Кириллов И.И. Автоматическое регулирование паровых турбин и газотурбинных установок

Подождите немного. Документ загружается.

трения регулятора. Заметим,

что

сила

может быть

различной

для

подъема

и для

опускания муфты.

Как

видно

из

формулы

(1.11), чем

больше сила

Е, тем

меньший коэффициент

нечувствительности требуется

для

того чтобы преодолеть одну

ту же

силу

Р.

Перестановочная сила регулятора недостаточно характеризует

его свойства. Действительно,

при

помощи рычагов можно пере

становочную силу

как

угодно увеличить. Работа

же,

совершаемая

регулятором,

не

зависит

от

передаточного механизма. Поэтому

для более полной характеристики регулятора введено понятие

его работоспособности.

гаах

рав

 [ E(z)dz, (1.12)

где г

шах

—

максимальный рабочий

ход

муфты регулятора.

1.4.

БЕСШАРНИРНЫЙ МЕХАНИЧЕСКИЙ РЕГУЛЯТОР

Долгие искания оптимальной конструкции центробеж

ного регулятора

неоправданные попытки методами кинематики

решать проблемы динамики закончились изобретениями простых

и изящных бесшарннрпых регуляторов.

Их

чувствитель

ный элемент выполнялся

виде пружины

той или

иной

формы. Широко известны бесшарнирные центробежные регуля

торы

МЭИ, ЛМЗ и др. 121, 74].

Общая идея современных механических регуляторов

—

сни

зить

до

минимума массы

устранить,

но

возможности, источники

трения.

Эта

задача упрощается, когда

от

регулятора требуется

лишь небольшая перестановочная сила,

дальше регулирующий

импульс достаточно просто усиливается современными техниче

скими средствами

высокой степенью чувствительности.

При

такой постановке задачи один

и тот же

небольшой центробежный

регулятор может успешно применяться

как в

малых,

так и в

очень

крупных турбинах.

качестве примера рассмотрим регулятор,

широко применяемый

турбинах

ЛМЗ.

Регулятор

ЛМЗ (рис. 1.12).

Грузы

стянуты винтовой пру

жиной

закрепленной

центре

пружинодержателе

3. Они

Рис.

1.12.

Бесц'арнирный центробежный регулятор

ЛМЗ

жестко соединены

топкой (около

1 мм)

ленточной пружиной

Движение грузов передается указателю регулятора

выпол

ненному

виде пластины,

от

которой импульс сообщается клапа

нам турбины через следящее звено

6 и

каскад гидравлических

сервомоторов (см.

§ 2.3).

Необходимая поддерживающая

сила регулятора создается поперечной винтовой пружиной

Перемещения

местах закрепления пружин невелики,

работа

сил трения незначительна. Коэффициент нечувствительности

—

лишь сотые доли процента. Регулятор расположен

на

одном валу

с масляным насосом

10,

соединенным

главным валом турбины.

1.5.

РЕГУЛЯТОРЫ ДАВЛЕНИЯ

ТЕМПЕРАТУРЫ

Регуляторы давления.

турбинных установках при

меняются поршневые, мембранные,

си л ь ф о н

ы е,

трубчатые

мембраннолен точные

регуляторы.

Они

имеют

основном аналогичные характеристики.

Их принципиальная структура

— та же, что и для

центробежного

регулятора.

Поддерживающая сила регулятора давления

—

это приведенная

к его

штоку сила, которая возникает

резуль

тате действия пружины, мембраны

или

манометрической трубки

и веса подвижных частей регулятора.

Так же, как для

центробеж

ного регулятора,

эта

сила зависит только

от

положения указателя

регулятора (штока), определяемого координатой

Обозначим

ее попрежнему через

/; (г).

Направление движения указателя

повышении давления примем

за

положительное.

Регулирующая сила

А в

пор

шневом регуляторе

(рис. 1.13)

определяется

произведением регулируемого давления

р в ка

мере

2 на

активную площадь

пор

шня

Сила

А в

условиях статики уравнове

шивает поддерживающую

силу

Е (г) от

пружины

т.

е. Е (г) = Fp.

В регуляторе мем

бранного типа штоку

та*

Рис.

1.13.

Схема поршневого регулятора давления

Рис.

1.14.

Мембрана

передаточными тарелками

Рис.

1.15.

Характеристика мембранного регулятора давления

сообщается лишь часть силы

от

давления жидкости

на

мембрану,

остальная

же ее

доля передается неподвижной опоре. Актив-

ная площадь мембраны выражается произведением

aF,

где

а —

коэффициент, зависящий

от

соотношения размеров цен-

трального жесткого

периферийного гибкого элементов мемб-

раны

2 (рис.

1.14).

Для

такой конструкции мембраны

состав

регулирующей силы входит

вся

сила

от

давления

на

централь-

ную тарелку

причем

— пгр, где г —

радиус тарелки. Вто-

рая составляющая регулирующей силы передается

от

давления

на гибкий кольцевой элемент мембраны.

Для

приближенного

вычисления этой силы разбиваем кольцевую площадь мембраны

на элементарные трапеции. Сила, передаваемая

от

давления

на

элементарную трепецню, распределяется между центральной

та-

релкой

внешней опорой

в том же

отношении,

каком центр

тяжести трапеции делит расстояние между опорами.

Пусть давление

на

элементарную трапецию создает силу

dP',.

На тарелки передается лишь часть этой силы

dP, =

dP:

(l/3)

(R + 2r)/(R + r).

Такая

же

часть передается центральной тарелке

и от

всей силы,

действующей

на

кольцо мембраны. Регулирующая сила растет

с увеличением диаметра тарелки. Этот размер обычно выбирают

не более

80 % от

диаметра мембраны, чтобы сохранить

ее

гибкость

и достигнуть достаточного хода регулятора.

Пример характеристики регулятора

дан на рис. 1.15.

