自力式壓力調節閥在電廠潤滑油系統中的應用及選型

王玉強黎汝堅秦重陽

（東方電氣集團東方汽輪機有限公司，四川德陽，618000）

0 前言

自力式壓力調節閥是一種無需外來能源，如電源、氣源等，僅依靠介質自身的壓力變化，按預先設定的壓力來進行自動調節的控制閥。因為其產品結構簡單，使用方便，維護工作量少等優點，在對控制精度要求不高，壓力變化不大等場合得到越來越廣泛的應用。

在電廠潤滑油系統中，潤滑油壓力過高會導致軸承漏油，壓力過低會導致軸瓦溫度升高甚至燒瓦，所以通常在潤滑油供油管路上安裝自力式壓力調節閥，確保在供油壓力出現波動時，在一定程度上保持軸承供油壓力不變。

1 自力式壓力調節閥工作原理

自力式壓力調節閥按取壓方式不同，可分為自力式閥后壓力控制閥（自力式減壓閥）和自力式閥前壓力控制閥（自力式溢流閥），自力式減壓閥工作原理見圖1。

圖1 自力式閥后壓力控制閥工作原理

閥前壓力P1經過閥門的節流后，閥后壓力變為P2，P2經過導壓管作用在閥門執行機構的薄膜或活塞上方，產生一個與彈簧力相反的作用力，作用力的大小決定閥門的開度，從而控制閥后壓力。當P2增加時，P2作用在薄膜或活塞的作用力也隨之增加，此時，薄膜或活塞上的作用力大于彈簧的反作用力，使閥門關閉。隨著閥門關閉，P2逐漸降低，當作用到薄膜或活塞上的作用力與彈簧的反作用力相平衡時，P2降為設定值。同理，當P2降低時，作用方向與上述相反[1]。自力式溢流閥工作原理與自力式減壓閥相似，但作用力方向相反。

2 自力式壓力調節閥的應用

作為發電機組潤滑油系統在線穩定供油壓力的目的，自力式壓力調節閥的應用主要分為兩種：（1）在機組軸承潤滑油供油主管路中安裝自力式減壓閥，通過改變主管路的壓損來達到穩定供油壓力的目的，同時增加旁路節流孔板與閥門并聯，布置方式見圖2。（2）在機組軸承潤滑油供油主管路上安裝一條直接回油箱的溢流（泄壓）管路，在溢流管路上安裝自力式溢流閥，通過控制溢流量來達到穩定供油壓力的目的，布置方式見圖3。兩種應用方式的區別見表1。

圖2 自力式減壓閥布置圖

圖3 自力式溢流閥布置圖

表1 兩種應用的區別

目前，常見的發電機組潤滑油主油泵主要有三種：（1）全電動離心泵；（2）主軸驅動容積泵；（3）主軸驅動離心泵配合射流器或油渦輪。

當主油泵采用電動離心泵時，通常需要配合蓄能器和自力式減壓閥來穩定供油壓力。此布置方式要求主油泵出口壓力較高，這樣有兩個好處，一是在油泵切換時，在蓄能器的補充情況下，機組的潤滑油壓力在規定時間內不會因為壓力波動而發生機組的保護動作[2]，二是為了使自力式壓力調節閥有更好的流量-壓力調節特性，通常要求自力式壓力調節閥的閥前壓力P1應大于閥后壓力的2倍，即P1＞2P2。旁路節流孔板的設計既滿足在壓力調節閥出現異常關斷時的軸承最小供油量和主油泵的最小連續穩定運行流量（但也不能過大，過大的節流孔板會使壓力調節閥選型或開度過小，對調節性能不利），同時也可以減小壓力調節閥的通徑，降低采購成本。若采用自力式溢流閥布置方式，在冷油器和過濾器壓損和軸承供油壓力相同的情況下，需要的主油泵出口壓力更低，低壓力不利于蓄能器選型，同時為了保證壓力調節閥的調節性能，需設置合適的溢流量，流量更大也會導致冷油器和過濾器的選型偏大，成本增加。

當主油泵采用主軸驅動容積泵（齒輪泵或蝸桿泵等）時，通常配合自力式溢流閥穩定供油壓力。由于容積泵的流量不能采用出口調節閥來調節，可采用調節溢流旁路、轉速和行程的方式來調節流量。對于發電機組來說，主軸驅動容積泵通常不能進行轉速和行程調節，故采用溢流旁路調節。在主油泵出口增加一路溢流管和自力式溢流閥，溢流閥的作用就是使潤滑油系統保持恒定壓力和流量，在容積泵系統中，溢流閥與發電機組軸承并聯，此閥門常開溢流，將多余的流量通過溢流管排回油箱，溢流部分損耗功率。需注意的是此溢流閥不能作為防止系統超壓的安全閥使用。

