регулирующий клапан паровой турбины

Формула изобретения

Регулирующий клапан паровой турбины, содержащий паровую коробку, установленные в ней диффузорное седло, буксу и запорно-регулирующий орган с чашкой с плоским дном и выпукло-вогнутым профилем боковой рабочей поверхности, образующей при ее полном открытом положении кольцевой конфузорный клапан с внутренней поверхностью паровой коробки и седла, отличающийся тем, что рабочая поверхность чашки от посадочного диаметра чашки до дна образует конфузорный канал со степенью сужения 0,65 - 0,75 и с площадью выходного сечения, меньшей площади горла седла, при этом диаметр дна чашки составляет 0,4 - 0,5 посадочного диаметра.

Описание изобретения к патенту

Изобретение относится к теплоэнергетике и может быть использовано в системах парораспределения турбин, в клапанах разгруженного и неразгруженного типа.

Известен регулирующий клапан паровой турбины [1], содержащий паровую коробку, установленные в ней диффузорное седло и шток с тарелью, имеющей радиусную боковую рабочую поверхность, и плоскую донную часть, сопряженную с ней по радиусу на уровне посадочного пояска. При полном открытом положении профиль тарели образует с внутренней поверхностью паровой коробки резко сужающийся канал.

Конструкция такого клапана позволяет повысить надежность его работы путем снижения интенсивности автоколебаний в зонах очень малых подъемов клапана. Выполнение тарели с радиусной боковой и плоской донной частью приводит к стабилизации точки отрыва потока от кромки и уменьшает срывные пульсации давления, что снижает уровень боковых сил, вызывающих поперечные колебания клапана. Однако сокращается протяженность канала между тарелью и седлом, что снижает величину силы, действующей на тарель. Следовательно, такая конструкция не решает задачу снижения растягивающих усилий, воздействующих на шток в зонах частичных подъемов тарели. Потери давления в клапане в зонах полных подъемов тарели велики. Сужающийся канал, образованный профилем тарели и седлом, специально не спрофилирован. Это приводит к возникновению неравномерного поля скоростей потока на входе в диффузор седла, большим потерям давления и существенно снижает экономичность клапана.

Наиболее близким по технической сущности и общим признакам является регулирующий клапан паровой турбины [2], содержащий паровую коробку, установленные в ней диффузорное седло, буксу и запорно-регулирующий орган с чашкой с плоским дном и выпукло-вогнутым профилем боковой рабочей поверхности (типа профиля Вентури), образующей при ее полном открытом положении кольцевой конфузорный канал с внутренней поверхностью паровой коробки и седла.

Выполнение плавного кольцевого канала с конфузорностью 0,1 - 0,2 от входного сечения до горлового сечения седла, при полном открытии клапана, диффузора со степенью расширения 1,8 - 2,3 и углом раскрытия 8 обеспечивает безотрывное течение рабочего тела вдоль поверхности чашки, создает более равномерное поле скоростей на входе в диффузор и тем самым улучшает экономичность работы клапана. Однако влияние осевой составляющей скорости потока недостаточно, чтобы стабилизировать поперечное усилие потока, действующее на чашку. Последнее вызывает поперечные колебания чашки, что, естественно, снижает надежность клапана в целом.

В зонах частичных открытий чашки канал преобразуется в конфузорно-диффузорный, где диффузорная часть канала имеет большую степень расширения, что приводит к нарушению безотрывности течения рабочего тела. В таком канале при большом перепаде давления возникает режим течения со скачками уплотнения внутри него, при этом увеличивается интенсивность пульсаций давления, вызывающая дополнительное поперечное усилие на чашку клапана.

При работе клапана в этой зоне открытий уровень растягивающих усилий, воздействующих на шток, значительно превышает уровень усилий, возникающих в момент открытия клапана, по которым оценивается запас прочности штока. Следовательно, долговечность штока заметно снижается.

Изобретение позволяет повысить надежность клапана во всем диапазоне его работы при сохранении высокого уровня экономичности путем стабилизации течения рабочего тела в кольцевом канале, снижения уровня пульсаций давления рабочей среды за клапаном и уменьшения растягивающих усилий, воздействующих на его шток в зонах частичных подъемов чаши.