Рабочий

ход z

max

занимает лишь небольшую часть характеристики,

где

она близка

прямолинейной. Такой регулятор можно считать

пропорциональным.

Мембранно-ленточный регулятор

ВТИ [6). В

состав регуля-

тора

(рис. 1.16)

входят стальная мембрана

/ и

вертикальная

ленточная пружина

жестко соединенная

мембраной

закреп-

ленная внизу.

При

отношении длины ленты

и ее

толщины, близ-

ком

критическому, пружина

Рис.

1.16.

Мембранно-ленточный регулятор давления

ВТИ

Рис.

1.17.

Трубчатый чувствительный элемент регулятора давлени

опоры

ленте можно создавать первоначальную силу сжатия.

В полость

над

мембраной передается давление

из

пространства,

в котором

эта

величина регулируется.

За

пределами продольной

устойчивости лента прогибается

при

почти неизменной

ее

реакции

на мембрану. Поперечная деформация ленты

в 15—30 раз

превы-

шает прогиб мембраны

центре. Перемещение ленты изменяет

зазор между

нею и

соплом

через которое сливается масло

из

сервомотора

Таким образом,

при

изменении давления

на

мем-

брану импульс через ленту

усилитель передается

распреде-

лительным органам турбины. Работа регулятора

ВТИ

основана

только

на

упругих деформациях. Отсутствие шарниров позволя-

ет достигнуть высокой чувствительности регулятора. Чтобы раз-

ности температур

деталях регулятора

не

влияли

на его

работу,

стакан

3, в

котором закреплен нижний конец ленты, омывается

маслом

внутренней

наружной сторон,

так что

лента

стакан

имеют приблизительно одинаковую температуру.

Регуляторы этого типа применяются

для

давления

0,07—

30 МПа.

Если регулируемая величина мала, лента получается

очень тонкой,

и на ее

деформацию большое влияние оказывает

струя масла, вытекающего

из

сопла

Поэтому регуляторы низ-

кого давления выполняются

большим коэффициентом неравно-

мерности, который соответствует изменению регулируемого дав-

ления

на 30—40 кПа, а

требуемый коэффициент неравномерности

регулирования обеспечивается

помощью специального коррек-

тирующего устройства.

Трубчатый регулятор.

Он

выполняется

манометрической труб-

кой

/ (рис.

1.17).

Трубка имеет эллиптическое сечение. Если

большая

ось

эллипса перпендикулярна

плоскости,

которой

расположен виток трубки,

то при

увеличении давления трубка

стремится выпрямиться.

При

обратном расположении осей эллипса

трубка стремится

еще

более закручиваться. Перемещение конца

трубки передается струйному золотнику

промежуточного серво-

мотора особой конструкции

далее,

помощью главного серво-

мотора— регулировочным органам турбины

(см. § 2.1).

ГЛАВА

СЕРВОМОТОРЫ

УСИЛИТЕЛИ

Перемещение клапанов турбин обычно требует затраты

значительной работы, развивать которую регулятор

не

способен.

Поэтому

для

управления турбинами,

так же как и

другими

ма-

шинами, привлекают вспомогательные механизмы, питающиеся

от постороннего источника энергии.

Эти

механизмы

—

серво-

моторы

—

делают достаточно мощными

для

того, чтобы

они

быстро исполняли указания командующего органа.

Под

действием

полученного

от

регулятора импульса сервомотор

сам

совершает

рабочий

ход и

перемещает регулировочные органы турбины.

Сервомотор надо выполнять так, чтобы при остановке указателя

регулятора он тоже быстро останавливался и надежно удержи-

вался в состоянии покоя своей собственной силой и чтобы весь

механизм двигался, замедлял и ускорял движение и изменял

его направление, с большой точностью следуя всем движениям

указателя регулятора. В турбостроении широко применяются

гидравлические, пневматические и электрические сервомоторы.

В непрямом регулировании требуется незначительная пере-

становочная сила для перемещения золотника . Благодаря

этому достигаются малые коэффициенты нечувствительности

одно из важных преимуществ непрямого регулирования.

§ 2.1. СЕРВОМОТОРЫ С ОТСЕЧНЫМИ ЗОЛОТНИКАМИ

Прежде всего рассмотрим гидравлический сервомотор

с золотником, который в равновесном положении полностью

перекрывает окна. Такой золотник назовем отсечным.

В идеальной модели сервомотора отсечный золотник в состоянии

покоя не пропускает жидкость. Он находится в состоянии готов-

ности по сигналу от чувствительного элемента сразу приоткрыть

окна, сообщив полость, примыкающую к поршню, либо с нагне-

тающим жидкость источником, либо со сливом.

Сервомоторы с отсечными золотниками применяются

двух типов: двойного действия, когда жидкость по-

переменно подводится в полости по обе стороны поршня и сли-

вается из них, иод постороннего действия, когда

окна золотника попере-

менно соединяют с на-

гнетательным или сливным

трубопроводом лишь по-

лость с одной стороны,

поршня, а на другую его

сторону действует сила

пружины (пружинный сер-

вомотор).

Сервомоторы двойного

действия. Устройство сер-

вомотора двойного дей-

ствия поясним на простей-

шей схеме (рис. 2.1). Ре-

гулятор / с помощью ры-

чага Mab перемещает зо-

лотник 2 сервомотора.

К золотнику по трубе А

подводится жидкость под

давлением. При движении

Рис.

2.1. Схема регулирования с сервомото- муфты вверх открывается

ром двойного действия окно с, через которое

жидкость по трубе 4 поступает к силовой части сервомотора

в пространство над поршнем 3. В то же время открывается и

окно е, через которое жидкость из области под поршнем по трубе 5

перетекает в сливную камеру В. Под влиянием указанного рас-

пределения потока жидкости поршень вместе с клапаном 6 дви-

жется вниз. При движении муфты вниз поршень совершает

обратное движение.

