液壓自動汽封壓力調整器的動態特性研究

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，由此導致汽封系統的壓力波動大。為避免汽封系統因壓力波動大而失穩，導致蒸汽從前汽缸內向艙室內泄漏，或漏入軸承座內導致潤滑油中含水，并避免艙室內空氣漏入后汽缸內影響排汽真空，汽封系統需確保在任何工況下，汽封系統始終維持在特定范圍[1-2]。

自密封技術由于其較高的穩定性在船用汽輪機汽封系統上得到廣泛使用。本文汽封系統采用自密封技術，圖1為自密封技術系統原理圖，自密封技術在原密封系統基礎上增加壓力調節裝置。壓力調節裝置的動態調節特性決定了汽封系統的穩定性[4]。

壓力調節裝置通常有手動調節閥、氣動調節閥、電動調節閥與液壓調節閥4種形式[5]。手動調節閥響應速度慢、精度差；氣動調節閥隨著氣源壓力越高、氣動調節閥的響應越快，但調整時間較長[5]；電動調節閥響應快、調整時間短、調節精度高，但執行機構易發生空轉與頻繁振蕩等現象[6-7]。液壓調節閥雖結構較為復雜，但運行穩定、響應較快，精度較高。

針對液壓調節閥的動態特性研究國內已有較多結論，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調節特性[8]。通過改變流動窗口型線改善閥調節特性[9]。動力源對于液壓調節閥的動態特性研究較少，本文基于一種全液壓自動調節閥，進行動力源對閥動態特性影響的研究。

1 汽封壓力調整器調節原理

圖2為汽封壓力調整器結構簡圖，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 自密封系統原理Fig.1 Principle of self-sealing system

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

當汽封系統壓力變化時，通過與汽封系統相連接的信號管改變蒸汽腔室內部壓力，使蒸汽腔室的波紋管發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節閥桿上下移動，調節閥桿與進排汽調節套筒裝配為一體，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壓力。汽封系統壓力通過多次循環調節后，使汽封系統壓力限定在規定范圍內[10]。

2 動態特性分析原理

動態調節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，汽封壓力調整器應能夠使汽封壓力快速回到目標值的公差帶內所需時間。

動態特性分析需要采用迭代方法。通過給定各項結構參數、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：

在汽封壓力調整器的靜態平衡分析基礎上，以其靜態平衡位置為初始狀態，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，后續時刻為根據前一時刻得出的計算值），均可根據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油活塞上腔的積油量ΔQ=節流孔流量-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壓力值為Pqf1，根據汽封系統的流量平衡，不斷迭代直至流量殘差減小至0.1 kg/h以內，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，汽封系統的流量主要包括如下部分：機組高壓端（主汽門、調節汽閥）漏入汽封系統的蒸汽Qgq、調節級后經前汽封漏入汽封系統（前汽封腔室）的蒸汽Qtq、汽封系統漏出至抽氣系統的蒸汽（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、汽封系統經汽封壓力調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

式中：對汽封壓力調整器的排汽窗口而言，Z=1，對汽封而言，Z為汽封齒數。

可得出各通道的流量

式中：F為通道面積；β為流量系數；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，經計算便可得出汽封壓力、閥門開度的動態變化特性。

3 動力油壓對動態特性的影響分析

船用汽輪機組的油路系統多采用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節用油的需要，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復雜，管路較多，外供油機組越來越成為發展趨勢。因此，不同機組供給汽封壓力調整器的動力油壓Pd值差別較大，分析其應用于不同機組時的動態特性十分必要。

根據運行經驗，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，對汽封壓力調整器的動態特性的影響進行分析。

表1所示為動態特性分析所用到的結構參數及初參數。

表1 結構參數及初參數Tab.1 Configuration parameter and initial conditions

根據表1計算輸入參數，對比計算不同動力油壓下汽封壓力調整器動態性能。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整器的動態調節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 動力油壓對動態調節特性的影響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，流過油活塞上節流孔的油流量顯著增大，使得調節速度加快，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整器動態調節特性的實驗對比。在工況突變時，汽封壓力迅速升高偏離設計工況，汽封壓力調整器此時處于調節狀態，在1.0 MPa動力油壓下穩定時間約為2 s，而0.3 MPa動力油壓的穩定時間約為4 s，在0.3 MPa油壓下汽封壓力存在過調現象。其原因為低油壓導致閥桿調節速度較慢，補汽排汽窗口啟閉不及時，導致汽封壓力波動，而高油壓調節速度快，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，低油壓存在過調現象。

圖5 動力油壓對動態調節影響的實驗對比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節的汽封壓力調整器的工作原理進行詳細說明，并在其靜態平衡分析基礎上研究了動態特性分析方法。根據對其動態特性的分析與實驗研究，得出主要結論如下：

在一定的結構參數下，動力油壓對汽封壓力調整器的動態調節特性影響十分顯著。用于自帶油泵的機組或者外供油機組時，其調節速度差別較大。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調節速度，有助于提升機組汽封系統穩定性。