关于蒸汽调节阀的改进方案与试验分析

发布时间：2011-02-12 点击数：2713

    在蒸汽动力装置中大量采用了汽轮辅机，如汽轮给水泵、汽轮循环泵、汽轮鼓风机等，它们的共同特点就是采用背压式汽轮机、功率小、蒸气耗量少，蒸汽调节阀的流量特性是影响汽轮辅机工作特性的重要参数。原汽轮辅机进口的蒸汽压力为2。0MPa是恒定值，因此对汽轮机调节系统的设计要求不太高。但现在的进气压力在2.023.5MPa之间变动，为滑变参数若还要保证满足机组主凝水系统的工作要求，则必须对调节阀作出相应的改变，以提高其适应性。
一、调节阀改进设计
    1、原系统简介
    原调节阀窗口型线如图1所示。原调节阀在蒸汽压力恒定的情况下，能较好地满足控制要求，但是蒸汽压力在2.023.5MPa的滑变情况下，调节阀在低参数工况时可能出力不够，不能满足汽轮机的调节特性，此必须对调节阀的型线进行重新设计。

    2、调节阀改进思路及技术途径
    A、调节阀的改进设计原则
    由于套筒调节阀具有轴向不平衡力小，稳定性好，阀杆不易产生振动，允许压差大，噪声低等特点，因此调节阀改型仍采用套筒调节阀。但由于现汽轮循环水泵在滑参数状态运行，所以在低参数工况必须对此调节阀通流能力进行核算，保证其一定出力。同时考虑套筒阀窗口型线加工工艺，初步将其确定为梯形和矩形相结合的组合窗口，其窗口面积大小和形状取决于下面三个因素：
    （1）保证在低参数条件下机组能发出一定的功率；
    （2）在正常参数下运行时，在额定工况下，调节阀压差（包括速关阀）不大于0.12MPa；
    （3）在低负荷工况时调节阀的可调节性。
    B、调节阀窗口型线改进设计
    改进后的套筒阀如图2所示，有四个型线窗口。每个型线窗口面积为402mm2，总窗口面积为1608mm2，原窗口型线面积为1300mm2，增加了23.7%，主要是考虑到在低参数工况下能保证一定出力。新设计的节流套筒阀衬套结构见图3所示，升程与开度面积的关系曲线见图4所示。

    C、调节阀通流能力计算
    给定参数：蒸汽压力：P0=2.0MPa；蒸汽温度：t0=211.38℃；蒸汽流量：G=3700kg/h；排汽压力：P2=0.21MPa
    喷嘴数据：喷嘴形式：带扩散形钻孔园喷嘴；喷嘴喉部总面积：F_min=389mm²；喷嘴出口总面积：F=879mm²；面积比：f=F/Fmin=2.26mm²；喷嘴流量系数：M=0.97。
    调节阀前参数确定：
    由于调节阀前尚有速关阀和管路等，它具有一定压损耗。目前取调节阀前的蒸汽压力为P0’=1.9MPa，比容V0’=0.105m³/kg，温度t0’=209℃。
    计算：
    绝热指数：K=1.135；
    临界压力比：

调节阀临界压力：P0′×ε³= 1.0963MPa
钻孔喷嘴临界压力比：

    在P2不变时，P1的最小临界值：P1=P2/ε³₁=0.2195MPa
    流量计算
    根据连续方程，流过调节阀的流量等于流过喷嘴的流量，可推得：流量

    式中，α为单位面积临界流量系数：α=0.716（饱和蒸汽）；P0′、V0′为调节阀前压力比和比容；F_min为喷嘴喉部面积；μ为喷嘴流量系数；P1为调节阀后压力即喷嘴前压力；β_c为彭台曼系数。
    代入有关数据得：
    G=381.60P1β_c
    P1和βc对于不同工况，其数值不同，需要考虑如下三种工况：
    （1）调节阀为临界工况，而喷嘴为亚临界工况（P1<0.2195MPa）；
    （2）调节阀为临界工况，而喷嘴为临界工况（1.096MPa>P1>0.2195MPa）；
    （3）调节阀为亚临界工况，而喷嘴为临界工况（P1>1.096MPa）。
二、调节阀对比试验研究
    1、试验方法及目的
    两种不同的节流套筒阀作对比试验。在不同的背压下，分别试验调节阀升程与蒸汽流量之间的特性曲线。保持阀前进口压力为2.0MPa，将阀门升程调至2mm，阀后压力依次为1.9、1.7、1.5、1.3、1.1、0.9MPa，分别测出各压力下蒸汽流量。将阀门升程依次开启至4、6、8、10、12、14、16、18、20mm，同理在不同背压下测各点的蒸汽流量。试验框图见图5所示。

2、试验结果分析
从图6到图9的关系曲线可以发现，原节流阀套筒在阀杆升程8mm-10mm之间其蒸汽流量是不变的（见图6和图8），这说明，在这2mm升程中节流阀套筒的窗口面积不发生变化，也就是说在2mm升程中，机组流量不变，功率不变，从机组的调节性能来说，这是不允许的，这是这次试验的重大收获，终于搞清楚了原有节流阀套筒的窗口型线存在的不足之处。而改进后流量与升程之间基本上呈线性关系（见图7和图9），因此，从调节性能上看比原节流阀套筒窗口型线的要好。