/
Text
В. Н. ВЕЛЛЕР
АВТОМАТИЧЕСКОЕ
РЕГУЛИРОВАНИЕ
ПАРОВЫХ
ТУРБИН
ИЗДАНИЕ ВТОРОЕ,
ПЕРЕРАБОТАННОЕ И ДОПОЛНЕННОЕ
МОСКВА • ИЗДАТЕЛЬСТВО «ЭНЕРГИЯ»- 1977
6П2.23
В 27
УДК 621.165—53
30303-289
р __________—
051(01)-77
226-76
@ Издательство «Энергия», 1977 г.
ПРЕДИСЛОВИЕ
При создании книги были использованы многолетний
опыт внедрения новых систем регулирования и материа-
лы курса лекций, читавшихся автором в МВТУ
им. Н. Э. Баумана.
Одна из важнейших задач создания работоспособ-
ной системы регулирования — надежность ее элементов.
В свою очередь надежность зависит от совершенства
конструкции этих элементов. Поэтому в данной книге
сделана попытка изложить основные вопросы, определя-
ющие выбор конструктивных решений. Поиск этих реше-
ний требует внимательного изучения условий работы
каждого узла, ясного формулирования задач и требова-
ний, предъявляемых к работе данного элемента, и логи-
ческого построения конструкции, наиболее отвечающей
условиям ее работы. Соответственно этому и изложен
материал книги.
Методика изложения материала в книге необычна.
Выводы теоретических зависимостей и выбор конструк-
тивных форм даются в виде логического рассмотрения
условий решения задачи. Объясняется необходимость
всех математических преобразований и целесообразность
принятой формы полученных зависимостей. Такой метод
из .0’4/ Л i т хубже разобраться в материале и
в дальнейшем самостоятельно исследовать вновь возни-
кающие задачи.
В книге широко использованы опубликованные рабо-
ты научных сотрудников Всесоюзного теплотехнического
института им. Ф. Э. Дзержинского: А. В. Щегляева,
Г. А. Киракосянц, И. И. Гальперина, Б. П. Мурганова,
В. В. Лыско, А. П. Жарова, Д. М. Левина и др. Исполь-
зуются публикации работников турбинных заводов:
М. 3. Хейфеца, В. Е. Рожанского, А. В. Рабиновича и
многих других.
В книге критически рассмотрены некоторые системы
регулирования, применяемые на советских турбинных
заводах и описанные в опубликованных материалах.
6
ПРЕДИСЛОВИЕ
За время, прошедшее после выхода в свет первого изда-
ния книги, были освоены мощные турбины К-300-240
и созданы турбины еще большей мощности: К-500-240,
К-800-240 и турбины для атомных электростанций. В си-
стемах регулирования этих турбин использовано много
новых решений, но без достаточного опыта эксплуатации
нельзя было провести их детального рассмотрения. По-
этому автором использовались только апробированные
разработки, в частности в третьей части книги дано опи-
сание системы регулирования турбин К-300-240.
При подготовке ко второму изданию были существен-
но переработаны многие параграфы. Использовались но-
вые опубликованные работы заводов и ВТ И, на которые
в книге даются соответствующие ссылки.
В настоящее время невозможно рассматривать во-
просы регулирования турбин без учета их влияния на
экономические показатели агрегата и связей с энергети-
ческой системой.
В каждой энергетической системе необходимо иметь
вращающийся резерв. Думается, что в некоторых слу-
чаях недооценивается значительное увеличение среднего
расхода тепла на отпущенный киловатт-час из-за того,
что недогрузка мощных блоков для создания резерва
требует повышенной нагрузки менее экономичных агре-
гатов.
По отзывам читателей активный метод изложения
материала — рассмотрение логики получаемых реше-
ний — упрощает его понимание и использование в своих
работах. Это подтверждено и тем, что книга переведена
на японский язык и издана в Японии без каких-либо со-
кращений.
Автор выражает глубокую благодарность В. В. Лыс-
ко, взявшему на себя труд редактирования книги, и ре-
цензенту В. И. Крутову за ряд ценных указаний.
