Элементы гидравлических систем

В большинстве случаев гидравлические системы работают на масле. Но переход на высокие и сверхвысокие параметры пара и соответственно на высокие давления масла в системах регулирования привел к повышению пожароопасности агрегата. Тяжелые последствия пожаров масла заставили обратить особое внимание на возможность замены горючего масла негорючими жидкостями. Некоторые заводы за рубежом и в Советском Союзе применяют синтетические негорючие масла. Однако этот путь решения проблемы связан с рядом трудностей, мешающих его широкому внедрению, в содружестве с ХТГЗ разработана водяная система регулирования, не только устранившая пожароопасность агрегата, но и представляющая собой дальнейшее усовершенствование гидравлической системы.
Чтобы яснее определить пути и средства дальнейшего совершенствования гидравлических систем регулирования, в гл. I критически рассматриваются свойства всех элементов таких систем.
При создании водяной системы регулирования многие проблемы удалось решить более радикальным образом (например, использование мощных насосов, резервирование питания другими источниками блока и др.). В других случаях были найдены более прогрессивные решения, которые могут применяться и при использовании жидкостей, отличных от воды (без золотниковая защита, самокомпенсирующийся датчик угловой скорости, мембранные преобразователи и др.).
Целесообразность постановки новых задач рассмотрим на примере разбора схемы регулирования турбины К-200-130 Ленинградского металлического завода им. XXII съезда КПСС.
Механический регулятор скорости 3 приводится в движение непосредственно от вала турбины. Регулятор жестко укреплен на валу центробежного масляного насоса, который соединен с валом турбины при помощи гибкой муфты.
Центробежный регулятор 3 — упругий. В его конструкции нет шарниров, а передача движения к муфте регулятора осуществляется посредством упругой ленты. Благодаря этому регулятор обладает высокой чувствительностью и надежностью.
Перемещение муфты регулятора (на величину неравномерности регулирования) составляет всего 0,7 мм. При разбеге ротора насоса в его упорных подшипниках, равном 0,1 мм, возможные колебания нагрузки составляют (0,1/0,7) Аймаке = 0Л43Л^макс> ИЛИ 28,6 Мет.
В прежних конструкциях турбин упорный подшипник располагался на переднем конце вала. При изменении температурного режима турбины этот конец сравнительно мало перемещался относительно неподвижной опоры. В современных конструкциях турбины упорный подшипник располагается между ц. в. д. и ц. с. д. Поэтому при изменении температурного режима турбины передний конец вала перемещается относительно неподвижной опоры в пределах 0—6 мм. Такое большое смещение конца вала, а также расцентровка валов из-за всплывания ротора турбины на масляной пленке приводят к существенному усложнению условий работы муфты, передающей движение от вала турбины к насосу. Защемления в этой муфте могут вызвать настолько большие перемещения конца вала масляного насоса и соответственно регулятора скорости, что колебания нагрузки агрегата могут быть значительно «больше ранее подсчитанного значения 0,143Л/Макс из-за износа упорных подшипников. Даже если масляный насос выполнить с электроприводом и тем разгрузить валик, на котором крепится регулятор 8, от передачи большого момента, то и в этом случае соединение регулятора скорости с концом вала может приводить к значительным колебаниям нагрузки.
Возникает задача создания такого датчика угловой скорости, который в новых условиях (большое смещение конца вала турбины) давал бы точный импульс по скорости и который можно было бы жестко крепить к переднему концу вала турбины.
