Огурцов А.П. Паровые турбины ЛМЗ сверхкритических параметров

Подождите немного. Документ загружается.

101

Регулирующие клапаны ЦВД имеют индивидуальные сервомоторы.

Сервомоторы регулирующих клапанов ЦСД на турбинах большой

мощности перемещают по два клапана.

Несмотря на значительное различие в размерах исполнительных

сервомоторов, удалось при высоком быстродействии САР выполнить

унифицированными промежуточные усилители и маслонапорную

станцию. Промежуточные ступени усиления размещены в двух блоках.

В коробке регулирования, установленной на корпусе переднего под-

шипника турбины, находятся регулятор частоты вращения с золотни-

ком и механизмом управления, автоматом безопасности с золотниками,

электромагнитные выключатели защиты. В колонке регулирования,

расположенной рядом на площадке обслуживания турбины, размещены

промежуточный золотник и ЭГП. Маслонапорная станция, состоящая

из бака емкостью 5,5 м

с двумя вертикальными электронасосами с на-

пором 4,5—5 МПа, фильтрами и маслоохладителями, размещена на

полу конденсационного помещения. Большая унификация систем регу-

лирования кроме технологических преимуществ позволила резко со-

кратить период отработки САР новых турбин.

Способы уменьшения расхода масла в гидросистеме. Следует

учитывать, что расходы масла в статических (установившихся) и в ди-

намических режимах, когда требуется обеспечить необходимую ско-

рость движения сервомоторов, различны. Рассмотрим ряд конструк-

тивных и схемных решений, направленных на уменьшение расхода

масла.

1. Следящий золотник регулятора частоты вращения. Гид-

равлический усилитель типа «подвижное сопло—заслонка» широко

используется для усиления сигналов датчиков, особенно при малых

рабочих ходах и перестановочных усилиях датчиков. Золотник 2

(рис. 8.1.) находится в равновесии при равенстве усилий, создаваемых

напорным давлением Рн на меньшую площадь дифференциального

поршня и давлением Р на большую его площадь Масло в камеру с дав-

лением Р поступает через дроссельную шайбу и выходит через зазор

между соплом и заслонкой. При изменении положения заслонки появ-

ляется сила, заставляющая золотник следовать за заслонкой до тех пор,

пока не восстановится зазор между соплом и заслонкой и не вернется к

равновесному значению давления Р. Перестановочное усилие гидро-

усилителя (усилие, которое надо приложить, чтобы удержать золотник

в неподвижном состоянии при перемещении заслонки на расстояние,

соответствующее неравномерности регулирования) составляет 100—

3000 Н, в то время как силовое воздействие на заслонку составляет

10— 15 Н. Постоянная времени такого усилителя менее 0,01 с, расход

масла при диаметре сопла 3 мм всего 0,1 л/с. Чтобы уменьшить влия-

ние на заслонку изменения напорного давления для питания усилителя

в необходимых случаях с помощью редукционного клапана подается

102

давление более низкое, чем напорное. Если редукционный клапан ус-

тановлен на сливе масла, расход возрастает до 0,3 л/с.

2. Гидравлические сумматоры. Сумматором воздействий являет-

ся подвижная букса промзолотника 10, находящаяся в равновесии в

результате равенства усилий, создаваемых давлением Р

з.р.ч.

и Р

на со-

ответствующие поверхности дифференциального поршня. Масло в ка-

меру с давлением Р

з.р.ч.

поступает через регулирующие окна буксы 10 и

сливается через регулирующие окна золотников датчиков (через одно

из этих окон может быть выпуск масла или впуск и слив). В зависимо-

сти от открытия регулирующих окон золотников датчиков (регулятор

частоты вращения, электрогидравлический преобразователь) букса 10

занимает такое положение, при котором открытие ее окон дает равно-

весное значение Р

з.р.ч.