Автор
ВВЕДЕНИЕ
I Ipiinii Н.ПЫ11 выбор схемы регулирования и ее параметров имеет
и, । книг, практически определяющее значение. Этот выбор
। nut in «и шинельного учета требований, которые ставятся усло-
|>| । pei \iiip'в Н.НИ1 taiiiioro агрегата. Так как практически ни-
। । и, и и-пк н м< । i удовлетворить всем требованиям, не-
o' • । |мо ••• i‘(iiii'» ни..! '‘ini" отобрать главные и на их выполне-
нии м<р» loi ’nii' ihhiihh иннманпе при p.i работке системы
р« I . llipoil.illll
IL и, tn* pt । iiii"M\ правилу конструкторы считают, что любая
и । р* । in)' । .Шим не должна удовлетворительно функциони-
ри| «и \ "В । г наложения двух аварий, если только одна не
nt к i ’ll прямым r.ie ieuлк м другой. Практика подтвердила целе-
• ।i.i инн 11. ьакою положения. Иначе всегда можно придумать
ill" возможных ситуаций, что ни при каких условиях нельзя
• vi решить поставленной задачи
При проектировании системы регулирования необходимо со-
Алюда1ь условие, при котором всякий выход из строя узла или
пиши связи должен приводить к остановке агрегата или снижению
нагрузки па него. Если этому требованию не удовлетворяет работа
какого-либо элемента системы регулирования, то необходимо обес-
печить максимальную надежность этого элемента в любых усло-
гнях эксплуатации.
Наиболее полное решение поставленных задач с помощью вы-
бранной системы регулирования является безусловным, но не един-
ственным требованием, определяющим правильность принятого
решения. Не менее важным, а для выбора конструкции элементов
систем даже, пожалуй, основным требованием является макси-
мальная надежность. Недостаточная надежность какого-либо узла
в системе регулирования может практически сделать нецелесооб-
разным применение автоматического регулирования. Отказ в рабо-
те системы или ее ложное срабатывание могут привести к более
тяжелым последствиям, чем отсутствие регулирования, а уход за
ненадежными системами зачастую требует более квалифицирован-
ного персонала, чем обслуживание регулируемого агрегата
Для всякой силовой установки, казалось бы, автоматическое
регулирование должно приводить в соответствие производимую
8
ВВЕДЕНИЕ
и потребляемую мощность [Л. 62]. В действительности при такой
постановке задачи не выполняется требование о поддержании
определенного качества энергии. Для установок переменного
тока качество энергии определяется постоянством частоты тока и
его напряжения. Поэтому соответствие между потребляемой и про-
изводимой мощностью должно обеспечиваться при одновремен-
ном поддержании заданного уровня частоты и напряжения пере-
менного тока.
При переходе к мощным системам вопрос о регулировании ба-
ланса между потребляемой и генерируемой мощностью становится
затруднительным. Нет такой точки в системе, в которой можно бы-
ло бы измерять потребляемую мощность.
Единственный параметр (при условии независимого регулиро-
вания напряжения в сети), однозначно определяющий баланс по-
требления и производства энергии, — частота сети. Поэтому в кни-
ге, главным образом, рассматриваются задачи регулирования ча-
стоты вращения ротора турбины.
Любое изменение нагрузки системы обязательно вызывает из-
менение частоты сети. Поэтому только измерение и поддержание
этого параметра на неизменном уровне позволяют выбранным
способом не только поддерживать баланс энергий, но и сохранять
высокое качество переменного тока. С другой стороны, измерение
частоты может производиться в любой точке системы.
Непрерывное увеличение мощности энергетических объедине-
ний и соответственно медленные и малые ее колебания породили
идею системы бесконечной мощности. Казалось бы, для такой си-
стемы подключение или отключение любого потребителя не может
вызвать отклонения частоты и тогда теория автоматического управ-
ления энергетической системой теряет основополагающий пара-
метр и сохраняется только задача регулирования обмена мощности
между системами.
В действительности это не так. Неизмеримо возросшее число
потребляющих электроэнергию машин и установок приводит к то-
му, что невероятность одновременного включения единичных потре-
бителей вызывает постепенное увеличение или уменьшение нагруз-
ки энергетической системы и поэтому высокое быстродействие си-
стемы регулирования требуется только в аварийных ситуациях.
Но и в нормальных условиях эксплуатации устойчивое поддержа-
ние режима и частоты возможно только при хорошей работе
одновременно всех систем регулирования. При этом медленность
изменения нагрузки только упрощает задачу качественного ре-
гулирования.