Технический результат достигается в регулирующем клапане паровой турбины, содержащем паровую коробку, установленные в ней диффузорное седло, буксу и запорно-регулирующий орган с чашкой с плоским дном и выпукло-вогнутым профилем боковой рабочей поверхности, образующей при ее полном открытом положении кольцевой конфузорный канал с внутренней поверхностью паровой коробки и седла. В этом клапане новым является то, что рабочая поверхность чашки от посадочного диаметра чашки до дна образует конфузорный канал со степенью сужения 0,65-0,75 и площадью выходного сечения, меньшей площади горла седла, при этом диаметр дна чашки составляет 0,4-0,5 посадочного диаметра.

Выполнение кольцевого конфузорного канала со степенью сужения 0,65-0,75, образованного при полном открытом положении чашки ее боковой рабочей поверхностью выпукло-вогнутого профиля и внутренней поверхностью паровой коробки и седла, с помощью выходного сечения, меньшей площади горла седла, а также диаметра дна чашки размером 0,4-0,5 посадочного диаметра, позволяет принципиально изменить процесс течения рабочего тела в нем.

Во-первых, вследствие высокой степени сужения кольцевого конфузорного канала происходит поджатие потока, что ведет к его большему разгону и стабилизирует течение. Во-вторых, так как площадь выходного сечения кольцевого канала в системе чашка-диффузор меньше площади горла седла и находится выше его по потоку, то это увеличивает протяженность диффузорной части, т.е. степень расширения диффузора, и, соответственно, пропускную способность клапана. Следует также отметить, что предлагаемая организация течения в конфузорном кольцевом канале, при которой в процессе обтекания вогнутой части рабочей поверхности чашки поток рабочего тела разворачивается в осевом направлении и вызывает дополнительное осевое усилие на чашку, направленное вверх, снижает величину растягивающего усилия, действующего на шток клапана. Особенно заметно снижение этого усилия в зоне небольших открытий чашки над седлом, где усилие, растягивающее шток, при большом перепаде давления особенно велико.

В-третьих, совокупность выбранных соотношений между степенью сужения кольцевого канала и отношением диаметром донной части к посадочному диаметру чаши обеспечивает разворот потока в осевом направлении непосредственно в кольцевом канале и позволяет свести к минимуму поперечные усилия от потока, воздействующего на чашку.

Регулирующие клапаны, применяемые в паротурбостроении, имеют конфигурацию чашек, которые, как правило, при частичных открытиях образуют конфузорно-диффузорный кольцевой канал. В этом случае поток рабочего тела при прохождении диффузорной части канала, имеющего большую степень расширения, практически не изменяет своего направления и не оказывает на поверхность чашки дополнительного усилия.

Обычно при использовании в конструкции регулирующих клапанов чашек с плоским дном и острой кромкой в зоне перехода боковой рабочей поверхности в донную наблюдается снижение пропускной способности клапана из-за неравномерного профиля скоростей на входе в диффузорное седло.

В изобретении этого недостатка удалось избежать за счет увеличения эффективной длины диффузорной части клапана и степени ее расширения, т.к. входное сечение диффузорной части кольцевого клапана располагается в выходном сечении кольцевого канала. Кроме этого, поток на выходе из кольцевого канала имеет практически осевое направление и достаточно высокую скорость. Совокупность этих обстоятельств позволяет получить в минимальном сечение диффузорного седла достаточно равномерное поле скоростей потока и сохранить пропускную способность клапана на высоком уровне.

Таким образом, выполнение кольцевого конфузорного канала с большой степенью сужения и площадью выходного сечения меньшей площади горла седла, а также чашки с выпукло-вогнутой боковой рабочей поверхностью, которая обеспечивает разворот потока в осевом направлении за счет совокупности выбранных соотношений между степенью сужения канала и отношением диаметров донной ее части к посадочному диаметру, дает возможность повысить надежность работы клапана в целом во всем диапазоне режимов при сохранении его высокой экономичности.