. Постоянная времени этого усилителя

0,01—0,02с. Расход масла в проточной линии не остается постоянным,

а зависит от режима. Наименьший расход следует выбирать при поло-

жении буксы, соответствующем номинальной нагрузке. Это обуслов-

ливает наибольшие перестановочные силы (около 4000 Н) именно в

этом режиме. Ширина регулирующих окон выбирается исходя из тре-

буемой постоянной времени. В выполненных конструкциях расход

проточной линии меняется от 0,5 л/с на номинальной нагрузке до 2 л/с

на холостом ходе. Чтобы ограничить максимальный расход масла, дли-

ну впускного окна рассчитывают за пределы холостого хода примерно

на величину еще одного рабочего хода. Движение буксы в этот момент

перестает зависеть от ее положения, и она скачком перемещается до

упора.

3. Передача воздействий от промежуточного золотника к серво-

моторам. Промежуточный золотник (рис. 8.1.) выполняется в виде од-

ностороннего гидравлического сервомотора с поршнем, нагруженным

пружиной, и жесткой обратной связью на отсечной золотник. Выход-

ным сигналом является давление масла под поршнем Ру, которое под-

водится под золотники исполнительных сервомоторов, расположенных

на различном расстоянии от промежуточного золотника. В такой сис-

теме фактический расход определяется только протечками и, в зависи-

мости от количества сервомоторов, составляет 0,2—0,5 л/с.

Описанная схема передачи воздействия на золотники сервомото-

ров сочетается с конструкцией исполнительных сервомоторов с кине-

матической обратной связью на золотник. Исследования показали, что

при одновременном управлении несколькими одинаковыми сервомото-

рами с силовой обратной связью могут возникать колебания, связанные

с их противофазным движением. Поэтому целесообразно применять

кинематическую обратную связь. Однако в этом случае золотник

обычно получается дифференциальным, что плохо с точки как чувстви-

тельности, так и уменьшения протечек, поскольку нужно увеличивать

зазоры. Золотник одного диаметра удалось сохранить, перемещая по

103

сигналу обратной связи буксу золотника 14. Движение поршня серво-

мотора 15 не влияет на управляющее давление Ру, так как подвижная

букса выполнена дифференциальной с равными площадями, находя-

щимися под давлением Ру. Две полости, относящиеся к этим поверхно-

стям, соединены между собой, и масло при движении подвижной бук-

сы перетекает из одной полости в другую.

4. Уменьшение зазоров. Протечки масла пропорциональны зазо-

ру между золотником и буксой в третьей степени. Уменьшение зазоров

связано с повышением точности обработки деталей и степени очистки

масла от механических примесей. Приемлемые результаты получаются

при зазорах 0,08— 0,12 мм при диаметре золотника 70—90 мм. Срав-

нительно высокая вязкость масла позволяет иметь малые перекрытия

окон (примерно 0,2 мм при перемещении золотника на полный ход сер-

вомотора около 12 мм). В результате протечки масла в сервомоторе с

ходом 300 мм и максимальным усилием до 300 кН не превосходят

0,25—0,3 л/с.

5. Односторонний пружинный сервомотор. Поскольку сер-

вомотор закрывается усилием пружин, дополнительное потребление

масла в динамических режимах происходит только при движении в

сторону открытия, когда требования к быстродействию не столь вели-

ки. Поэтому, несмотря на меньшую, примерно на 50%, площадь порш-

ня двустороннего сервомотора, расход масла при односторонних сер-

вомоторах может быть в несколько раз меньше. Время движения сер-

вомотора на закрытие определяется требованием ограничить заброс

частоты вращения при отключении генератора от сети, которое сводит-

ся к выполнению неравенства

Σμ

(τ

+0,5Т

сi

)<T

Δφ

макс

где μ

—доля мощности регулируемого отсека турбины: τ

— за-

паздывание начала уменьшения расхода через клапан от момента от-

ключения генератора; Т

сi

-время движения регулирующего клапана в

эффективной зоне работы; T

—постоянная времени парового объема

за регулирующим клапаном; T

—постоянная времени разгона турбины;

Δφ

макс

-максимально допустимое повышение угловой скорости.