Для улучшения процесса регулирования поршень сервомо-

тора во время своего движения перемещает посредством рычага

Mab золотник в направлении, противоположном его движению

под влиянием регулятора. Механизм, служащий для обратного

перемещения золотника, носит название обратной связи

или выключателя. Именно выключатель придает серво-

мотору качества, отвечающие основным принципам, сформули-

рованным ранее.

Выключатель сервомотора можно выполнить

различным образом. В качестве примера на рис. 2.2 показана

схема обратной связи, выполненная с помощью передачи движе-

ния от поршня / к буксе 2 золотника 3. В этой схеме движению

вверх золотника под давлением регулятора (через рычаг аМЬ)

соответствует перемещение вниз поршня /, что, в свою очередь,

через рычажную передачу cde вынуждает буксу 2 следовать

в направлении движения золотника. Схемы выключателей, изоб-

раженных на рис. 2.1 и 2.2,

приводят к различному их

конструктивному оформле-

нию,

но в принципе их дей-

ствия сохраняются.

Рис. 2.2. Схема регулирования с выключающей буксой сервомотора

Рис. 2.3. Схема регулирования с силовой обратной связью

Принципиально иная схема выключателя изображена па

рис.

2.3, где поршень 7 сервомотора через пружину 2 оказывает

на муфту регулятора 3 давление, величина которого зависит от

положения поршня. Если, например, муфта поднимается и сме-

щает в том же направлении золотник 4, то вследствие открытия

окон золотника поршень / начинает двигаться вниз, что изменяет

натяжение пружины 2 и вызывает дополнительную силу, при-

ложенную к муфте регулятора и направленную вниз. Под влия-

нием этой силы муфта возвращается в свое первоначальное (рав-

новесное) положение, в котором окна золотника оказываются

закрытыми, и поршень сервомотора вместе с клапаном 5 оста-

навливается. Это — с и лов о й в ы к лючатель золот-

ника.

Струйный сервомотор (см. рис.

1.17).

Масло под давлением

подводится через трубку к струйному золотнику 2, который иод

действием чувствительного элемента / поворачивается вокруг

оси 3. При этом изменяется натяжение пружины 4. Напротив

трубки находится приемник, в котором выполнены два диффузора 5

и 6', предназначенные для

преобразования кинетической энергии

струи жидкости в энергию давления. Входные сечения этих диф-

фузоров образуют расположенные рядом небольшие отверстия

диаметром 2—3 мм. После диффузоров масло направляется в ци-

линдр сервомотора.

В положении равновесия струя жидкости из трубки попадает

в равной мере в оба диффузора, поэтому устанавливается прибли-

зительно одно и то же давление по обе стороны поршня 7 сервомо-

тора. При отклонении трубки от среднего положения давление

возрастает в том канале, в который направлена струя жидкости,

и уэыеает в другом канале, а в результате на поршень 7 действует

разность давлений, вызывающая его перемещение. Под влиянием

движения поршня посредством рычага abc изменяется сила пру-

жины 4, и таким образом осуществляется выключающее действие

сервомотора аналогично тому, как это было описано примени-

тельно к схеме на рис. 2.3. Диффузоры поднимают давление

в цилиндре сервомотора до

70—80

% от давления масла перед

золотниковой трубкой.

Последовательное включение нескольких сервомоторов

(рис.

2.4). В таких системах каждый предыдущий сервомотор воз-

действует на золотник последующего. При этом золотник пер-

вого сервомотора / может выполняться весьма малым, благо-

даря чему требуется чувствительный элемент регулятора не-

больших размеров и снижается коэффициент нечувствительности

регулирования. В то же время главный сервомотор 2 можно сде-

лать достаточно мощным для быстрого перемещения крупных ре-

гулировочных органов турбины.

Кинематика передаточного механизма. Введение сервомотора

в передаточный механизм в условиях статики не вносит принци-

пиальных изменений в кинематические связи. Действительно,

равновесие системы регу-

лирования возможно толь-

ко в том случае, если зо-

лотник перекрывает свои

окна, т. е. занимает сред-

нее положение. Поэтому,

если иметь в виду идеаль-

ный сервомотор, не вно-

сящий дополнительной не-

чувствительности в си-

стему регулирования, то

в любом равновесном по-

ложении золотник должен

занимать одно и то же по-

ложение. А тогда точку а

(см.

рис. 2.1) можно рас-

сматривать при изучении

вопросов статики регули-

рования как неподвижную.

Около этой точки проис-

ходит в конечном счете по-

ворот рычага Mab, на ко-

торый с одной стороны

действует муфта регуля-

тора и который с другой

стороны соединен с регу-

лировочным клапаном.

К таким же выводам

приводит и расмотрение

схемы регулирования,

в которой имеется подвижная

Рис. 2.4. Схема регулирования с промежу-

точным сервомотором

в которой имеется пидош»... букса (см. рис. 2.2). В этой

схеме золотник при установившемся движении турбины всегда

занимает одно и то же положение относительно буксы, соот-

ветствующее ее закрытым окнам. Поэтому при любом поло-

жении равновесия расстояние между точками а и с на рис. 2.2

остается неизменным, а следовательно, при решении задач статики

в передаточном механизме золотник и буксу мысленно можно за-

менить жестким стержнем ас. На основании изложенного можно

заключить, что конструктор располагает весьма разнообразными

средствами для выполнения систем непрямого регулирования

с одними и теми же статическими характеристиками и, как будет

показано ниже, с приблизительно равноценными динамическими

свойствами. Поскольку одно и то же принципиальное решение

задачи может быть воплощено в различные конструктивные формы

элементов системы регулирования, конструктору надлежит выби-

рать наиболее надежные в работе и простые в изготовлении

автоматические устройства, удовлетворяющие особенностям тур-

бины и требованиям к ее эксплуатации.

