張鯤羽，倪林森

(中國船舶重工集團公司 第七〇四研究所，上海 200031)

0 引 言

船用汽輪機的運行工況較多且負荷大幅變化，由此導致汽封系統(tǒng)的壓力波動大。為避免汽封系統(tǒng)因壓力波動大而失穩(wěn)，導致蒸汽從前汽缸內(nèi)向艙室內(nèi)泄漏，或漏入軸承座內(nèi)導致潤滑油中含水，并避免艙室內(nèi)空氣漏入后汽缸內(nèi)影響排汽真空，汽封系統(tǒng)需確保在任何工況下，汽封系統(tǒng)始終維持在特定范圍[1-2]。

自密封技術由于其較高的穩(wěn)定性在船用汽輪機汽封系統(tǒng)上得到廣泛使用。本文汽封系統(tǒng)采用自密封技術，圖1為自密封技術系統(tǒng)原理圖，自密封技術在原密封系統(tǒng)基礎上增加壓力調(diào)節(jié)裝置。壓力調(diào)節(jié)裝置的動態(tài)調(diào)節(jié)特性決定了汽封系統(tǒng)的穩(wěn)定性[4]。

壓力調(diào)節(jié)裝置通常有手動調(diào)節(jié)閥、氣動調(diào)節(jié)閥、電動調(diào)節(jié)閥與液壓調(diào)節(jié)閥4種形式[5]。手動調(diào)節(jié)閥響應速度慢、精度差；氣動調(diào)節(jié)閥隨著氣源壓力越高、氣動調(diào)節(jié)閥的響應越快，但調(diào)整時間較長[5]；電動調(diào)節(jié)閥響應快、調(diào)整時間短、調(diào)節(jié)精度高，但執(zhí)行機構易發(fā)生空轉與頻繁振蕩等現(xiàn)象[6-7]。液壓調(diào)節(jié)閥雖結構較為復雜，但運行穩(wěn)定、響應較快，精度較高。

針對液壓調(diào)節(jié)閥的動態(tài)特性研究國內(nèi)已有較多結論，增加彈簧的預壓縮量與擴大活塞受力面積可提高閥的動態(tài)調(diào)節(jié)特性[8]。通過改變流動窗口型線改善閥調(diào)節(jié)特性[9]。動力源對于液壓調(diào)節(jié)閥的動態(tài)特性研究較少，本文基于一種全液壓自動調(diào)節(jié)閥，進行動力源對閥動態(tài)特性影響的研究。

1 汽封壓力調(diào)整器調(diào)節(jié)原理

圖2為汽封壓力調(diào)整器結構簡圖，其主要由動力油腔室和蒸汽腔室組成，動力油腔室的活塞通過閥桿控制蒸汽腔室套筒的上下移動，汽封系統(tǒng)壓力作為反饋信號控制動力油腔室活塞的移動。

圖1 自密封系統(tǒng)原理Fig.1 Principle of self-sealing system

圖2 汽封壓力調(diào)整器結構Fig.2 Structure of seal pressure regulator

當汽封系統(tǒng)壓力變化時，通過與汽封系統(tǒng)相連接的信號管改變蒸汽腔室內(nèi)部壓力，使蒸汽腔室的波紋管發(fā)生變形位移并改變彈簧片的撓度，從而改變彈簧片與噴油嘴的間隙。當彈簧片與噴油嘴之間的間隙變化時，通過噴油嘴間隙泄漏的動力油量也隨之發(fā)生變化，活塞上下腔壓差與間隙泄漏流量成線性變化，通過活塞上下腔的壓差帶動調(diào)節(jié)閥桿上下移動，調(diào)節(jié)閥桿與進排汽調(diào)節(jié)套筒裝配為一體，通過閥桿的上下移動改變排汽窗口與進汽窗口的面積，從而達到改變汽封系統(tǒng)壓力。汽封系統(tǒng)壓力通過多次循環(huán)調(diào)節(jié)后，使汽封系統(tǒng)壓力限定在規(guī)定范圍內(nèi)[10]。

2 動態(tài)特性分析原理

動態(tài)調(diào)節(jié)特性最為重要的指標是恢復時間，即當汽封壓力突然變化至某一值后，汽封壓力調(diào)整器應能夠使汽封壓力快速回到目標值的公差帶內(nèi)所需時間。