При Т

=5-6с; T

=0,1-0,3 с; τ

=0,05 с; Δφ

макс

<0,09 необходимо,

чтобы продолжительность закрытия сервомотора была не более

0,1 —0,2 с. Время же движения на открытие может быть на порядок

больше. Снижение времени открытия менее 1 с. несущественно улуч-

шает динамические характеристики турбины при качаниях (рис. 8.2.).

Существенную роль начинают играть другие нелинейности САР.

Повышение давления пропорционально уменьшает площадь

поршня и тем самым объем сервомотора и расход масла. Для турбин

СКД напорное давление было повышено с 2 до 5 МПа. Однако переход

на новый уровень давления—сложная задача, требующая переработки

конструкций узлов, преодоления технологических (зазоры, чистота

обработки, жесткость конструкции) и эксплуатационных (чистота мас-

ла, эрозия и т. п.) трудностей. Следует учитывать, что при увеличении

давления масса и размеры сервомоторов практически не уменьшаются,

поскольку они определяются в основном размерами пружин сервомо-

тора. Переходить на новый уровень давления следует, очевидно, лишь

во всесторонне обоснованных случаях.

Рисунок 8.2.

Снижение средней мощности

турбины в зависимости от продолжительно-

сти открытия сервомотора Тс от холостого

хода до номинальной нагрузки при качаниях

различной частоты.

Рисунок 8.3. Зависимость

усилия, необходимого для

открытия клапана, от сте-

пени открытия.

6. Сервомотор с телескопическим поршнем. При заданном уров-

не давления объем сервомотора можно уменьшить, применив телеско-

пический поршень. Усилие, требуемое для открытия регулирующего

клапана, как правило, уменьшается по мере открытия клапана из-за

уменьшения перепада на клапан (рис. 8.3). На большей части хода не-

обходимое усилие значительно меньше того, которое развивает обычно

сервомотор. Поэтому целесообразно после определенного хода (30—

40%) дискретно уменьшать площадь поршня, примерно в 2 раза

(рис. 8.3). Расчеты показывают, что таким способом можно в 1,5 раза

уменьшить объем сервомотора и почти в 2 раза сократить время закры-

тия.

7. Последовательность открытия сервомоторов в динамике. Та-

ким же результативным оказывается учет реальных расходных харак-

теристик регулирующих клапанов. В связи с повышением давления за

клапаном по мере его открытия зависимость расхода пара от хода кла-

пана имеет сугубо нелинейный характер (рис. 8.4.). После открытия

клапана на 40—50% дальнейшее его открытие увеличивает мощность

турбины только на 2—4%. Это важно с точки зрения экономичности,

но не имеет значения для динамики турбины при больших возмущени-

ях. Если после достижения зоны насыщения клапана уменьшить ско-

рость открытия сервомотора, уменьшив подвод к нему напорного мас-

104

ла, то при заданной производительности маслонапорной станции мож-

но дать больше масла сервомоторам, клапаны которых еще не вышли

на насыщение по своей расходной характеристике. Такой способ по-

зволяет в 2—3 раза повысить максимальную скорость движения серво-

моторов на открытие. Если пар в одну сопловую коробку подводится

двумя клапанами, способ может быть реализован замедлением серво-

мотора одного из клапанов на всем ходе (установкой ограничительной

шайбы диаметром 5 мм на подводе напорного масла). При подводе па-

ра в сопловую коробку через один клапан подвод масла ограничивается

специальным золотником с приводом от поршня сервомотора. На ряде

сервомоторов ограничение подвода масла было выполнено путем соот-

ветствующей настройки обратной связи сервомотора относительно не-

подвижной буксы, однако такая конструкция оказалась более сложной

в наладке.

Рисунок 8.4. Изменение расхода

пара через клапан при

его открытии.

Описанные способы снижения расхода масла и повышения бы-

стродействия САР позволили получить примерно одинаковые динами-

ческие характеристики турбин от 300 до 1200 МВт, используя унифи-

цированные промежуточные усилители и маслостанцию.

Конструкция узлов регулирования.

1. Датчик частоты вращения. Таким датчиком в гидравлической

части системы регулирования служит традиционный для турбин ЛМЗ

бесшарнирный всережимный регулятор частоты (скорости) РС-3000-5.