На фиг. 1 представлен клапан, продольный разрез; на фиг. 2 - зона кольцевого канала, образованного боковой рабочей поверхностью чашки и внутренней поверхностью паровой коробки и седла, при полном открытии чашки.

Регулирующий клапан содержит паровую коробку 1, установленную в ней диффузорное седло 2 с диаметром горла D_г, неподвижную буксу 3 и запорно-регулирующий орган с чашкой 4, с посадочным диаметром D₁ и плоским дном с диаметром D₂. Боковая рабочая поверхность чашки 4 выполнена с выпукло-вогнутым профилем, например, как на фиг. 2, в виде сопряженных профилей шара и тора с радиусами R_ш и R_т соответственно. Боковая рабочая поверхность чашки 4 может быть также выполнена с профилем типа профиля Вентури или сопряжением лекальных кривых. Высота подъема чашки 4 над диффузорным седлом 2 обозначена - H. При полном открытии рабочая боковая поверхность чашки 4 образует с внутренней поверхностью паровой коробки 1 и диффузорного седла 2 от посадочного диаметра D₁ до дна чашки конфузорный кольцевой канал 5 со степенью сужения 0,65 - 0,75. Площадь сечения кольцевого канала 5 определяется как площадь боковой поверхности усеченного конуса, где образующая - это прямая, соединяющая точки двух нормалей, восстановленных из точки линии тока к поверхностям чашки и седла в выбранном сечении. За входную площадь кольцевого канала принята площадь F_вх, обозначенная на фиг. 2 сечением А-А. За выходную площадь кольцевого канала принята площадь F_вых, обозначенная на фиг. 2 сечением Б-Б. Необходимым условием является также то, что площадь А_вых выходного сечения Б-Б кольцевого канала 5 меньше площади гола седла 2, имеющего диаметр D_г. При этом диаметр дна чашки D₂ составляет 0,4-0,5 посадочного диаметра D₁. В чашке 4 установлен шток 6, а в буксе 3 фиксатор 7, который служит замком для соединения чашки 4 со штоком 6 в осевом направлении и предохраняет ее от поворота при обтекании потоком рабочего тела.

Клапан работает следующим образом.

При вертикальном перемещении штока 6 производится подъем чашки 4 над диффузорным седлом 2 и рабочее тело через входной патрубок (не указан на фиг. ) попадает в кольцевой конфузорно-диффузорный канал 5. В этой зоне (частичных подъемов) перепад давления, как правило, становится больше критического, и поток рабочего тела после прохождения сужающейся части кольцевого канала 5 попадает в расширяющуюся диффузорную его часть, где течение потока происходит со сверхзвуковыми скоростями. Сужающаяся часть кольцевого канала 5 образована выпуклой частью боковой рабочей поверхности чашки 4, поверхностями диффузорного седла 2 и корпуса 1. Расширяющаяся его часть образована вогнутой частью боковой рабочей поверхности чашки 4 и поверхностью седла 2. При этом на чашку 4 со стороны потока рабочего тела действует результирующая газодинамическая сила, состоящая из силы, определяемой перепадом давления на чашке 4, и силы, воздействующей на нее в процессе течения рабочего тела в канале. Выполнение вогнутой части рабочей поверхности чашки 4, заканчивающейся плоской донной частью с диаметром D₂, равным 0,4-0,5 посадочного диаметра D₁, приводит к принудительному развороту потока рабочего тела профилем чашки 4 в осевом направлении, что создает дополнительное усилие на чашку 4, направленное вверх в сторону открытия клапана. Это снижает величину растягивающего усилия, действующего на шток, и тем самым увеличивает долговечность его работы, т.е. надежность клапана в целом. На выходе из кольцевого канала 5 поток, уже ориентированный в осевом направлении, стабильно отрывается от кромки плоского дна чашки 4 и переходит в диффузор седла 2. При этом снижается уровень пульсаций давления за клапаном и соответственно величина нестационарных усилий, действующих на чашку 4 в осевом и поперечных направлениях. Этим снижается амплитуда колебаний штока, что также повышает надежность. В зоне полных подъемов кольцевой канал 5 становится конфузорным со степенью сужения 0,65-0,75 и с площадью на выходе канала F_вых, меньшей площади горла диффузорного седла 2. В этой зоне подъемов поток рабочего тела так же, как и в зоне частичных открытий, разворачивается в осевом направлении. Однако дополнительное усилие, действующее на чашку, при развороте потока имеет небольшую величину. Таким образом суммарная величина усилия на чашке от воздействия потока рабочего тела практически не уменьшается. Как и в зоне частичных подъемов, поток стабильно отрывается от кромки дна чашки 4 и переходит в диффузорное седло 2. При этом снижается амплитуда колебаний штока и тем самым повышается надежность клапана. Вследствие высокой степени сужения кольцевого канала 5 происходит поджатие потока, что ведет к увеличению его скорости в выходном сечение Б-Б. Кроме того, самое узкое сечение в системе чашки 4 - диффузорное седло 2 образовано выходным сечением Б-Б кольцевого канала 5. Это увеличивает длину диффузорной части, степень ее расширения и, следовательно, пропускную способность, т.е. сохраняет высокую экономичность.

