上海汽轮机厂（以下简称：上汽）建立至今，所生产的50MW等级汽轮机已有170多台，包括纯凝机组和单、双抽汽机组，其中抽汽压力分4.1、1.27～0.118MPa（a）等诸多系列。上汽生产的50MW等级汽轮机广泛应用于发电、冶金、化工、制糖、工业用汽、集中供热等众多领域，用户面很广；另外，其性能优良，运行稳定、可靠，因此深受广大用户的青睐。
在20世纪90年代以前，我国电力总体装机容量还不大，50MW等级汽轮机作为主力机组，往往带基本负荷运行，运行工况比较单一，调节阀处于较大开度并相对固定。当时为解决高调门提升力大的问题，上汽采用了“G-1”型调阀，并设计加大了高调门油动机活塞面积，解决了“阀门打不开”的问题。
90年代以后，随着我国电力事业的飞速发展，大功率机组不断涌现，50MW等级汽轮机也渐渐由带基本负荷运行变为调峰运行，运行工况越来越多。为保证汽轮机在各种工况下都能稳定运行，对阀门的控制要求也越来越高。在这种形势下，汽轮机调节汽阀（调门）故障逐渐增多。这些故障往往会导致负荷波动、降低负荷，或导致机组的CCS协调控制系统被切除，降低机组的自动化水平，甚至会引起主汽压力波动，导致安全门动作，或机组被迫打闸停机等，严重影响电厂的安全生产。下文将就故障存在的原因进行分析，并提出相应的措施，以保证机组的安全运行，为今后产品的优化设计提供理论依据。
一、故障现象
针对我公司所产50MW等级汽轮机，经过对几家电厂的高调门故障现象进行对比后，发现高 调门故障多表现为：阀杆上端接头处严重磨损；高调门振动，有时伴有啸叫；高调门和油动机在3号阀小开度情况下，机组负荷摆动大。
阀杆接头处的严重磨损，往往导致阀门空行程的增加，使阀门滞后打开，阀门流量2升程曲线偏离设计值，影响机组的调节性能。高调门的振动，轻者可能引起油动机、蒸汽管道的振动，严重的还可能导致调门上连杆断裂、导汽管疏水管焊缝疲劳断裂，严重危及机组的安全运行。而机组负荷摆动过大，则直接影响着供电品质。
二、故障原因
图1 “G-1”型阀结构示意图
上汽50MW等级汽轮机高调门采用的是“G-1”型阀，该阀是100%卸载的调节阀。图1是“G-1”型阀的结构示意图。与原苏联OPП型阀比较，该阀具有提升力小和稳定性好两大优点，在上世纪80年代，成功地解决了高调门提升力大的问题，因此在高调门上得到了广泛的应用。
但正是由于该阀的卸载能力大，使得阀前蒸汽对阀碟所产生的向下不平衡蒸汽力近似为零，结果阀碟仅靠自身重量悬浮于汽流中，极易产生上下振动。另一方面“，G-1”阀在小开度情况下，阀内流场很不稳定。不稳定流场的存在，直接导致了阀碟的振动，同时还可能诱发阀杆的振动。因此阀门卸载偏大、阀内流场的不稳定是造成3号阀小开度时振动的主要原因。阀碟的上下振动，还直接导致了阀杆上端接头处的磨损。
从振动角度分析，在阀的全行程中，会出现两个振动高峰区。它们是两种不同类型的振动：一是阀门开度小、进出口压差大时产生的高频自激振动，它具有固定的频率和稳定的周期波形，并伴有高噪声；二是阀门开度较大、进出口压差较小时产生的低频强迫振动，它由阀碟底部的不稳定扰动汽流引起，通常发生于“阀碟附着流”向“阀座附着流”的不稳定过渡区，是一种不规则的随机振动。3号阀小开度情况下振动，就属于前一种类型，是大卸载阀门在小开度时，阀碟自身产生的高频自激振动现象。
三、故障分析
要解决以上所述振动现象，从结构角度讲，根本在于改善阀内流场，并改小阀门的卸载能力：使阀门本身始终受到一个向下、适中的不平衡蒸汽力，并处在稳定的流场中，以避免阀碟的上下浮动；从自身激振的角度讲，就是要在设计阀碟、阀杆时提高其自身刚性，使阀门在全行程内，不产生自激振动。