Муфта регулятора скорости передает движение следящему сервомотору промежуточного усиления. Масло под давлением подводится со стороны меньшей площади дифференциального поршня. Из этой полости через диафрагму малого сечения масло поступает в полость большей площади поршня сервомотора, откуда сливается через сопло, жестко связанное с поршнем, выход из которого регулируется отбойной пластиной (муфтой) регулятора 3. Заодно целое с поршнем сервомотора выполнен проточный золотник, управляющий перемещением промежуточного золотника. Равновесие этого золотника определяется соотношением сил, действующих на его дифференциальный поршень. Давление масла на поршень сверху определяется сопротивлением двух постоянных дросселей, давление снизу — открытием окон в поршне золотника. Золотник управляет отсечным золотником главного сервомотора. Обратная связь осуществляется золотником, приводимым в движение главным сервомотором 12. Главный сервомотор управляет одновременно клапанами.
Золотники перемещаются сервомоторами промежуточного усиления с проточными золотниками, что позволяет произвольно размещать эти элементы по отношению к регулятору скорости, но одновременно снижается чувствительность золотников. Повысить чувствительность таких элементов можно двумя путями: либо уменьшением сил трения, либо увеличением перестановочной силы.
Необходимость повышения чувствительности золотников приводит к поиску иного способа передачи импульса к сервомоторам промежуточного усиления без применения проточных золотников.
Система регулирования угловой скорости не только поддерживает регулируемый параметр на заданном уровне, но и защищает агрегат от чрезмерного повышения угловой скорости при сбросе максимальной нагрузки.
Для повышения быстродействия регулирования в рассматриваемой схеме применен гидравлический дифференциатор, импульс от которого определяется скоростью перемещения золотника, а при сжимаемости масла — скоростью изменения давления масла под поршнем.
Чтобы исключить ложное срабатывание дифференциатора от случайных факторов, в золотник дифференциатора введены перекрыши. Это несколько снижает эффективность воздействия дифференциатора.
Части среднего и низкого давления турбины К-300-240 вырабатывают около 70% всей мощности агрегата. Поэтому при сбросе нагрузки важна скорость закрытия клапанов промперегрева. Но эти клапаны жестко связаны с клапанами ц. в. д. Поэтому ЛМЗ для повышения быстродействия регулирования воздействие дифференциатора направил на сервомоторы отсечных клапанов 10.
Преимущество такого метода повышения быстродействия регулирования заключается в том, что гидравлический дифференциатор органически встраивается в систему регулирования; недостаток — в косвенном измерении ускорения ротора и поэтому возможности ложных срабатываний дифференциатора, вызванных случайными перемещениями предыдущего звена.
Необходимо продолжать разработку других способов повышения быстродействия системы регулирования, например регуляторов по скорости и ускорению.
При резком повышении быстродействия системы регулирования особенно остро встает вопрос о возможных гидравлических ударах в маслопроводах регулирования.
Если «принять объем сервомотора Ус=10 л, время полного перемещения поршня =0,2 сек, площадь «поршня F=50-10~4 м2, то скорость движения масла в трубе при максимальной скорости движения поршня сервомотора.
Такого повышения давления не бывает потому, что модуль упругости масла, в котором имеется примесь воздуха, меньше 13,5  107 кгс/м2 и, кроме того, в конце движения поршня сервомотора выполняется демпфирование, «о тем «е менее повышение давления в трубах достигает такой значительной величины, что возможны их разрывы.
При повышении давления рабочей жидкости, вызванном ростом параметров пара и единичной мощности агрегата, разрыв трубы может привести к загоранию масла. Это тем более опасно, что высокое давление жидкости и сравнительно узкие трещины в местах разрыва способствуют настолько тонкому распылу, что загорание масла происходит и при более низкой температуре стенки, на которую попадет струя.
Итак, переход к высоким параметрам пара и крупным единичным мощностям резко увеличивает пожароопасность применения масла в системах регулирования.