В то же время в современных условиях экономически нецелесо-
образно все изменения частоты полностью воспринимать всеми
агрегатами энергетической системы. В последнем случае все агре-
гаты должны быть настолько недогруженными, чтобы у них сохра-
ВВЕДЕНИЕ
9
мялась способность воспринять дополнительную нагрузку пол-
ностью. Эта недогрузка должна выбираться с большим запасом
с учетом недостаточной приемистости блоков. Но недогрузка мощ-
ных блоков должна покрываться увеличением нагрузки менее эко-
номичных агрегатов, существующих во всех энергетических систе-
мах. Поэтому более целесообразно мощные агрегаты недогружать
лишь настолько, чтобы они воспринимали начальное отклонение
частоты. Одновременно на наименее экономичных электростанци-
ях следует устанавливать прецизионные регуляторы частоты, ко-
торые передавали бы регулируемым агрегатам соответственно уве-
личенную команду, что приведет к более быстрому изменению их
нагрузки и частота системы восстановится раньше, чем мощные
агрегаты воспримут все ее изменение. Станционный регулятор
частоты выполняет так называемое вторичное регулирование.
Соответственно этому изменяются условия работы систем ре-
гулирования.
В аварийных ситуациях необходимо значительно большее бы-
стродействие, чем это было раньше, поскольку системы регулиро-
вания выполняют функции не только поддержания частоты, но
одновременно и защиты. В то же время современные мощные паро-
вые турбины обладают малой инерционностью и большим запасом
энергии в промежуточных емкостях агрегата.
Используя современные методы регулирования, можно раз-
дельно удовлетворять требованиям нормальной эксплуатации и ава-
рийных ситуаций.
При переработке книги для второго издания сделана попытка
изложить вопросы в соответствии с новыми условиями с сохране-
нием методики изложения такой же, как и в первом издании.
Теория регулирования излагается на основании рассмотрения
работы простейших узлов и систем регулирования. Это упрощает
изложение, но не лишает его общности, достаточной для анализа
работы более сложных систем.
В первой части книги разбираются только общие вопросы ста-
тики и динамики регулирования. Пользуясь полученными вывода-
ми во второй части при рассмотрении конкретных конструкций,
проводится детальное исследование их статических и динамических
свойств. Тем самым на конкретных примерах показывается способ
использования и дальнейшего развития выводов, полученных в пер-
вой части.
В нормальных условиях эксплуатации работа регуляторов ско-
рости всех параллельно включенных агрегатов должна обеспечи-
вать статическую устойчивость системы. При наличии специальных
станционных регуляторов частоты изменяется роль турбинных ре-
гуляторов скорости и потому целесообразно по-новому оценить
требуемые значения статических степеней неравномерности и не-
чувствительности. Принятые во всем мире значения степени нерав-
2—730
10
ВВЕДЕНИЕ
номерности 4,5+0,5 % были в свое время установлены главным
образом исходя из условий безопасности агрегата. Расчеты и прак-
тика эксплуатации показали, что при инерционности агрегатов на
средние и докритические параметры пара при степени неравномер-
ности в 5% и настройке автомата безопасности на 10% при сбросе
полной нагрузки удается удержать частоту вращения на уровне
ниже 10%, что и обеспечивает безопасность работы агрегата. На-
личие специальной системы защиты не снимает требования об
обеспечении безопасного повышения угловой скорости только под
действием основной системы регулирования. Разрушения агрегата
при чрезмерном повышении частоты вращения настолько велики,
что только наличие двух совершенно независимых систем регули-
рования может обеспечить сохранность агрегата при аварийном
отключении генератора от сети.
Современные мощные турбоагрегаты обладают значительно
меньшей, чем раньше, инерционностью, а энергия пара, заключен-
ного в промежуточных емкостях, при сверхкритических парамет-
рах настолько увеличивает динамическое повышение угловой
скорости при сбросе нагрузки, что быстродействие системы регулиро-
вания оказывается недостаточным для удержания частоты враще-
ния при сбросах нагрузки на допустимом уровне. Приходится ис-
пользовать специальные дифференцирующие устройства или сиг-
налы по отключению генератора от сети. При системных авариях
необходимо передавать воздействие от системной автоматики на
регулирование турбины. Поскольку сервомоторы, перемещающие
регулирующие органы, обычно гидравлические, во все системы
регулирования турбин вводится электрогидравлический преобра-
зователь, преобразующий электрические импульсы в гидравличе-
ские. Появился термин «электрогидравлические системы регу-
лирования».
Разделение систем регулирования на классы по способу форми-
рования схем не может их полностью характеризовать. Правиль-
нее разделять системы регулирования по способу воздействия на
объект (пропорциональные, интегральные с дифференцирующими
звеньями, изодромные и т. п.) и сравнивать их по качеству и на-
дежности работы.