改小阀门的卸载能力，将意味着阀门提升力的增大。这就要求对阀门执行机构———油动机进行改造，以满足阀门提升力增大的要求。而油动机的改造不仅会因为尺寸的增加而对阀门布置不利，而且还会影响到阀门的调节品质，同时还将增加改造费用。由于阀杆已设计制造定型，不可能改变自身刚度，因此对在役机组来说以上方案均不可取。
图2 “ G- 1 ”型阀结构简图
从“G-1”阀结构示意图中可以看出：该阀之所以卸载能力大，除了因为阀碟直径与阀座接触直径相当外，它还专门设有一个预启阀（小阀）。在阀门刚开启时，小阀先开。借助小阀的开启，使阀门前后压差减小，从而减小主阀的提升力。小阀本身，因其径向尺寸较小，所需提升力也较小。因此，小阀的设立，减小了阀门刚开启时的提升力，为大阀的开启提供了有利条件。然而小阀的存在，也不可避免地造成了阀碟与阀杆的分离，使阀碟悬浮于汽流中，进而导致了阀碟上下浮动的可能。如果减小或取消小阀的行程，则可减小阀碟浮动的程度，增强阀碟的稳定性。因此，减小或取消小阀行程，不失为解决在役机组高调门小开度时振动的有效方法。
但是，减小或取消小阀行程也是有风险的。
下面试导出小阀行程与阀门提升力之间的关系：首先，确定小阀开启过程中，平衡腔室的压力P1随小阀升程hp的变化关系。在稳定流动时，平衡腔压力P1由阀碟与套筒间的环形间隙面积S1、小阀泄流面积S2，以及阀后压力P2确定。分别列出流量公式：
根据流量平衡关系可知Q1=Q2
由此可推出公式：
式中，α为系数，它与平衡腔室直径D1、阀碟与套筒间的环形间隙，以及小阀接触直径等有关。对已定设计，α为定值。
其次，从阀杆的受力分析可知：
式中
F———除油动机力外，阀杆所受力的总和
Fs———阀杆所受的蒸汽作用力
G———阀杆以及大、小阀的重力和
Fspr———阀杆所受弹簧力
Fspr-c———小阀关闭时，阀杆所受初始弹簧力
K———弹簧刚度
将公式（1）代入公式（2），并整理、简化后可得：
其中
对已定设计，A、B均为定值。
由公式（3）不难得到以下结论：当阀前后压差一定时，阀杆受力直接取决于小阀升程。从F—hp曲线图（图3）可以看出，hp在3mm以下时，随着hp的减小，F值迅速增大。
图3 F—hp曲线图
因此，小阀行程的减小或取消，必然导致阀门提升力的大大增加。也就是说，减小或取消小阀行程是否可行，要看取消小阀行程后，阀门提升力的升高是否为原油动机的提升力所允许。根据规范，如果“油动机所供提升力不小于1.5倍的打开阀门所需提升力”，则可以认为满足要求。
四、改造实践
依据“取消小阀行程”这一指导思想，曾对高桥石化多台机组高调门先后进行了改造，均获得了成功。
高桥石化7号机是上汽早期产品，该机组在运行中，当油动机开度在105～122mm时，3号调门有强烈振动和啸叫现象，影响了机组的安全运行。经研究分析，发现该现象属上述“G-1”阀小开度时不稳定振动所致。随依据“减小或取消小阀行程”这一思路，经过计算，确定油动机所供提升力足以打开阀门，即减小或取消3、4号小阀行程可行。此次改造主要对其小阀阀座，3、4号阀的连接板进行了改进，无论是改造零件数目，还是改造工作量，都很少。考虑到阀杆的热胀、装配误差、阀杆的垂直对中性等诸多因素，最终的方案为将小阀行程减小到0.5mm。此次改造结果非常令人满意。据电厂反映：该机组3、4号调门自改造后，正常运行一个多月，经历了各种运行工况，油动机开度从零至满负荷，运行状况稳定，无自滑、啸叫、明显振动等异常情况，很好地解决了原有的振动缺陷。
五、结论
通过对“G-1”阀阀内流动和结构的分析，提出了减小或取消小阀行程这一解决50MW现役机组“G-1”型高调门振动的有效方法，并从理论分析和改造实践两方面给予了证明。它对解决类似的阀门振动问题进行了有益的探索，为在役机组的优化开辟了一条新的道路。