當主油泵采用主軸驅動離心泵配合油渦輪時，油渦輪出口也會設置一個溢流閥，但其閥門型式通常更像一個安全閥，在此不做詳細討論。當主油泵采用主軸驅動離心泵配合射油器時，由于不會在射油器出口布置蓄能器，因此射油器出口設計壓力不會太高，在進行壓力調節時選擇自力式溢流閥穩定供油壓力。

3 自力式壓力調節閥的選型

本文按自力式減壓閥進行選型說明，對于自力式溢流閥，其選型方法同自力式減壓閥基本一致，需注意的是閥門出口背壓基本恒定，主要由出口高度和油箱液位的關系確定。

首先，需要確定自力式壓力調節閥的調節特性，該特性可由閥門供應商提供，通常：

（1）自力式壓力調節閥進口壓力的波動應控制在設定壓力的0.8～1.05倍，超出該范圍減壓閥的性能可能會受影響；

（2）對于自力式減壓閥，正常工作流量下的閥后壓力P2應小于閥前壓力的0.5倍，即P2＜0.5P1[3]。

（3）由于自力式壓力調節閥要求壓力變化時，閥門快速達到設定值，因此選用的閥門一般為快開特性。

其次，需要確定閥門入口壓力P1，出口壓力P2，以及在此壓力下的總流量L，其中總流量L分為通過閥門的流量L1，以及通過旁路節流孔板的流量L2，流量L2需滿足壓力調節閥在異常全關時軸承的的最小供油量。

然后，根據壓力P1，P2，流量L2和流體參數等，按標準GB/T 2624計算節流孔板的孔徑。

最后，按照標準GB/T 17213計算出閥門正常工作時的流量系數Cv′，通常所選閥門的最大流量系數應該為計算流量系數的1.2～1.8倍為宜，具體數值需根據閥門特性確定。

以某發電機組為例：

發電機組要求軸承正常供油壓力0.15 MPa（g），跳機壓力0.08 MPa（g），正常供油流量4 000 L/min。根據達西（Darcy）公式和伯努利方程可以計算出壓力調節閥出口正常壓力P2為0.24 MPa（g），跳機壓力為0.17 MPa（g），過濾器壓損不超過0.1 MPa（g），冷油器壓損不超過0.05 MPa（g），因此，潤滑油泵出口壓力：

選擇潤滑油主油泵出口額定流量4 300 L/min，額定壓力0.67 MPa（g）。因此：

最后計算出節流孔板直徑d=29 mm（當節流孔板直徑為45 mm時，孔板后壓力已經達到0.24 MPa（g），壓力調節閥全關，失去壓力升高時的調節能力），閥門正常工作的流量系數Cv′為110，所選閥門的最大流量系數Cv為132～198。

4 自力式壓力調節閥的校核

為了驗證所選壓力調節閥是否合適，利用Flowmaster建立了整個潤滑油系統的動態仿真模型，模擬在主油泵切換時閥門開度和出口壓力的變化。在蓄能器、冷油器、過濾器和軸承等設備都不變的情況下，選擇閥門流量系數（Cv）分別為100、120、140、160、180、200進行分析對比，其中主油泵A在第2 s時開始停止，第3 s完全停止，主油泵B在壓力調節閥閥后壓力低于1.9 MPa（g）或者油泵出口壓力低于4.9 MPa（g）時聯啟，啟動時間為2 s，閥門采用典型的快開閥門特性曲線。閥門開度和閥后壓力仿真結果見圖4和圖5。

圖4 閥門開度仿真結果

圖5 閥后壓力仿真結果

從仿真結果可以看出，在閥門流量系數（Cv）為100時，閥后壓力一直低于設定壓力0.24 MPa（g），故閥門一直全開，壓力調節閥完全沒有調節特性，當主油泵切換時，出現壓力低于跳機值（0.17 MPa（g））的情況。在閥門流量系數（Cv）為120時，隨著閥后壓力降低，閥門也達到全開位置，壓力調節閥閥后壓力略高于跳機值（0.17 MPa（g）），沒有足夠的安全欲度。在閥門流量系數（Cv）為140～200時，閥門開度和閥后壓力都保持在一個合適的范圍內，因此可以認為上述選型滿足設計要求。需要注意的是不同廠家的閥門特性曲線不同，結果可能會略有差異，但閥門開度和閥后壓力變化的趨勢應該是一致的。

5 結論

針對不同的電廠潤滑油主油泵型式，對兩種常見的自力式壓力調節閥應用方式進行了對比，并分析了不同主油泵型式采用不同自力式壓力調節閥布置方式的原因。同時，也給出了其中一種壓力調節閥的選型方法，并對選型方法進行舉例和校核，驗證了選型方法的正確性。