ЧАСТЬ ПЕРВАЯ
Основы теории регулирования
о*
При изучении систем регулирования паровых турбин не-
возможно детально разобраться во взаимодействии эле-
ментов без знания их специфических свойств и функци-
ональной направленности. С целью помочь читателю ра-
зобраться во всех вопросах в первой части приводится
краткое изложение теории регулирования. Используя
метод логического рассмотрения поставленной задачи,
вместо описания готовых решений, удается показать не
только существо того или иного вывода, но и причинную
связь перехода от одного положения до другого. Такой
подход учит читателя не запоминать предложенные фор-
мулы, а как бы заново самостоятельно их выводить на
основе логики решения поставленной задачи. При таком
способе изложения становится ясным, почему произво-
дится именно это преобразование формулы, а не иное.
Особое внимание обращено на методику изложения,
не преподнесение готовых истин, а логическое решение
поставленных задач, поэтому математические выкладки
являются как бы иллюстрацией рассуждений. Одновре-
менно в выводах приводится обоснование выбора того
или иного математического преобразования, что также
способствует выработке самостоятельного решения
задач.
В реальных условиях происходит непрерывное изме-
нение нагрузки энергетической системы. Соответственно
этому изменяется регулируемый параметр — угловая
скорость и как следствие непрерывно автоматическая си-
стема регулирования стремится вернуть параметр к за-
данному значению, воздействуя на производительность
агрегата. Таким образом, процесс регулирования пред-
ставляет собой непрерывную последовательность перехо-
дов системы регулирования от одного установившегося
состояния к другому, причем сами установившиеся со-
стояния являются в достаточной мере условными.
Но для удобства рассмотрения вопросов регулирова-
ния теория делится на две части: статика и динамика.
СТАТИКА
1-1. РЕГУЛИРОВАНИЕ УГЛОВОЙ СКОРОСТИ
Начиная рассмотрение вопросов регулирования с задачи поддер-
жания угловой скорости агрегата на заданном уровне, хочется под-
черкнуть, что получаемые выводы действительны для систем регу-
лирования любых других параметров. Выбор именно этого пара-
метра в качестве первого не случаен Исторически одной из первых
задач является регулирование угловой скорости машины. До
последнего времени эта задача для энергетических машин являет-
ся основной.
При создании системы регулирования ставится задача: поддер-
живать заданный уровень угловой скорости при любой нагрузке
агрегата. При этом мы будем считать, что параметры рабочего те-
ла, в частности пара, остаются всегда неизменными и величины
внешней нагрузки и парового момента не зависят от угловой ско-
рости агрегата. В последующем мы будем учитывать и эти факто-
ры, но для простоты выводов статических соотношений выдвину-
тые допущения не вносят такой погрешности, которая изменяла бы
существо полученных решений.
Статикой принято называть тот раздел теории регулирования,
в котором исследуются закономерности, определяемые равновес-
ным состоянием всей системы регулирования (включая и объект
регулирования). Нет ускорений, вызванных нарушением равнове-
сия сил в системе регулирования, обусловленных внешним или
внутренним воздействием на ее элементы.
В процессе перехода из одного статического положения в другое
максимальное отклонение угловой скорости может достигнуть не-
допустимого с точки зрения прочности агрегата значения.
Поэтому следует поставить условие, чтобы в процессе регули-
рования угловая скорость оставалась меньше заранее установлен-
ного предела.
Первая задача относится к области статики, вторая — динамики.
Чтобы определить возможные способы решения поставленных
задач, рассмотрим уравнение моментов всех сил, действующих на
паровую турбину.
Момент паровых усилий Л4П уравновешивается моментом сил
внешних по отношению к турбине (внешняя нагрузка) Мэ и момен-
РЕГУЛЯТОР СКОРОСТИ
13
1<»м внутренних сил сопротивления Мт. Уравнение равновесия мо-
ментов можно написать в виде
Ма = 7ИЭ + 2ИТ. (1-1)
При изменении внешней нагрузки или моментов других сил,
входящих в равенство (1-1), уравнение равновесия моментов на-
рушается. Равенство моментов можно сохранить и в этом случае,
юбавляя к нему (по закону Даламбера) момент сил инерции вра-
щающегося ротора, т. е. можно написать:
МП = А1Э + Л1т± J— . (1-2)
dt
Все соотношения статики, которые мы будем получать в этом
разделе, подразумевают обязательное соблюдение равенства (1-1).
