汽輪機機械式危急遮斷器設計簡介

王振林，劉祥平

(1.南通天生港發電有限公司，南通 226003；2.上海電氣電站設備有限公司汽輪機廠，上海 200240)

眾所周知,汽輪機轉速如果超過其設計限制運行，會具有非常巨大的破壞性[1]。超速保護裝置能夠有效防止汽輪機受損，目前廣泛使用的有機械式和電子式2種。已有的機械式超速保護裝置用于額定轉速3 000 r/min或者轉速范圍為2 800～6 000 r/min左右變轉速運行的汽輪機。近年來，汽輪機設計制造技術高速發展，其應用環境和工作轉速發生了變化，出現了高轉速汽輪機，需要重新設計此類汽輪機的機械超速保護裝置。機械超速系統由危急遮斷器、危急遮斷油門以及復位與試驗裝置等組成，其中與汽輪機轉速相關的部件是危急遮斷器。

本文僅對機械超速危急遮斷器做設計解析，旨在促進汽輪機機械超速設計技術的應用。

1 危急遮斷器工作原理

危急遮斷器安裝于汽輪機主軸前端的短軸上，短軸與汽輪機主軸用螺柱剛性連接。其工作原理是設計一個重物，其重心與旋轉軸中心有一個偏心距離，轉子旋轉使其產生離心慣性力。另設計一根壓縮彈簧，其作用力方向與離心慣性力相反。當轉速升高，離心力增大，超過彈簧作用力，重物就會向一邊出擊，產生超速位移信號。

2 危急遮斷器設計計算方法

危急遮斷器力的分析見圖1。圖1中實線表示在某一轉速下重物離心力隨偏心變化而變化的規律，虛線表示彈簧力隨重物位移變化而變化的規律。ω0是汽輪機額定轉速，ωnp是遮斷器出擊轉速，E是重物偏心距，a是重物最大行程。

圖1 危急遮斷器力

根據動力學基本公式[2]，勻速圓周運動的角速度和離心慣性力計算公式如下：

ω=πn/30

(1)

Fgn=-mω2r

(2)

式中：ω為角速度，rad/s；n為每分鐘轉數，r/min；m為質量，kg；r為質點的轉動半徑，即偏心距，mm。

根據普通圓柱形螺旋彈簧設計與計算公式[2]，彈簧剛度和載荷計算如下：

(3)

P=P＇*(H0-H)

(4)

式中：G為切變模量，其數值一般均取79 000 N/mm2；d為彈簧鋼絲直徑，mm；D2為彈簧中徑，mm；i為彈簧有效圈數；H0為彈簧自由長度，mm；H為彈簧工作長度，mm。

在正常位置下(即圖1中橫坐標0處)，遮斷器的偏心距r為E，彈簧工作長度為H；在極限位置(即圖1中橫坐標最大行程a處)，遮斷器的偏心距為E+a，彈簧工作長度為H-a。

汽輪機額定轉速下，出擊轉速和復位轉速均為設計的已知條件。當運行轉速小于出擊轉速，遮斷器未出擊時，離心力小于彈簧力；當運行轉速達到出擊轉速，遮斷器出擊，遮斷器位移達到極限行程后將被保持。在此位置，轉速降低至復位轉速，離心力小于或等于彈簧力，依靠彈簧力將遮斷器壓回到原來位置。設計中有2個臨界關系：在正常位置，出擊轉速離心力等于彈簧力；在極限位置，復位轉速離心力等于彈簧力。根據設計原理，需要分別對遮斷器重物的離心慣性力和彈簧的彈簧力進行計算。

危急遮斷器重物設計需參考已有結構，先設計一個新的重物塊，得出質量m和偏心距離r。相關公式如下：

m=∑mi

(5)

r=E=∑mi*ei/∑mi

(6)

由公式(5)和(6)計算得出質量m和偏心距離r，再由公式(1)和(2)計算出運行轉速和出擊轉速下在正常位置和出擊位置時的離心慣性力。根據前面所述的離心力與彈簧力關系，由公式(3)和(4)計算出彈簧力及彈簧剛度，從而設計出彈簧的各個參數，包括彈簧的鋼絲直徑d，中徑D2，有效圈數i，自由長度H0和工作長度H。工程應用中彈簧的鋼絲直徑d和中徑D2需要取標準值，其數值與計算值有微小偏差。將選定好的彈簧參數再次帶入公式(3)、(4)和(2)中，得出mr。該數值與先前計算值有偏差，可以通過微調遮斷器機械形狀來消除。

改變彈簧的預壓縮量可以改變彈簧力，進而調整遮斷器的出擊轉速。

從圖1可以看出，出擊轉速離心力變化斜率大于彈簧力變化的斜率。轉子轉速小于出擊轉速時，彈簧力大于離心力，遮斷器靜止在裝配位置上。轉速升高后，一旦達到出擊轉速，平衡將被打破，離心力會比彈簧力變化更大，遮斷器向外飛出，直至達到遮斷器結構上允許的最大位移為止。最大的離心力與最大的彈簧力之差為遮斷器出擊力，即圖1所示的“Z”值范圍。“Z”值的設定有如下要求：其需足以推動遮斷油門，但又不能過大，防止遮斷器和油門掛鉤撞擊面發生機械損壞。