Чтобы обеспечить необходимую скорость движения поршня сервомотора при сбросе нагрузки, требуется соответственно выбирать большую производительность масляного насоса. 8
В нормальных условиях эксплуатации в проточные линии системы регулирования и на покрытие утечек тратится около 15—18 л/сек масла. При сбросе нагрузки к этому расходу прибавляется дополнительно до 50 л/сек, т. е. подача масла в систему регулирования увеличивается примерно ©трое. Если рассчитать «насос на максимальную производительность, то тогда большую часть времени он будет работать с большой недогрузкой и соответственно перерасходом энергии. Чтобы увеличить производительность насоса переходных процессах без напрасной затраты энергии на установившихся режимах работы, в настоящее время все заводы используют центробежный масляный, который обладает способностью увеличения производительности при снижении сопротивления на выходе. Но для надежности работы центробежного масляного насоса необходимо создание подпора в его всасывающей камере. Это обеспечивается установкой инжектора «подпора. Дальнейшее снижение потери энергии «на маслоснабжение в «нормальных условиях эксплуатации достигается тем, что от того же главного насоса подается масло и в инжектор смазки. Чтобы «не снижать «подачу масла в подшипники в период действия системы регулирования (при сбросе нагрузки), слив из сервомотора 12 (см. рис. 1-1) «направляется в систему смазки.
В сопла инжекторов расходуется примерно 50 л/сек масла, и, следовательно, производительность насоса в «нормальных условиях эксплуатации составляет примерно 65—68 л/сек. При сбросе нагрузки и снижении давления на выходе из «насоса с 20 до 16 кгс/см2 расход масла в сопла инжекторов уменьшится до 50 Kl6/20«45 л/сек, а в импульсные линии и на покрытие утечек — до 13,5 л/сек. При этом производительность насоса должна возрасти на (50+13,5+45)—(15+50)1=43,5 л/сек или на 67%.
Если рассчитать насос на максимальную производительность, то в нормальных условиях он будет работать с подачей, равной 60% от номинальной. Расход энергии на привод насоса при нулевой производительности составляет примерно 45% от расчетной. Мощность, требующаяся для насоса, почти линейно зависит от производительности. Следовательно, в нормальных условиях эксплуатации насоса мощность будет минимальной.
Если бы насос в нормальных условиях эксплуатации работал с расчетной производительностью, то расход энергии по сравнению с рассчитанной составил бы (при том же к. п. д.) 0,6 от номинальной. Перерасход энергии в данном случае составляет 0,78/0,6=1,3, т. е. 30%..
Эти оценочные расчеты показывают, что для повышения быстродействия системы регулирования необходимо иметь мощный источник питания, производительность которого полезно использовалась бы в установке.
Защита турбины от чрезмерного повышения угловой скорости осуществляется в рассматриваемой схеме двумя пальцевыми предохранительными выключателями /, передающими импульс двум золотникам 7. Перемещение вниз каждого из этих золотников вызывает закрытие стопорного клапана 5 и отсечных клапанов 10 на линиях после промежуточного пароперегревателя. Две независимых линии (два предохранительных выключателя и два золотника) повышают надежность защиты, поскольку одновременное заедание обоих золотников 7 значительно менее вероятно. Но в то же время неподвижность всех элементов защиты в нормальных условиях эксплуатации делает эту систему не контролируемой и поэтому всегда есть некоторая неуверенность в том, что эта система сработает в момент аварии.
Дальнейшее повышение параметров пара и единичных мощностей турбин приводит к усугублению перечисленных выше затруднений.
Работы в направлении повышения надежности защиты необходимо продолжать.
Для обеспечения пожаробезопасности агрегата в регулировании турбин К-300-240 и больших мощностей применяют воду или негорючую жидкость. Применение воды не только снимает вопрос пожаробезопасности, но позволяет проще решить многие вопросы, которые с большим трудом решались в масляных системах регулирования.
Создание водяных систем было связано с одновременным усовершенствованием всех узлов регулирования.
Чтобы выявить возможности дальнейшего развития конструкций, ниже приводится более детальное рассмотрение работы всех элементов. Это позволит яснее оценить правильность принятых решений и побудит читателя продолжить поиски дальнейшего совершенствования гидравлических систем регулирования.


Яндекс.Метрика