Второе уравнение характеризует собой переходный процесс. Как
видно по уравнению (1-2), нарушение равновесия моментов Л1п,
W(J и Л4Т приводит к обязательному изменению угловой скорости.
Задача регулирования сводится к такому воздействию на агре-
гаг, при котором восстанавливалось бы равновесие действующих
моментов и заданное значение угловой скорости.
1-2. РЕГУЛЯТОР СКОРОСТИ
11режде всего выясним вопрос о выборе импульса, воздействие ко-
торого на систему регулирования вызвало бы необходимое действие
последней. На первый взгляд наиболее очевидным импульсом сле-
дует выбрать угловое ускорение. Значение этого импульса daldt
< пределяет изменение угловой скорости, которое прекратится тог-
да и только тогда, когда ускорение станет равным нулю. Ускоре-
ние ротора прямо пропорционально нарушению равновесия момен-
тов, и поэтому степень воздействия такого импульса будет пропор-
циональна возмущению. Ускорение появляется мгновенно, как
только произойдет нарушение, что обеспечивает отсутствие запаз-
дывания в передаче импульса системе регулирования. Но этот
импульс не определяет значения угловой скорости, а поставлена за-
дача поддерживать угловую скорость на заданном уровне. Равен-
ство (1-1) может соблюдаться при любом значении угловой ско-
рости, и поэтому его восстановление не гарантирует восстановле-
ние заданного значения со.
Следовательно, в качестве импульса необходимо использовать
непосредственно отклонение со от заданного значения соо.
Решение поставленной задачи можно охарактеризовать равен-
ством
Дсп — о) — соо — 0.
14
СТАТИКА
Как было показано выше, отклонение угловой скорости от за-
данного значения происходит вследствие нарушения равновесия
моментов сил, действующих на ротор агрегата. Поэтому система
регулирования должна так воздействовать на величину одного из
моментов, чтобы равенство (1-1) восстановилось при условии со =
= соо, т. е. Дсо->0. Как же связать сумму моментов с величиной со?
Обратим внимание на то, что со является интегралом от rfco. Интег-
рируя уравнение (1-2), можно установить связь между со и S7M. Для
упрощения написания уравнения (1-2) введем обозначение:
ДЛ4 = МП — Мэ — М,= J— , (1-3)
dt
где Д7И— конечная разность моментов сил, действующих на ротор
агрегата.
Уравнение (1-3) можно представить в виде
hMdt^Jdu. (1-4)
Интегрируя почленно обе части равенства (1-4) в пределах от
to — начального момента времени до выбранного получаем:
ti <01 <01
f ДТП dt = J d(o — J dco = J (cdjl — соо), (1 -5)
io <Д.
где ст —угловая скорость агрегата в момент времени t\.
Как видно из уравнения (1-5), импульс Дсо пропорционален ин-
тегралу от разности моментов. В первый момент времени, как толь-
ко появилась разность моментов ДЛ4, величина Д(о = 0. В этом ко-
ренное различие импульсов по ускорению и скорости. Значение пер-
вого импульса, пропорциональное нарушению установившегося ре-
жима, появляется мгновенно, как только это нарушение произошло,
значение второго импульса нарастает с течением времени, а в пер-
вый момент равно нулю. Но первый импульс появляется вне зави-
симости от уровня угловой скорости, а второй — пропорционален
изменению угловой скорости по отношению к заданному значению.
Проведя анализ поведения агрегата в переходном режиме, мы
выбрали импульс, на который должен реагировать регулятор,
предназначенный для автоматического поддержания угловой ско-
рости паровой турбины на заданном уровне.
Теперь выясним вопрос, на что должен воздействовать регуля-
тор, чтобы выполнить поставленную задачу.
Рассматривая уравнение (1-2) или (1-3), можно заметить, что
восстановление установившегося режима при соответствующем из-
менении угловой скорости возможно только при воздействии на
значение одного из трех моментов: 7ИТ, Л4Э или Л4П. Следует отме-
тить, что в практике регуляторостроения различных областей тех-
ники используются все три способа. Так, например, в радиолах ре-
РЕГУЛЯТОР СКОРОСТИ
15
улирование частоты вращения диска осуществляется изменением
илы вредного трения, вводимого специально для целей регулиро-
Для регулирования частоты вращения ротора паровой тур-
ншы такой способ, безусловно, не подходит, так как при его ис-
юльзовании затрачиваемая мощность сохраняется полной при лю-
»<iM уменьшении электрической нагрузки.