3 不同類型危急遮斷器的對比

危急遮斷器現有結構有飛環式和飛錘式2種。

結構上飛錘式危急遮斷器相對簡單，出擊行程設計靈活，固定彈簧定位圈的卡槽數受螺紋結構限制，不能太多，所以出擊轉速的調整值較大。飛環式危急遮斷器相對而言結構復雜，出擊行程受限，但其優點是運動件質量大，彈簧剛度大，穩定性好，出擊轉速的調整值可以很小。

圖2為飛環式危急遮斷器結構示意，圖3為飛錘式危急遮斷器結構示意，圖中?D是飛錘內圓柱直徑。

圖2 飛環式危急遮斷器結構示意

圖3 飛錘式危急遮斷器結構示意

4 危急遮斷器在線試驗

危急遮斷器在線試驗的目的是驗證其活動部件靈活無卡澀，確保其處于正常備用狀態。在線試驗的方式是將油噴入危急遮斷器內部，在不超速的情況下，產生附加力使遮斷器出擊。要實現該功能，需要滿足以下2方面要求：一是使遮斷器在噴油的狀態下擊出，二是遮斷器在停止噴油時能夠復位。

關于遮斷器的復位，需要關注試驗轉速、復位轉速和最大行程a這3個參數。

發電機組運行時并在大電網上，工作轉速被嚴格控制在額定轉速附近，復位轉速必須大于額度轉速。按照這個條件設計出來的彈簧能夠保證將擊出后的遮斷器拉回到正常位置。設計時將復位轉速設定為額度轉速的101%，將出擊轉速設定為額度轉速的110%。

對于變轉速的工業機組，其最低連續運行轉速與最高連續運行轉速差別很大，允許運行的轉速不僅與汽輪機強度有關，還與驅動的設備強度有關。汽輪機制造廠會根據用戶提供的數據對出擊轉速和復位轉速進行設定。以1臺給水泵汽輪機為例，正常運行時汽輪機轉速控制數據如表1所示。

表1 給水泵汽輪機轉速控制數據

表1中未給出具體的復位轉速。變轉速汽輪機在線試驗轉速和復位轉速必須在工作轉速范圍內，且后者高于前者。復位轉速越高，彈簧力曲線越陡，對彈簧剛度的要求越高。如果試驗轉速設定得較低，則由于設計時復位轉速需高于試驗轉速，遮斷器將提早復位，因此彈簧力的選擇范圍將會較大。

如果遮斷器最大行程a減小，則出擊位置離心力減小，這將有利于遮斷器復位。a與危急遮斷油門的受力存在聯系，即需要保證遮斷器在撞擊遮斷油門掛鉤時，該掛鉤能將安全油全部泄放。

在試驗轉速中，飛環式與飛錘式危急遮斷器的工作原理不同。

圖2所示偏心環上有2個對稱的月牙形油囊，在遮斷器進行注油試驗時用以存油，以增加飛環的偏心和質量，使飛環能夠提前出擊。當停止向遮斷器噴油后，油囊中的油就借助離心力從油囊頂部小孔逸出，飛環也隨之復位。改變油囊頂部的小孔直徑，可以調整注油時油囊內存油的質量，從而調整注油試驗時的出擊轉速。此結構下，注油試驗成功與否跟注油壓力大小無關，例如將相同參數的飛環式危急遮斷器應用于注油壓力為1.2 MPa和0.5 MPa的機組上時，注油試驗均能夠成功進行。

如圖3所示，噴油進入危急遮斷器，在?D作用面上施加壓力，此壓力計算公式為p*π/(4D2),這個壓力值需補償遮斷轉速離心力與試驗轉速離心力的差值。噴油壓強p取決于系統供油壓力以及飛錘結構間隙泄壓情況；D根據飛錘的機械結構確定。如果二者受限，作用面壓力達不到補償值，噴油試驗就不能成功進行。

5 危急遮斷器的設計加工要點

本文所述機械式危急遮斷器的設計要點是遮斷器的質量m和偏心距離r計算。以前采用手工計算，對倒角、倒圓等做近似計算。現在可以通過UG建模輔助計算。

遮斷器的加工采用數控機床，加工結束后需要對質量m和偏心距離r做檢驗。

為防止運動部件變形，采用低碳鋼滲碳工藝來提高其表面硬度。

危急遮斷器裝配后，需做廠內試驗，驗證動作轉速。連續3次試驗所呈現的動作轉速偏差應在額定轉速的±0.5%以內(上汽廠要求)。電力行業標準[3]規定：每只危急保安器一般進行2次試驗，2次動作轉速差不應超過額定轉速的0.6%；若機組為初次投運，應進行3次試驗，第3次動作轉速與前2次動作轉速平均值之差不超過額定轉速的1%。

6 結 論

本文介紹了危急遮斷器工作原理和計算方法，以及2種危急遮斷器的常用結構和在線試驗過程，重點分析了危急遮斷器離心力和彈簧力的計算，得到以下結論：

1)危急遮斷器離心力與彈簧力方向相反。在正常位置，出擊轉速離心力等于彈簧力；在極限位置，復位轉速離心力等于彈簧力。應照此原理計算確定遮斷器質量、偏心距和彈簧參數。

2)飛環式和飛錘式結構的危急遮斷器均能實現汽輪機超速保護功能。

3)在線試驗是檢驗危急遮斷器功能是否正常的一種有效手段，應當依據機組運行條件確定是否進行在線試驗。