Рис. 2.5. Пру-

жинный серво-

мотор

Рис. 2.6

Схема гид

равлической

обратной

связи

Пружинный сервомотор. В схеме на рис. 2.5 регулятор, под-

нимая золотник /, открывает доступ нагнетаемой жидкости сквозь

окна а к нижней сторону поршня 4, и последний перемещается

вверх. Во время движения поршня действует выключатель, воз-

вращающий с помощью рычага 3 золотниковую буксу 2 в среднее

положение. На другую сторону поршня действует сила пружины 5.

Эта пружина поставлена с большим предварительным натягом,

и под поршнем создается некоторое среднее давление р между

начальным давлением р

жидкости перед золотником в трубо-

проводе А и давлением р

в сливных камерах В. При опускании

регулятором золотника / полость цилиндра под поршнем 4 со-

единяется через окна а со сливной камерой В, в которую жидкость

вытесняется под влиянием силы пружины. Таким образом, жид-

кость подводится лишь к одной стороне поршня сервомотора,

благодаря чему золотник получается проще, чем в сервомоторах

двойного действия.

В случае аварийного падения давления жидкости в системе

регулирования поршень сервомотора под влиянием пружины опу-

скается в нижнее положение и прикрывает клапаны турбины.

Кроме того, скорость движения поршня в сторону закрытия

клапана не зависит от производительности насоса. Это суще-

ственные преимущества пружинного сервомотора. Для той же

цели применяются пружины также в сервомоторах двойного

действия.

Сервомотор с гидравлическим выключателем к отсечному зо-

лотнику. Гидравлическая обратная связь делает возможным раз-

мещать силовую часть сервомотора вдали от золотника, сохраняя

выключающее на него воздействие по существу такое же, как

в рычажной схеме.

Схемы гидравлических выключателей

могут выполняться весьма разнообразно. На рис. 2.6 показан

пример схемы гидравлического выключателя к пружинному серво-

мотору. Жидкость после отсечного золотника 2, перемещаемого

регулятором /, одновременно подводится под поршень 5 серво-

мотора п к поршню 4 гидравлического выключателя. Последний

выполнен в виде небольшого пружинного аккумулятора, пред-

назначенного только для того, чтобы перемещать золотниковую

буксу 3. Полости, примыкающие к поршням 4 и 5, соединены

так, что давление в них практически сохраняется одинаковым.

Если пренебречь влиянием масс, перемещаемых сервомоторами,

и трением, то движение поршней 4 и 5 должно происходить син-

хронно, т. е. в каждый момент оба поршня занимают один отно-

сительно другого определенные положения, соответствующие их

общему состоянию равновесия.

Трение в сервомоторах с гидравлическим выключателем весьма

вредно, так как оно может вызвать отставание одного поршня

относительно другого, что повлечет увеличение нечувствитель-

ности регулирования и ухудшит процесс регулирования. Сухое

трение в сервомоторах следует устранять, пользуясь приемами,

указанными в § 2.4. При надлежащем выполнении сервомоторы

как с гидравическим, так и с рычажным выключателем обладают

приблизительно одинаковыми статическими и динамическими

свойствами.

Гидравлические выключатели заменяют длинные рычаги и

поэтому позволяют расширить область применения сервомоторов

с отсечными золотниками.

Отсечные золотники. Главное достоинство отсечного золот-

ника в том, что он поддерживает высокую чувствительность серво-

мотора. Действительно, если отсечной золотник откроет окна на

очень малую величину, а поршень сервомотора сразу не после-

дует за его движением, то при незначительных утечках жидкости

через неплотности в цилиндре и в силу ее несжимаемости давле-

ние на поршень почти мгновенно возрастет до значения, близкого

к давлению в напорной линии. При этом на поршень будет дей-

ствовать сила, в несколько раз превышающая его подъемную

силу, развиваемую при быстром движении, и несравненно боль-

шая, чем сила трения, возможная в исправном сервомоторе.

Итак, сервомотор с отсечным золотником обладает весьма

ценным свойством преодолевать большие силы трения без замет-

ного увеличения коэффициента нечувствительности регулиро-

вания.

§ 2.2. СЕРВОМОТОРЫ С ДРОССЕЛЬНЫМИ ЗОЛОТНИКАМИ

Системы регулирования с рычажным передаточным

механизмом для крупных турбин, как уже было сказано, гро-

моздки, недостаточно чувствительны и подвержены изнашиванию

в шарнирах. Конструктор, естественно, стремится устранить эти

дефекты, заменяя механические связи гидравлическими, пневма-

тическими и электрическими. Здесь рассмотрим одну из систем

регулирования такого типа — с дроссельными зо-

Рис.

2.7.

Схема сервомотора

с цву

мя дросселями

о т н и к а м и,

широко приме-

няемыми

паровых

газовых

турбинах.

Принцип действия.

На

рис.

2.7

изображен участок трубопро-

вода,

по

которому непрерывно

течет жидкость.

начале этого

участка поставлен дроссель

Пусть перед

ним

поддерживается

постоянным давлением жидкости

конце участка установлен

аналогичный дроссель

После него жидкость поступает

слив-

ной трубопровод

при

давлении

. При

каждом положении дрос-

селей

/ и 2 в

пространстве между ними устанавливается вполне

определенно давление

р. В

зависимости

от

этого давления пор-

шень

3 с

пружиной

занимает.также вполне определенное поло-

жение.

Итак,

два

дросселя

трубопроводе

сочетании

поршнем,

нагруженным пружиной, образуют механизм

со

всеми неотъемле-

мыми признаками сервомотора. Любой

из

показанных

на

рис.

2.7

дросселей

или оба

дросселя могут иметь связи

командующими

органами, воспринимающими сигналы

от

регулируемых пара-

метров.

таком случае рассматриваемый сервомотор передает

усиленный сигнал

регулировочным органам турбины. Если

для этого требуется перестановочная сила, превышающая воз-

можности данного механизма, между

ним и,

скажем, клапанами

турбины подключаются

еще

главные, более мощные серво-

моторы.