Характеристика регулятора (зависимость хода муфты регулятора от

угловой скорости)—параболическая; при частоте вращения около 3000

мин

-1

она близка к линейной с удельной неравномерностью 150 мин

-1

на

1 мм хода муфты. Регулятор вращается в своих подшипниках, связан с

валом турбины через шлицевой валик, допускающий смещение регуля-

тора в осевом направлении и некоторую расцентровку осей. Конструк-

ция подшипников привода предусматривает одностороннее прижатие

регулятора. Для смазки подшипников регулятора при выбеге с оста-

новленными насосами служит бачок аварийной смазки. Для защиты от

105

электроэрозионных повреждений узлов регулятора шлицевое соедине-

ние изолировано от ротора турбины с помощью деталей из текстолита.

Рисунок 8.5. Блок золотников регулятора частоты вращения

турбины К-800-240. Линии:

I-дополнительной защиты; II-к буксе промежуточного золотника; III-слива;

IV-к золотникам стопорных клапанов; V-подача масла для взвода

золотников АБ; VI-подвод напорного масла.

Сигнал муфты регулятора частоты вращения усиливается сле-

дящим золотником, входящим в блок золотников регулятора (рис. 8.5.).

В блоке золотников регулятора частоты вращения суммируются сигна-

лы от регулятора частоты и от задатчика. Результирующий сигнал (от-

106

крытие сливного окна, образующегося вследствие различия перемеще-

ний следящего золотника 1 диаметром 85 мм и внутреннего золотника

2 задатчика диаметром 45 мм) управляет положением буксы промежу-

точного золотника (см. рис. 8.1.) через проточную линию постоянного

давления.

Внутренний золотник 2 задатчика перемещается механизмом

управления турбиной, имеющим местный и дистанционный привод от

электродвигателя постоянного тока ПЛ-072. Предусмотрена работа

двигателя при двух частотах вращения. Меньшая частота (250 мин

-1

)

используется для дистанционного и автоматического управления рас-

ходом пара в турбину. Участок от холостого хода до номинальной на-

грузки проходится на этой частоте примерно за 40 с. В 8 раз большая

частота вращения двигателя используется для операций по возвраще-

нию МУТ в исходное положение при срабатывании защиты и при под-

готовке открытия регулирующих клапанов.

На подводе напорного масла к подшипникам регулятора частоты

и к его золотникам установлены щелевые или сетчатые фильтры с раз-

мерами ячейки 0,6—0,9 мм. Кроме регулятора частоты в системе регу-

лирования имеется электрический датчик частоты для ЭЧСР. Первона-

чально для этого использовался высокочастотный подвозбудитель ге-

нератора ГСП-4,5. Однако крутильные колебания его ротора вносили

большие искажения в динамические процессы. Был разработан датчик

ТГИ-500 с приводом от шестерни, расположенной на регуляторе часто-

ты. Номинальная частота датчика 500 Гц. В последующем для исполь-

зования в каналах ЭЧСР, связанных с противоразгонной защитой, были

применены электрические датчики со звездочкой непосредственно на

валу ротора (автомата безопасности) ТГИ-800 и ТГИ-3000. Различие в

частоте (800 и 3000 Гц) и в мощности сигнала датчиков вызвано осо-

бенностями использования сигнала в конкретных ЭЧСР (рис. 8.6.).

2 Электрогидравлический преобразователь. ЭГП предназначен

для ввода в гидравлическую систему быстродействующих воздействий

от ЭЧСР и состоит из электромеханического преобразователя (ЭМП)

Рисунок 8.6. Характеристики дат-

чиков частоты вращения:

1-ТГИ-800, I

возб

=2 А;

2-ТГИ-3000, I

возб

=0,3 А;

3-ТГИ-500, I

возб

=0,7 А.

107

Рисунок 8.7. Электрогидравлический преобразователь;

1-микрометрический винт; 2-катушка управления; 3-линия управления золот-

никами регулятора частоты; 4-напорная линия.

