谷 偉

（天津大港發(fā)電廠）

0 引言

汽輪機“二十五項反事故措施”中對高溫高壓汽輪機組蒸汽閥門快關時間有嚴格的規(guī)定和要求，蒸汽閥門快關時間超標將嚴重影響機組的安全穩(wěn)定運行，尤其是機組在非正常停機的工況下易造成機組超速。我廠4號機組在2016年度進行通流改造前試驗時發(fā)現高壓主汽門和中壓主汽門的快關時間超標（見表1）。

表 1

從表 1中可以看出蒸汽閥門快關時間由延遲時間和純快關時間兩部分組成的。只有縮短延遲時間和純快關時間以達到總快關時間小于300ms的要求。

1 高壓主汽門

高壓主汽門執(zhí)行機構操縱座為單只彈簧結構，彈簧解體后測量彈簧幾何尺寸數據如下：

鋼絲直徑d=φ 52mm，中徑D=φ 400mm，右旋；自由高度Lz=655mm，彈簧總圈數Nz=5.5，彈簧有效圈數No=4，彈簧材料50CrVA。

根據以上彈簧有關數據計算該彈簧的理論剛度：

式中，P理為彈簧理論剛度，kgf/mm；d為彈簧鋼絲直徑，mm；D為彈簧中徑，mm；No為彈簧的有效圈數。

經計算該彈簧的理論剛度為：28.6kgf/mm。

將該彈簧送至天津大學力學研究所試驗，實測彈簧剛度為：P=29.8kgf/mm。誤差在5%以內，彈簧受力情況可按測試剛度進行計算。

高主彈簧預壓縮行程30mm，預緊力：F預=P×L=29.8kgf/mm×30mm=894kgf。

高主油動機行程179mm，工作壓縮總行程179+30=209mm。

對應工作緊力：F總=P×L總=29.8kgf/mm×209=6228kgf。

工作緊力下剪切應力：

中壓主汽門執(zhí)行機構操縱座為雙只組合彈簧結構，彈簧解體后測量彈簧幾何尺寸數據如下。

（1）大彈簧數據

鋼絲直徑d=φ 58mm，中徑D=φ 497mm，右旋；自由高度Lz=515mm，彈簧總圈數Nz=4.5。彈簧有效圈數No=3.0，彈簧材料：50CrVA。

根據以上彈簧有關數據計算該彈簧的理論剛度：

式中，P理為彈簧理論剛度，kgf/mm；d為彈簧鋼絲直徑，mm；D為彈簧中徑，mm；n為彈簧的有效圈數。

經計算該彈簧的理論剛度為：30.7kgf/mm。

將該彈簧送至天津大學力學研究所試驗，實測彈簧剛度為：P=30.9kgf/mm。誤差在1%以內，彈簧受力情況可按測試剛度進行計算。

中主大彈簧預壓縮行程30mm，預緊力：F預=P×L=30.9kgf/mm×30mm=927kgf。

中主油動機行程160mm，工作壓縮總行程160+30=190mm。

對應工作緊力：F總=P×L總=30.7kgf/mm×190=5871kgf。

工作緊力下剪切應力：

工作緊力下剪切應力T剪=47.8kgf/mm2。

（2）小彈簧數據

鋼絲直徑 d=45mm，中徑 D=φ 370mm，左旋；自由高度Lz=511mm，彈簧總圈數Nz=5.5圈，彈簧有效圈數No=4.0，彈簧材料50CrVA。

式中，P理為彈簧理論剛度，kgf/mm；d為彈簧鋼絲直徑，mm；D為彈簧中徑，mm；No為彈簧的有效圈數。

經計算該彈簧的理論剛度為：20.3kgf/mm。

將該彈簧送至天津大學力學研究所試驗，實測彈簧剛度為：P=21kgf/mm。誤差在1%以內，彈簧受力情況可按測試剛度進行計算。

中主小彈簧預壓縮行程30mm，預緊力：F預=P×L=30.9kgf/mm×30mm=927kgf。

中主油動機行程160mm，工作壓縮總行程160+30=190mm。