動態(tài)特性分析需要采用迭代方法。通過給定各項結構參數(shù)、汽封壓力的初始值和目標值Pqf0，設定時間步長，可計算出汽封壓力隨時間的變化。

具體計算過程如下：

在汽封壓力調(diào)整器的靜態(tài)平衡分析基礎上，以其靜態(tài)平衡位置為初始狀態(tài)，即零時刻。對任一時間步長而言，給定汽封壓力的初始值（零時刻為設定值，后續(xù)時刻為根據(jù)前一時刻得出的計算值），均可根據(jù)波紋管組件及彈簧板的受力平衡，計算出彈簧板與噴油嘴的間隙。

式中：Ltp為當前時刻下彈簧片與噴油嘴的間隙；Ltp0為初始安裝時彈簧片與噴油嘴的間隙；Kth與Kbw分別為彈簧板的剛度，波紋管組件的剛度；Lbt為初始安裝時波紋管頂針與彈簧片的間隙；Pqf為當前時刻下的汽封系統(tǒng)壓力；Patm為大氣壓；Abw為波紋管組件受力面積；Gbw為波紋管組件重力。

根據(jù)彈簧片與噴油嘴的間隙，可得噴油嘴流量Qp：

式中：Dp為噴油嘴直徑；Pys為油活塞上腔油壓；ρ為動力油密度。

由于油活塞的節(jié)流孔不變，且假定動力油壓恒定，因此進入油活塞上腔的流量Qh基本不變。由此可以計算出一個時間步長內(nèi)油活塞上腔的積油量ΔQ=節(jié)流孔流量-噴油嘴流量。此時計算出的積油量可以為負值，表示油活塞上腔的油量在減少。

根據(jù)積油量（泄油量）及油活塞上腔的橫截面積Ays，可求出該時間步長內(nèi)的閥桿位移量，并得出下一時刻蒸汽窗口的開啟面積Apq。

由此，假定下一時刻的汽封系統(tǒng)壓力值為Pqf1，根據(jù)汽封系統(tǒng)的流量平衡，不斷迭代直至流量殘差減小至0.1 kg/h以內(nèi)，可以認為計算收斂。

在機組處于運行工況時，漏汽量遠大于抽氣量，因此無需計入工作蒸汽的補充。此時，汽封系統(tǒng)的流量主要包括如下部分：機組高壓端（主汽門、調(diào)節(jié)汽閥）漏入汽封系統(tǒng)的蒸汽Qgq、調(diào)節(jié)級后經(jīng)前汽封漏入汽封系統(tǒng)（前汽封腔室）的蒸汽Qtq、汽封系統(tǒng)漏出至抽氣系統(tǒng)的蒸汽（前汽封腔室漏至前抽氣腔室Qqqc、后汽封腔室漏至后抽氣腔室Qhqc）、汽封系統(tǒng)漏出至真空排汽缸的蒸汽（后汽封腔室漏至排汽缸Qhqp、汽封系統(tǒng)經(jīng)汽封壓力調(diào)整器排汽窗口漏至排汽缸Qqqp）。

對每一部分流量而言，均可以采用經(jīng)驗公式進行計算得出。首先，求出氣流通道前后的蒸汽壓力比

式中：P1為背壓；P0為前壓。

由此得出流量系數(shù)

式中：對汽封壓力調(diào)整器的排汽窗口而言，Z=1，對汽封而言，Z為汽封齒數(shù)。

可得出各通道的流量

式中：F為通道面積；β為流量系數(shù)；Pqf1為假定的下一時刻汽封壓力；υ為對應于Pqf1的蒸汽比容。

根據(jù)流量平衡公式求解下一時刻的汽封壓力：

因此，設定時間步長后，經(jīng)計算便可得出汽封壓力、閥門開度的動態(tài)變化特性。

3 動力油壓對動態(tài)特性的影響分析

船用汽輪機組的油路系統(tǒng)多采用2種形式，一種是汽輪機轉子自帶主油泵，通常兼顧潤滑用油和調(diào)節(jié)用油的需要，其出口油壓較高，約為1.0 MPa；另一種則是外供油形式，通常只作潤滑用油，其出口油壓較低，為約0.3 MPa；由于自帶主油泵的機組油路系統(tǒng)復雜，管路較多，外供油機組越來越成為發(fā)展趨勢。因此，不同機組供給汽封壓力調(diào)整器的動力油壓Pd值差別較大，分析其應用于不同機組時的動態(tài)特性十分必要。