такой схеме сервомотор

дроссельными золотниками

должен обладать достаточным быстродействием, чтобы

его

рас-

сматривать

едином составе

чувствительным элементом

как

регулятор. Выясним влияние каждого дросселя

на

статиче-

ские характеристики сервомотора.

Расчет дросселей. Объемное количество жидкости

про-

текающее сквозь дроссель

найдем

как

произведение

его

живого

сечения

/, на

скорость жидкости

и на

коэффициент расхода

(см.

рис. 2.7)

VifiT

2(p

-p)/p.

Точно

так же

выразим объемный расход

сквозь дроссель

щ/а

У 2 (р —

р.,)/р.

(2.2)

Эти

золотники часто

литературе называют также проточными.

Автором давно

был

предложен термин «дроссельный золотник»,

так как

харак-

терная особенность этих золотников

—

дросселирование жидкости,

отличие

от

отсечных золотников, назначение которых быстро открывать

закрывать

доступ жидкости

сервомотор; теоретически

при

наличии отсечных золотников

можно мыслить работу сервомотора

без

дросселирования жидкости

(см. § 14.1).

К тому

же

любой неподвижный дроссельв системе сервомотора

(см. рис.

2.7)

можно сделать подвижным,

т. е.

золотником.

Допустим,

что

жидкость притекает

объем

V и

вытекает

из

него только сквозь дроссели. Тогда

при

установившемся движении

должно быть

V =

const

и р =

const,

т. е.

поршень остается

неподвижным,

материальный баланс можно записать уравне-

нием

Qi = Q

. (2.3)

Подставив

в (2.3)

выражения расходов

(2.1) и

(2.2),

получим

после сокращения постоянных величин,

= (wx

-|-

)/(1 +

ос

(2.4)

где

а =

^1/1/(^2/2)

•

В (2.4)

заданными надо считать давления

и р

конструктору остается выбирать коэффициент живых сече-

ний

а при

каждом равновесном состоянии поршня

устанавли-

вать расход жидкости

при

крайних

его

положениях. Уравне-

ние

(2.4)

можно записать

и так:

а*

= p'/(pl - р), (2.5)

где

р\

—

р\

—

рч\ р' —

р — Pi —

избыточные давления

по

отно-

шению

к р

Для правильного функционирования сервомотора давление

под

его

поршнем должно изменяться

определенных пределах

(Ртах

—

)lput>,

где

Рср

—

среднее давление 'жидкости. Именно

этот фактор характеризует коэффициент усиления сигнала, под-

водимого

сервомотору.

Структура данного сервомотора может быть весьма разно-

образной.

Так,

например, один

из

дросселей может быть неподвиж-

ным,

другой

—

перемещаться пропорционально изменению регу-

лируемого параметра (частоты вращения

или

давления

камере

отбора). Далеко

не

безразлично какой

из

дросселей преобразовать

в подвижный золотник.

От

этого зависит

значительной степени

надежность работы системы регулирования

аварийных ситуа-

цих

(при

внезапных сбросах нагрузки

или

падения давления

нагнетаемой жидкости). Исходя

из

этих соображений, следует

связывать падение давления

жидкости

под

поршнем

закрытием

клапанов турбины

ставить золотник

месте слива жидкости

из-под поршня сервомотора. Организация подвода

отвода

жидкости

объем

может сильно влиять

на ее

расход

на

крайних

режимах работы.

А это

значит,

что от

выбора принципиальной

схемы зависит мощность насоса

количество жидкости, цирку-

лирующей

трубопроводах.

Затронутые выше вопросы полностью выясняются лишь после

оценки динамических свойств системы.

Она

будет дана

в § 10.5

15.3.

Здесь лишь отметим преимущества связи

командующим

органом сразу двух дроссельных золотников.

Золотник двойного дросселирования

[201. Из

уравнений

(2.1)

(2.2)

следует,

что

расход жидкости изменяется

зависимости

от положения дросселей

/ и 2

(рис.

2.8).

Если один

из

этих дрос-

селей неподвижен,

давление

под

поршнем сервомотора

(рис.

2.7)

,41

Рис. 2.8.

Схема серво-

мотора

золотником

двой-

ного

дросселирования

меняется

широком диапазоне,

то

оче-

видно,

что и

расход сильно изменяется.

Если

же

командующий орган перемещает

одновременно

оба

золотника,

то

можно

поставить задачу

так

подобрать живые

сечения

и /

зависимости

от

хода,

чтобы давление

р под

поршнем менялось,

а расход жидкости сохранялся

бы

постоян-

ным.

Для

этого

при

каждом положении

поршня

определяемого давлением

(или

р'),

следует вычислить

по (2.5)

коэф-

фициент

а и

затем

по (2.1),

задав жела-

тельный расход найти

щД.

Подставив

H-i/V'a

(2.2),

получим

тот же

рас-

ход,

что и

требовалось.

Таким образом, золотник двойного дросселирования может

поддерживать приблизительно постоянный расход жидкости

в ши-

роком диапазоне установившихся режимов работы турбины.

Это

существенно снижает максимальную мощность насоса

по

сравне-

нию

с ее

величиной

случае применения одного дроссельного

золотника.

тому

же, как

увидим, двойное дросселирование

улучшает

качество процесса регулирования

(см. § 15.3).

Выключающий эффект

при

дроссельном золотнике.

схемах

непрямого регулирования

отсечными золотниками

на рис. 2.1

2.6, для

того чтобы каждому равновесному положению коман-

дующего органа соответствовало вполне определенное положение

поршня сервомотора, требуется выключающий механизм.