對應工作緊力：F總=P×L總=21kgf/mm×190=3990kgf。

工作緊力下剪切應力：

工作緊力下剪切應力T剪=51.6kgf/mm2。

（3）中主組合彈簧預緊力

927+630=1557kgf

工作緊力合計：5871+3990=9861kgf。

2 快關時間分析

從快關測試報告看，4號機組高主和中主油動機快關時間均不達標?？礻P時間指的是由遮斷信號發(fā)出起始到油動機關閉為止的時間，快關時間包含滯后時間（電氣延時）和油動機純快關時間，滯后時間由熱工電氣部分決定，純快關時間由以下三方面因素決定：彈簧的剛度和緊力；油缸的缸徑和行程；油動機的排油通道。

高主油動機和中主油動機均為推缸型式，缸徑均為φ 180mm，活塞桿直徑d= φ 90mm，高主行程179mm，中主行程 160mm，卸載閥均為大通徑盤式卸載閥，排油通道相同。

從測試試驗報告來比較高主和中主油動機的純快關時間，分析影響快關的主要因素可得出以下結論：

1）高主和中主缸徑相同，行程相當，高主為單彈簧操縱座，預緊力和工作緊力均比使用雙彈簧的中主要小，因此高主純快關時間為180ms，而中主僅為130ms，可見加大彈簧緊力是可以加快油動機快關速度的。

2）加大操縱座緊力可以在操作座上加墊塊來實現，但必須滿足兩個條件：彈簧不并圈、剪應力不超限。

3 方案

1）高主彈簧加墊厚度30mm，緊力增加900kgf。

彈簧工作緊力壓縮量達：239mm，彈簧并圈壓縮量為 369mm，可見不會并圈。加墊后工作緊力（閥門全開狀態(tài)）下的剪應力T=64.6kgf/mm2。剪切應力沒有超過75kgf/mm2的設計準則，加墊增加緊力提高快關速度是可行的。應力水平不超限。

2）中主彈簧加墊厚度 20mm：兩根彈簧增加緊1030kgf，彈簧工作緊力壓縮量達220mm，彈簧并圈壓縮量為318mm，可見不會并圈。加墊后大小彈簧工作緊力（閥門全開狀態(tài)）下的剪應力T=57.6kgf/mm2。剪切應力沒有超過75kgf/mm2的設計準則；加墊增加緊力提高快關速度是可行的，應力水平不超限。

3）EH系統(tǒng)壓力為11.2MPa，高主、中主油缸缸徑為180mm，油缸出力29t，加墊每個操縱座增加力大約為1t，相對油缸29t的出力大約為3%，油動機提升力足夠滿足要求。

4）在油動機排油腔增加低壓蓄能器：由于高主和中主油動機均為推缸，油動機快關時無桿腔的油通過卸荷閥一部分回到有桿腔，多余部分通過回油管回油箱，由于回油管管道冗長，造成油動機快關排油背壓偏高也會影響油動機的快關速度，工程上一般采用在鄰近卸荷閥排油口增加低壓蓄能器的方式來降低排油背壓，加快油動機的關閉速度；經計算在4號機組高主、中主每個油動機卸荷閥出口增加一個 1.6L的低壓蓄能器。

4 結束語

通過以上改造4號機組的快關測試表明，快關時間符合要求，達到了改造的目的。表2為改造后的測試數據（2016.05.31）。

表 2

[1] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊：第 2卷[M]. 3版.北京： 機械工業(yè)出版社, 2004.

[2] 李小龍, 張彥勇, 馮鶴, 等. 高壓輸電線路對接地阻抗測試結果的影響試驗[J]. 電工文摘, 2016(5)： 9-13.

[3] 蔡健, 董嘯, 鐘智. 高壓輸電線路安全監(jiān)測系統(tǒng)設計與通信技術研究[J]. 電工文摘, 2015(6)： 18-19, 25.