Для количественного сравнения характеристик регулирующих клапанов с вариантами кольцевых каналов были проведены газодинамические исследования модульного клапана разгруженного типа, выполненного в масштабе 1 : 2 с различными формами чашек и одним диффузорным седлом с углом раскрытия = 8 и степенью расширения диффузора n= 2. Испытания проведены методом воздушной продувки для измерения силовых и расходных характеристик при изменении подъема чашки клапана над селом от H/D₁ = 0 до H/D₁ = 0,3 и изменении перепада давления на клапане P/P₁ = 0,4-0,98. Сжатый воздух подавался в модельную установку при абсолютном давлении 7 кг/см². Давление на входе в клапан P₁ и на выходе за ним P₂ определялось как средняя величина статического давления, измеренного в четырех отборах по окружности стенки трубопровода. Измерение этих давлений производилось с помощью преобразователей избыточного давления типа "Сапфир" и контролировалось дополнительно образцовыми манометрами класса 0,25 с пределами измерений до 6 кг/см². Измерение расхода воздуха через регулирующий клапан осуществлялось расходомером, в котором в качестве сужающего устройства использовалась диафрагма, выполненная в соответствии с "Правилами по измерению расхода газов и жидкостей стандартными сужающими устройствами РД 50 - 213 - 80, 1983 г. Давление перед сужающим устройством и перепад давления на нем измерялись с помощью преобразователей давления типа "Сапфир". Высота подъема чашки клапана над седлом при измерении газодинамических характеристик устанавливалась с помощью стрелочного многооборотного индикатора. Измерение величины аэродинамического усилия, передаваемого на шток клапана, при обтекании чашки потоком воздуха проводилось тензометрическим динамометром, который соединялся со штоком клапана и плунжером подъемного устройства. Тарировка динамометра производилась непосредственно в собранной модельной установке с помощью эталонных грузов, подвешиваемых к нижнему концу штока. Сигнал с тензорезистора динамометра подавался на статодинамический тензометрический усилитель. Все сигналы с преобразователей давления и тензометрического усилителя поступали на входное устройство ПЭВМ, где по специальной программе производился расчет коэффициентов расхода и коэффициентов усилия , при изменении перепадов давления на клапане P₂/P₁ и установленном подъеме чашки над седлом.

Для исследования были выбраны наиболее используемые в отечественной и зарубежной практике формы чешек клапана: шаровая, неполная шаровая, подрезанная по посадочному диаметру, чашка с профилем типа Вентури и варианты чашек, у которых выпукло-вогнутая боковая рабочая поверхность образована поверхностями шара и тора. Сравнение пропускной способности различных вариантов производились по расходным характеристикам, которые представлены графически в безразмерном виде зависимостью:

,

где

G_д - измеренная величина расхода рабочей среды;

P₁ - давление перед клапаном;

G_кр - величина критического расхода через отверстие с диаметром, равным посадочному при начальном давлении перед клапаном P₁;

D₁ - посадочный диаметр чашки;

P₂ - давление за клапаном;

H - подъем чашки клапана над седлом.