пру-

жинных сервомоторах

дроссельными золотниками специальный

выключающий механизм может отсутствовать. Действительно,

в таком сервомоторе каждому значению регулируемой величины

и соответствующему положению чувствительного элемента отве-

чает определенное положение дроссельного золотника

соответ-

ствующее

ему

давление

под

поршнем сервомотора. Другими

словами,

сервомоторе проявляется эффект саморегу-

лирования. Поэтому

схемах непрямого регулирования

с дроссельными золотниками последние можно кинематически

связывать только

регуляторами, причем имеется возможность

эту связь осуществлять непосредственным соединением указателя

регулятора (муфты

или

штока)

золотником,

не

прибегая

к по-

мощи рычагов.

Но

можно

усиливать эффект саморегулирования,

вводя дополнительно кинематическую связь

от

поршня

золот-

нику.

Суммирование импульсов. Дроссельные золотники могут при-

меняться также

целью суммирования импульсов.

Так,

например,

золотники

1 и 2

можно связать

различными регуляторами. Один

из^золотников может быть также соединен

регулятором,

дру-

гой

— с

поршнем сервомотора,

и от

последнего может переда-

ваться выключающий

ход.

Недостатки дроссельных золотников. Сервомотор

отсечным

золотником,

как

было отмечено

в § 2.1, по

своей принципиальной

структуре

—

механизм высокой чувствительности.

этой точки

зрения сервомотор

дроссельными золотниками существенно менее

совершенен. Действительно, силовую часть сервомотора

дрос-

сельными золотниками можно трактовать

как

регулятор давле-

нии жидкости, протекающей

под его

поршнем. Следуя этой кон-

цепции, придем

выводу,

что

сервомотору

дроссельными

зо-

ло

ками присущи

главные недостатки поршневого регулятора

давления: значительное влияние

на его

работу переменной пере-

становочной силы, которую

он

преодолевает,

собственные силы

трения.

Это

приводит

росту коэффициента нечувствительности

системы регулирования

и,

следовательно,

снижению

ее

экс-

плуатационных качеств.

силу этих

прежних соображений

заключаем: дроссельные золотники следует применять лишь

сер-

вомоторах, предназначенных

для

преодоления незначительных

сил,

—

например

качестве привода золотника главного сер-

вомотора;

во

всех элементах сервомотора

дроссельными золот-

никами необходимо специальными средствами снижать

до ми-

нимума силы трения

(см. § 2.4); при

проектировании надлежит

обосновывать рентабельность систем

дроссельными золотниками

с учетом дополнительного расхода

ими

жидкости.

2.3.

СЛЕДЯЩЕЕ ЗВЕНО

ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ ПРУЖИНА

В системах регулирования

защиты турбин приме-

няется множество гидравлических устройств. Обратим внимание

на некоторые

их

принципиальные основы.

Следящее звено

(рис. 2.9).

Идея механизма состоит

в том,

чтобы

перемещения поршня сервомотора точно копировали движение

чувствительного элемента

при

постоянном расходе жидкости

в любом равновесном состоянии. Такой сервомотор имеет

каче-

стве золотника пластину

образующую щель

б за

соплом

Сопло жестко связано

поршнем

4. В

пространство

под

этим

поршнем жидкость поступает

по

трубопроводу

через дроссель-

ную шайбу

(неподвижный дроссель)

затем подводится через

окна

3 к

соплу

(подвижный дроссель).

При

движении пластины

вместе

размером

щели меняется также давление

под

поршнем,

он

копирует движения пластины. Следуя

за ее

движением, пор-

шень создает

выключающий эффект такой

же, как от

кинема-

тической обратной связи, например

на рис. 2.1. Это —

положи-

тельный фактор.

верхней поверхности поршня подведена

жидкость, давление которой

поддерживается приблизительно

постоянным. Поэтому

любом положении равновесия, если оста-

вить

без

внимания силы трения, давление

под

поршнем также

должно устанавливаться приблизительно одним

и тем же.

Отсюда

следует,

что при

установившемся режиме размер щели

б и

расход

жидкости почти

не

меняются

и что

поршень сервомотора

боль-

Кириллов

И. И.

Рис.

2.9. Следящее звено

Рис.

2.10. Гидравлическая пружина (обратная связь)

шой точностью копирует все движения пластины. Щель может

быть очень небольшой — порядка нескольких десятых милли-

метра, благодаря чему при установившемся движении расход

жидкости сквозь дроссельную шайбу 5 получается незначитель-

ным.

Аналогичная следящая система дана на рис. 1.12, где в ка-

мере b под поршнем 7 сервомотора меняется давление в зависи-

мости от величины щели б между пластиной 5 и соплом 6, тогда

как в камере а давление сохраняется приблизительно на одном

уровне из-за притока жидкости через дроссельную шайбу 8.

Шток поршня служит также дроссельным золотником 9 следу-

ющего усиления, изменяющего давление в управляющей линии А.

Золотник — пластина не имеет трущихся частей,

благодаря этому чувствительность регулятора может быть вы-

сокой. Этому содействует и осесимметричное давление на поршень

из-за отсутствия пружины.

Гидравлическая пружина (рис.

2.10).

Пружина — источник

перекосов поршня и повышенного трения. Чтобы устранить

этот недостаток средствами гидравлики, надо имитировать пру-

жину. Для этого необходимо создать за счет давления действу-

ющую на поршень силу, пропорциональную его перемещению.

С этой целью поршень / жестко связан с дроссельной иглой 2,

изменяющей живое сечение дросселя 3, сквозь который сливается

жидкость из камеры а. В эту же камеру подводится жидкость под

давлением по трубопроводу А через дроссельную шайбу 4. В за-

висимости от положения дроссельной иглы устанавливается дав-

лением р

в камере а. С другой стороны поршня в камере b воз-

никает давление р

, которое зависит от положения дроссельного

золотника, подключенного к системе В, примыкающей к камере Ь.

Для равновесия поршня при каждом значении давления р

тре-

буется определенное давление р

, а следовательно, также опре-

деленное положение дроссельной иглы 2 и жестко связанного

ней штока 5, передающего движение золотнику следующего

сервомотора.