根據(jù)運行經(jīng)驗，取定彈簧片與噴油嘴的初始間隙為0.32 mm、彈簧片與波紋管頂針的初始間隙為0.42 mm。對在一定結構參數(shù)下下，機組采用自帶油泵（動力油壓1.0 MPa）和外供油（動力油壓0.3 MPa）時，對汽封壓力調(diào)整器的動態(tài)特性的影響進行分析。

表1所示為動態(tài)特性分析所用到的結構參數(shù)及初參數(shù)。

表1 結構參數(shù)及初參數(shù)Tab.1 Configuration parameter and initial conditions

根據(jù)表1計算輸入?yún)?shù)，對比計算不同動力油壓下汽封壓力調(diào)整器動態(tài)性能。圖3為在1.0 MPa和0.3 MPa動力油壓下汽封壓力隨時間的變化曲線。圖中橫坐標為時間，縱坐標為汽封壓力，可以看出，動力油壓對汽封壓力調(diào)整器的動態(tài)調(diào)節(jié)特性有著十分顯著的影響。從使汽封壓力回到目標值的±5%公差帶內(nèi)的時間（恢復時間）來看，Pd=1.0 MPa時，恢復時間為1.42 s，而當Pd=0.3 MPa時，恢復時間為3 s。

圖3 動力油壓對動態(tài)調(diào)節(jié)特性的影響Fig.3 Influence of dynamic oil pressure on dynamic regulation

圖4為1.0 MPa和0.3 MPa動力油壓下閥桿開度隨時間的變化曲線。圖中橫坐標為時間，縱坐標為閥桿的開度。在1.0 MPa的油壓下閥桿的移動速度明顯高于0.3 MPa的動力油壓。由于動力油壓增大后，流過油活塞上節(jié)流孔的油流量顯著增大，使得調(diào)節(jié)速度加快，在汽封壓力突然增大時，噴油嘴出口被完全堵塞，活塞上腔快速積油，并使得閥桿下移，使排汽窗口快速開大。

圖4 動力油壓對閥桿開度的影響Fig.4 Influence of dynamic hydraulic pressure on valve stem opening

圖5為不同動力油壓下汽封壓力調(diào)整器動態(tài)調(diào)節(jié)特性的實驗對比。在工況突變時，汽封壓力迅速升高偏離設計工況，汽封壓力調(diào)整器此時處于調(diào)節(jié)狀態(tài)，在1.0 MPa動力油壓下穩(wěn)定時間約為2 s，而0.3 MPa動力油壓的穩(wěn)定時間約為4 s，在0.3 MPa油壓下汽封壓力存在過調(diào)現(xiàn)象。其原因為低油壓導致閥桿調(diào)節(jié)速度較慢，補汽排汽窗口啟閉不及時，導致汽封壓力波動，而高油壓調(diào)節(jié)速度快，壓力波動頻率也較高，實驗采點頻率較低，因此在實驗過程中，低油壓存在過調(diào)現(xiàn)象。

圖5 動力油壓對動態(tài)調(diào)節(jié)影響的實驗對比Fig.5 Experimental comparison of influence of dynamic oil pressure on dynamic regulation

4 結 語

對船用汽輪機組全液壓自動調(diào)節(jié)的汽封壓力調(diào)整器的工作原理進行詳細說明，并在其靜態(tài)平衡分析基礎上研究了動態(tài)特性分析方法。根據(jù)對其動態(tài)特性的分析與實驗研究，得出主要結論如下：

在一定的結構參數(shù)下，動力油壓對汽封壓力調(diào)整器的動態(tài)調(diào)節(jié)特性影響十分顯著。用于自帶油泵的機組或者外供油機組時，其調(diào)節(jié)速度差別較大。動力油壓由0.3 MPa提高到1.0 MPa時，使汽封壓力回到目標值的±5%公差帶內(nèi)的時間（恢復時間），由3 s減少到1.42 s，大幅縮短了恢復時間。因此，提高動力油壓可以顯著加快動態(tài)調(diào)節(jié)速度，有助于提升機組汽封系統(tǒng)穩(wěn)定性。