Оценка силового воздействия потока рабочей среды на чашку клапана производилась по силовым характеристикам, которые по полученным экспериментальным данным представляются графически в безразмерном виде зависимости:



где Q_д = Q_и + F_шт(P_вн - P_а) - аэродинамическое усилие на штоке, при его диаметре, равном нулю, d_шт = 0;

Q_н - измеренная величина усилия на штоке модельного клапана;

F_шт= d²_шт/4 - площадь поперечного сечения модельного клапана;

P_вн - давление внутри разгрузочной полости модельного клапана;

P_а - атмосферное давление;

Q₁ = F₁(P₁ - P₂) - усилие, возникающее в момент отрыва чашки клапана от седла, при перепаде давления на клапане (P₁ - P₂);

F₁= D²₁/4 - площадь отверстия с посадочным диаметром D₁.

В таблице приведены числовые данные для вариантов испытанных чашек, отличающихся по отношению диаметра дна к посадочному диаметру и степени сужения K = F_вых/F_вх коэффициента расхода рабочей среды в кольцевом канале при полном подъеме чашки клапана над седлом при H/D₁ = 0,30 и P₂/P₁ = 0,98, по которым оценивается пропускная способность вариантов.

Для оценки силового взаимодействия чашки с потоком в зоне частичных подъемов в таблице 1 также даны коэффициенты для трех характерных подъемов чашки клапана над седлом H/D₁ = 0,05 при P₂/P₁ = 0,4; H/D₁ = 0,08 при P₂/P₁ = 0,6 и H/D₁ = 0,10 при P₂/P₁ = 0,8, по которым оценивается надежность работы клапана.

На основании данных этой таблицы построены соответствующие графики зависимости при подъеме чашки над седлом H/D₁ = 0,30 и P₂/P₁ = 0,98 и на фиг. 3 и 4.

На фиг. 3 изображена кривая 1, характеризующая пропускную способность клапана, при полном подъеме исследованных вариантов чашек.

Из рассмотренной кривой видно, что высокой пропускной способностью обладают клапаны с чашками, у которых соотношение диаметра дна к посадочному диаметру составляет D₂/D₁ = 0,2-0,5.

На фиг. 4 изображены зависимости коэффициента силы от соотношения диаметров D₂/D₁ в зоне частичных подъемов. Кривая 2 показывает эту зависимость, при подъеме чашки над клапаном H/D₁ = 0,1 и соотношении давлений P₂/P₁ = 0,8, кривая 3 при H/D₁ = 0,08 и P₂/P₁ = 0,6 и кривая 4 при H/D₁ = 0,05 и P₂/P₁ = 0,4.

Из приведенных кривых 2, 3, и 4 видно, что снижение величины коэффициента , по которому судят о величине растягивающего усилия, действующего на шток, находится в диапазоне соотношения D₂/D₁ = 0,4 - 0,6. Однако, как видно из кривой 1 на фиг. 3, в диапазоне D₂/D₁ = 0,5 - 0,6 происходит существенное снижение коэффициента расхода , т.е. снижение экономичности клапана.

Таким образом, из рассмотренных кривых 1, 2, 3 и 4 следует, что клапан обладает высокой надежностью и экономичностью, при соотношении диаметра дна чашки к ее посадочному диаметру D₂/D₁ = 0,4 - 0,5, как при полных подъемах чашки над седлом, так и в зоне ее частичных подъемов.

На фиг. 5 представлено поле значений степени сужения K конфузорного кольцевого канала и отношения диаметров D₂/D₁ для исследованных вариантов чашек.

Выделенная штриховкой зона показывает, что при полном подъеме чашки, в выбранном диапазоне соотношений диаметров чашки D₂/D₁ = 0,4 - 0,5 и степени сужения конфузорного канала K = 0,65-0,75, клапан обладает высокой степенью надежности и экономичности.