и гидравлического усилителя. На рис. 8.1. показан ЭГП первоначаль-

ной конструкции, на рис. 8.7.—усовершенствованный преобразователь.

В обоих вариантах ЭМП—магнитоэлектрического типа с постоянными

магнитами. Подвижная система, на которой закреплены катушки

управления, подвешена на плоских спиральных пружинах. Применение

108

109

более сильного магнита позволило иметь одну катушку и упростить

сборку и центровку катушек.

Гидроусилитель выполнен в виде следящего золотника. При ну-

левом токе управления золотник находится в таком положении, при

котором он не оказывает управляющих воздействий, т.е. в отсечном

положении. При появлении тока золотник смещается из отсечного по-

ложения, удаляя или подавая масло в линию управления буксой про-

межуточного золотника, что вызывает соответствующее перемещение

буксы. Наличие положительного перекрытия в управляющих запле-

чиках золотника равносильно увеличению нечувствительности ЭГП,

отрицательное же перекрытие приводит к удвоению коэффициента пе-

редачи от ЭГП к буксе промежуточного золотника и обычно недопус-

тимо по устойчивости САР. Эти трудности привели к введению второ-

го следящего золотника с увеличенным в 3 раза ходом по отношению к

первому золотнику за счет применения косого сопла. В итоге стали

возможными необходимые малые положительные перекрытия по

управляющим окнам ЭГП. Точная подстройка положения ЭГП осуще-

ствляется вращением микрометрического винта ЭМП. Ток катушки

управления, необходимый для перемещения клапанов от положения

номинальной нагрузки до холостого хода, равен 240 МА, сопротивле-

ние катушек 24 Ом, перемещение вертикального золотника при этом

0,55 мм, горизонтального 165 мм. Постоянная времени ЭМП вместе с

усилителем ЭЧСР 0,02 с., а следящих золотников около 0,01 с. Мак-

симальный ток ЭМП допускается 1 А, соответственно увеличиваются

перемещения золотников, чем обеспечиваются форсирующие управ-

ляющие воздействия от ЭЧСР.

Для уменьшения влияния давления питания на сигнал ЭГП дав-

ление масла под поршнем вертикального золотника поддерживается

редукционным клапаном. На подводе масла к ЭГП установлен фильтр,

аналогичный фильтру в блоке золотников регулятора частоты враще-

ния. Для снижения пульсации истечение масла из сопла вертикального

золотника происходит под уровень масла. Имеется возможность от-

ключения ЭГП от гидросистемы, при этом предусмотрена необходи-

мая последовательность (вначале отключается линия управления, затем

напорная).

3. Промежуточный золотник. Как показал опыт, работа проме-

жуточного золотника в наибольшей степени влияет на чувствитель-

ность САР, поэтому отработке его конструкции было уделено особое

внимание. На рис. 8.1. показана первоначальная конструкция, на рис.

8.8.—новая конструкция Суммирование воздействий от ЭГП и золот-

ников регулятора частоты вращения осуществляется подвижной бук-

сой, управляемой проточной гидравлической линией постоянного дав-

ления, величина которого равна половине напорного. Перемещение

подвижной буксы вызывает перемещение поршня одностороннего сер-

вомотора с обратной связью на отсечной золотник. При перемещении

поршня давление Ру под ним изменяется в соответствии с характери-

стикой пружины и используется в качестве управляющего. В новой

конструкции введен еще один промежуточный усилитель с отсечным

золотником. Это позволило уменьшить размеры подвижной буксы и

уменьшить число направлений, что при сохранении первоначальной

перестановочной силы существенно снизило нечувствительность. Ис-

ключено проворачивание буксы. Дополнительное усиление помогло

выполнить более точным (из-за меньшего влияния гибкости рычагов)

медленнодействующий ограничитель мощности.

Рисунок 8.8. Промежуточный золотник;

1-напорное масло; 2-управляющий сигнал от золотников регулятора частоты

вращения; 3-линия управления давлением Ру.

Он представляет собой подвижный упор с местным и дистанци-

онным приводом и служит для заранее вводимого ограничения мощно-

сти турбины, что требуется чаще всего при неисправности каких-либо

110