)組恢復(fù)性試驗，對汽封壓力調(diào)整器進(jìn)行了配機(jī)試驗，機(jī)組負(fù)載分別為0%、20%、40%、60%、80%、100%，記錄蒸汽壓力、溫度、排汽壓力等值。圖11為試驗汽封系統(tǒng)壓力波動圖，試驗結(jié)果顯示，在工況任意變動時，汽封系統(tǒng)壓力波動值為0.0MPa～0.02MPa內(nèi)，滿足技術(shù)要求規(guī)定值。

圖11 低參數(shù)工況汽封系統(tǒng)壓力波動圖

通過與圖3進(jìn)行對比后可知，當(dāng)噴油嘴的通徑由φ3更改為φ2.5以后，汽封系統(tǒng)壓力波動大幅減少，在高低蒸汽參數(shù)各個工況點汽封壓力維持在0.002MPa～0.008MPa，滿足技術(shù)要求規(guī)定值。

圖12為試驗汽封抽汽系統(tǒng)壓力波動圖，可看到，汽封抽汽系統(tǒng)壓力維持在-0.008MPa～0MPa，滿足技術(shù)要求的規(guī)定值。

通過試驗證明，通過改變噴油嘴通徑，合理的調(diào)整噴嘴與彈簧板、頂針與彈簧板之間的間隙可調(diào)整汽封系統(tǒng)壓力及汽封抽汽系統(tǒng)壓力在技術(shù)要求規(guī)定值內(nèi)，能保證機(jī)組安全穩(wěn)定運行。

圖12 低參數(shù)工況汽封系統(tǒng)壓力波動圖

3.2 循環(huán)圖譜試驗工況汽封壓力波動

機(jī)組循環(huán)試驗過程中，因信息量較大，本文采用第一循環(huán)98h內(nèi)的所有數(shù)據(jù)作為樣本，共202個工況點，并對此數(shù)據(jù)進(jìn)行了分析，循環(huán)試驗圖譜按高低參數(shù)進(jìn)行，共24.5h，其中低參數(shù)運行時間為13.5h,高參數(shù)運行時間為11h。整個試驗共98h，連續(xù)進(jìn)行4個循環(huán)，圖13為一個循環(huán)內(nèi)的功率變化曲線。

圖13 機(jī)組功率隨時間變化曲線

圖14為98h循環(huán)試驗內(nèi)汽封系統(tǒng)壓力波動圖?？芍S著功率及蒸汽參數(shù)的變化，汽封系統(tǒng)壓力隨之變化，總體而言，隨著功率增加，汽封系統(tǒng)壓力逐漸增加，功率減少，汽封壓力隨之減少。整個試驗過程中，汽封系統(tǒng)壓力維持在0MPa～0.014MPa，未出現(xiàn)劇烈的波動現(xiàn)象。

圖15為98h循環(huán)試驗過程中汽封抽汽壓力的波動圖。在整個試驗過程中，汽封抽汽系統(tǒng)壓力維持在-0.012MPa～-0.006MPa。

圖14 汽封系統(tǒng)壓力波動曲線

圖15 汽封抽汽系統(tǒng)壓力波動曲線

通過連續(xù)運行試驗，表明改進(jìn)后的汽封壓力調(diào)節(jié)器能保持汽封系統(tǒng)壓力與汽封抽汽系統(tǒng)壓力滿足技術(shù)條件的規(guī)定，且汽封系統(tǒng)壓力波動大幅減少。

4 小結(jié)

通過對科研樣機(jī)汽封壓力調(diào)整器壓力波動及汽封壓力超過技術(shù)規(guī)定值的原因進(jìn)行分析，提出了汽封壓力調(diào)整器進(jìn)一步的優(yōu)化改進(jìn)方案。

通過配機(jī)試驗，表明通過調(diào)整汽封壓力調(diào)整器內(nèi)噴油嘴的孔徑至φ2.5mm，并將噴油嘴與彈簧板及間隙、彈簧板與頂針的間隙調(diào)整合適，可保證汽封系統(tǒng)壓力及汽封抽汽系統(tǒng)壓力滿足技術(shù)要求規(guī)定值，保證機(jī)組的安全穩(wěn)定運行。

[1]中國動力工程學(xué)會.火力發(fā)電設(shè)備技術(shù)手冊[M].北京: 機(jī)械工業(yè)出版社,2004.

[2]紀(jì)昌宏.汽輪機(jī)運行及事故處理[M].北京: 化學(xué)工業(yè)出版社,2011.

[3]蔡頤年.蒸汽輪機(jī)[M].西安: 西安交通大學(xué)出版社,2006.

Improved Design and Testing Research on Turbine Seal Pressure Regulator

ZHANG Hao-yu,PENG Shan,ZHANG Shuo
(Navy Representation Office at ShanghaiNO.704 Research Institute,Shanghai 200031,China)

By theoretical calculations and analysis,two main causes which may lead to pressure fluctuation in a steam turbine seal system are identified,which are the improper size of oil injectionNOzzle ,the mismatch of steam inlet and outlet ports in the adjusting cylinder of a seal gas regulator .A series of testing with redesigned adjusting cylinder and different-sized oil injectionNOzzles are conducted,which can prove that the oil injection attributes to the pressure fluctuation,when the diameter of the oil injection is 2.5mm,the seal pressure and the seal elicit pressure are in the allowed value and the seal pressure fluctuation reduces greatly.

seal system; fluctuation; oil injectionNOzzles

TP132.41

A

10.16443/j.cnki.31-1420.2015.03.002

張皓宇（1986-），男，助理工程師。研究方向：艦船機(jī)電設(shè)備。