Профиль иглы определяется согласно уравнениям,

аналогичным

(2.1)—(2.3).

Задав живое сечение /

дроссельной

шайбы 4, по известным давлениям перед шайбой р

, за нею р

и на слив р

за иглой, можно для каждого ее положения рассчи-

тать живое сечение /

между иглой и корпусом.

2.4. СИЛЫ ТРЕНИЯ В СЕРВОМОТОРАХ

В системах регулирования с дроссельными золотни-

ками большое трение в поршневых сервомоторах может быть

причиной неполадок. Чтобы их избежать, необходимо применять

падежные и простые конструкции сервомоторов, обладающие

в эксплуатационных условиях высокой и устойчивой чувстви-

тельностью.

Пружина. Сила пружины не передается на поршень серво-

мотора строго центрально, вследствие чего на него действует

опрокидывающий момент. Он уравновешивается моментом сил

реакции, возникающих на поршне в месте его соприкосновения

с цилиндром. Эти силы реакции могут вызвать значительное тре-

ние между поршнем и стенкой цилиндра. Для уменьшения сил

трения, возникающих в сервомоторах под влиянием пружин, для

опорных тарелок применяют различные самоустанавливающиеся

устройства, уменьшающие момент указанных сил. С этой целью

выполняются сферические опоры для одной или обеих упорных

тарелок пружины, а также применяются пружины растяжения,

имеющие более совершенное крепление, чем пружины сжатия.

Поршни. Задача создания высокочувствительного сервомотора

решается путем надлежащего конструирования его поршня.

Пусть поршень, показанный в цилиндре на рис. 2.11, а, с нижней

стороны подвержен гидравлическому давлению р, а с верхней

стороны к нему приложена сила от действия пружины и избы-

точного давления жидкости. Тогда с левой стороны поршня уста-

навливается давление р

равное давлению в средней полости А,

а справа на поясе поршня В возникает давление р

, промежуточ-

ное по величине между давлением р

в полости А и давлением р

под поршнем. В этих условиях к нижнему поясу окажется при-

ложенной результирующая сила R

прижимающая поршень

к стенке цилиндра и вызывающая трение. При высоком давлении

жидкости под поршнем боковая сила R

может достигнуть большой

величины, во много раз превышающей боковую силу даже от плохо

выполненной пружины. В то же время на верхнем поясе под влия-

нием неуравновешенного давления жидкости в положении поршня,

показанном на рис. 2.11, а, появится результирующая сила R

препятствующая соприкосновению поршня со стенкой цилиндра.

Таким образом,

в указанном положении поршня в основном

силы трения возникают на нижнем его поясе.

Приносит пользу глубокая средняя выточка или ряд выточек,

разгружающих поршень от неуравновешенной боковой силы при

нецентральном его положении. Но одни эти мероприятия не

обеспечивают высокой чувствительности сервомотора.

Самоцентрирующийся поршень ЦКТИ [26]. Для уменьшения

силы трения поршня о стенки цилиндра следует применять с а -

моцентрирующиеся поршни. С этой целью на

поршне делаются центрирующие пояски С (рис. 2.11, б). Выпол-

ненный таким образом поршень не может соприкасаться с цилин-

дром своей нижней кромкой, а может касаться его стенок лишь

нижней кромкой своего узкого пояска D, который назовем опор-

ным пояском. В месте соприкосновения опорного пояска

с цилиндром между центрирующим поясом С и цилиндром обра-

зуется зазор, в котором давление жидкости оказывается близким

к давлению р под поршнем, так как протечки жидкости между

поршнем и стенкой цилиндра в этом месте малы. На противополож-

ной по диаметру стороне поршня в указанном положении полу-

чается достаточно большой зазор для того, чтобы происходила

более или менее значительная утечка жидкости. В этом зазоре

давление постепенно падает от р до р

так что среднее давление

в нем р

больше р

но меньше р. Поэтому в области нижнего

зазора возникает результирующая сила R

препятствующая со-

прикосновению поршня со стенкой цилиндра и всегда направлен-

ная в сторону, противоположную направлению боковой силы от

давления пружины. У верхнего края поршня также целесообразно

делать центрирующий пояс, препят-

ствующий возникновению большой не-

уравновешенной силы в случае со-

прикосновения поршня со стенками

цилиндра по их образующим.

Сравнительные опыты, выполненные

автором в ЦКТИ [26], при наличии

острых кромок поршня и при выточке

на нем двух самоцентрирующих'поясков

показали, что в случае острых кромок

а)

б)

-Pi

. i

\ I'

Р I

Рис. 2.11. Силы, действующие на поршень

Рис. 2.12. Самоцентрирующийся поршень ВТИ

разность давлений масла при движении вверх и вниз дости-

гала более 10 % от давления р под поршнем, тогда как самоцен-

трирующийся поршень двигался практически без трения, не

касаясь стенок.

Поршень ВТИ [6]. Боковые силы, действующие на поршень,

могут быть уравновешены также при автоматическом дроссели-

ровании жидкости, вытекающей из камер, образованных поверх-

ностями поршня и корпуса. В поршне ВТИ (рис. 2.12) через не-

большие отверстия d жидкость подводится в камеры а и b со сто-

роны высокого давления, действующего на поршень, а вытекает

из этих камер сквозь зазоры между поршнем и корпусом. В случае

приближения поршня к стенке зазоры у одной из камер умень-

шаются, а у диаметрально противоположной камеры увеличи-

ваются. Поэтому давление в камере, приблизившейся к стенке

корпуса, возрастает, а в противоположной камере падает, вслед-

ствие чего возникает сила, препятствующая удалению поршня

от его центрального положения. Из камеры с сквозь отверстия е

жидкость дренируется в сливную полость. В тех случаях, когда

поршень предназначен для несения большой боковой нагрузки,

эта конструкция вполне себя оправдывает. Но если произойдет

одностороннее засорение малых отверстий d, в результате чего

поршень будет прижат с большой силой к корпусу под влиянием

давления в противоположной камере, то нечувствительность

сервомотора резко повысится. Поэтому для данного сервомотора

требуется весьма надежная очистка жидкости.

§ 2.5. ЗОЛОТНИКИ

Перемещаемый регулятором золотник делается по воз-

можности легким и разгруженным. Чаще всего применяются

цилиндрические золотники.

Силы трения. Испытания цилиндрических золотников показы-

вают, что трение их при небольшом давлении масла обычно очень

невелико. Даже при большом диаметре золотника (около 50 мм)

и отсутствии давления сила трения не превышает

0,4—0,5

Н.

Но если к золотнику подводится масло под давлением, то для

гладкого цилиндрического золотника трение возрастает очень

сильно. Во время опытов автора в ЦКТИ при давлении 0,9 МПа

были отмечены случаи повышения силы сопротивления золотника

диаметром 45 мм до 10 Н, главным образом в его среднем положе-

нии. Большое трение в золотнике, находящемся под высоким

давлением жидкости, объясняется несимметричностью потока

жидкости в зазорах между стенками корпуса и цилиндрическими

поверхностями золотника.

Для уменьшения трения в золотнике можно использовать те

же идеи, которые были уже изложены применительно к конструк-

циям поршней сервомоторов. Золотник с аналогичными выточ-

ками был испытан автором в ЦКТИ и показал высокую чувстви-

Рис. 2.13.

Конструкции

кромок золотников

тельность. Золотникам целесо-

образно сообщать вращатель-

ное движение,

с тем

чтобы уст-

ранять силу трения, действу-

ющую вдоль

его оси.

Враща-

тельное движение золотников

предусмотрено, например,

в си-

стемах регулирования

ВТИ,

в которых золотники враща-

ются

по

принципу СегнероЕа

колеса

[6].

Сила реакции струи.

При

прохождении золотником среднего

положения возникает сила реакции вытекающей струи жидкости,

препятствующая открытию окон золотника. Физически

это

явле-

ние объясняется

тем, что

струя жидкости

из

полости между кор-

пусом

золотником вытекает

не

перпендикулярно

к оси

золот-

ника,

а под

некоторым углом, вызывая силу, действующую вдоль

оси золотника. Силу реакции вытекающей струи жидкости

действующую вдоль

оси,

золотника

при

малых открытиях

его

окон, можно вычислить, используя теоретические исследования

Н.

Е.

Жуковского,

на

основании которых предложена

У. И. Ри-

вошем формула

R =

0,475я

dh Ар,

где

d —

диаметр золотника;

h —

высота открытия щели, через

которую протекает масло;

Ар —

перепад давления

золот-

нике.

Для уменьшения осевой составляющей силы реакции, дей-

ствующей

на

золотник

при

открывании окон

прямоугольными

кромками

(рис. 2.13, а);

иногда этим кромкам придают особую

форму,

с тем

чтобы отклонить струю жидкости

направлении,

обратном движению золотника

во

время открывания окна

(рис.

2.13, б).

Находят применение также золотники

треуголь-

ными запилами

на

кромках

(рис. 2.13, в). Эти

меры уменьшают

силу реакции

момент открытия окон,

становится более плав-

ным подъем поршня сервомотора,

что

сказывается

на

устойчивости

регулирования.

Утечки. Если перестановочная сила сервомотора велика,

то на

неподвижный поршень действует большая разность давлений

жидкости

происходит значительная

ее

утечка, вследствие чего

в равновесном состоянии окна золотника оказывают приоткрытыми

для пополнения этой утечки.

таком случае рабочее положение

отсечного золотника

не

совпадает

с его

геометрически средним

положением. Если

же в

механизме, перемещаемом поршнем серво-

мотора, возникает большое трение,

то при

перемене направления

движения золотник совершает «мертвый»

ход. В

сервомоторах

для большой перестановочной силы перекрыши окон золотников

делают приблизительно

в два

раза больше радиального зазора,

так

что

даже

золотниках больших размеров

(на

уровне

60 мм)

перекрыши составляют около

0,1 мм на

сторону,

что не

вносит

заметной дополнительной нечувствительности регулирования.

2.6.

МЕМБРАННЫЕ СЕРВОМОТОРЫ

Силовая часть сервомотора

дроссельным золотником,

как было сказано, аналогична регулятору давления.

Это,

есте-

ственно, приводит

мысли заменить поршень сервомотора мем-

браной, широко применяемой

регуляторах. Такое конструктив-

ное решение снимает недостатки поршневого сервомотора: пере-

косы поршня, сопровождаемые силами трения, случайные засоре-

ния

существенные протечки рабочего тела, особенно воды,

что

сказывается

на

стабильности характеристик. Современные техни-

ческие средства позволяют выполнять мембранные

сильфонные

сервомоторы

достаточно большим ходом,

и они

находят широкое

применение

гидравлических

пневматических системах регули-

рования паровых

газовых турбин

[64].

Мембранный сервомотор

можно выполнять

как с

дроссельным,

так и с

отсечным золот-

ником.

Пневматический мембранный сервомо-

тор

НЗЛ (рис. 2.14),

применяемый

для

привода регулировоч-

ного топливного клапана

[ШЙ

имеет жестко связанную

с ним

г-ШгшГ

мембрану

нагруженную пру-

жиной

аналогично поршню

пружинного сервомотора.

От-

сечной золотник соединяет

по-

лость

а под

мембраной либо

с напорной линией

Н,

либо

со

сбросом

В,

вызывая перемещение

мембраны

Золотник связан

с мембраной

приводимой

дви-

жение воздухом

из

проточной

линии

А. В

последней давление

меняется

под

влиянием примы-

кающего

к ней

дроссельного

зо-

Рис. 2.14.

Мембранный сервомотор

Рис. 2.15.

Мембранный разделитель

по

давлению