Потребитель электрической мощности турбогенератора распо-
Ю/кен от него так далеко, что не представляется возможным воз-
(сйствовать на него с целью изменения потребляемой мощности,
щ это было бы и принципиально неправильно, так как электриче-
кий агрегат вмешивался бы в технологию производства, потреб-
1ЯЮЩСГ0 электроэнергию. Однако во всех энергосистемах приме-
1ястся и этот способ воздействия, но только в аварийных режимах.
1з многих электростанциях устанавливаются автоматы разгруз-
<и по частоте, которые отключают поочередно потребителей, по ме-
)v понижения частоты (или, иначе, угловой скорости агрегата).
')тим уменьшается нагрузка агрегата, т. е. 2ИЭ, и восстанавливается
равенство (1-1). Но и этот способ не может быть выбран в качестве
юстояппо действующего, хотя бы уже потому, что невозможно ре-
гулировать нагрузку потребителя непрерывно. Можно только от-
<лючать линии, достаточно нагруженные, т. е. нагрузку изменять
юлыиими порциями. Подключать же потребителя при повыше-
шп угловой скорости недопустимо по условиям безопасности
|роизводства.
Таким образом, для паровых турбин, приводящих в действие
гурбогенераторы, остается один способ регулирования — воздей-
•гвие на паровой момент. Этот способ по существу единственный
। для всех паровых турбин, являющихся приводом других агрега-
юв, поскольку изменение нагрузки всегда соответствует изменению
ютребности технологического производства, питаемого энергией от
тайного агрегата. Энергетическая машина должна удотвлетворять
гребованиям производства, а не видоизменять их в соответствии
: изменением режима своей работы.
В результате проведенных исследований приходим к выводу:
для осуществления регулирования угловой скорости агрегата не-
обходимо создать такую систему, которая отзывалась бы на вся-
кое отклонение со от заданного значения и воздействовала бы на
паровой момент турбины.
Первая задача — разработка конструкции регулятора, который
реагировал бы на изменение угловой скорости. Будем искать реше-
ние в виде механического регулятора скорости. По-видимому, ре-
гулятор должен быть выполнен в виде вращающегося механизма
потому, что в этом случае его проще всего будет связать с вращаю-
щимся валом агрегата, от которого должен быть получен импульс.
Во вращательном движении на тело действуют три силы, пропор-
циональные центростремительному со2г, тангенциальному da/dtr
16
СТАТИКА
и поворотному 2со1/0т ускорениям, где и01! — относительная ско-
рость, г — радиус центра масс.
Наиболее подходящей для наших целей является центробеж-
ная сила, поскольку она пропорциональна только угловой скорости
и при этом зависит от со во второй степени.
Чтобы выбранная сила передавала действие последующим эле-
ментам системы регулирования, необходимо, чтобы связь, противо-
действующая этой силе, была упругой (податливой), способной
преобразовать изменение силы в изменение положения какого-
Рис. 1-1. Действие сил на вращающееся тело в плоскости.
Рис. 1-2. Схема регулятора с симметричным расположением i рузов.
либо элемента, который в свою очередь передает эту команду
дальше по системе регулирования. Другие связи вращающегося
тела, воспринимающие силы, пропорциональные другим ускорени-
ям, должны быть жесткими. Другими словами, их деформации не
должны влиять на величину импульса, передаваемого по цепи ре*
гулирования.
Тело под действием центробежной силы должно перемещаться
в направлении ее действия, радиальном для преобразования изме-
нения силы в изменение положения. Силы, пропорциональные двум
другим ускорениям, должны восприниматься жесткими, но не пре-
пятствующими основному движению опорами. В этих опорах воз-
никают силы трения, создающие противодействие центробежной
силе и, следовательно, препятствующие действию регулятора. Эти
силы являются вредными, и необходимо стремиться к их макси-
мальному уменьшению.
Чтобы избавиться от поворотного ускорения, достаточно выпол-
нить регулятор так, чтобы вращающееся тело перемещалось всегда
в одной плоскости.
На рис. 1-1 приведено схематическое изображение механизма,
отвечающего поставленным требованиям. Тело 1 вращается вокруг
оси О. Возникающая центробежная сила уравновешивается пружи-
регулятор СКОРОСТИ
17
ной 2, позволяющей телу перемещаться в радиальном направле-
нии. Тангенциальные силы воспринимаются жесткими опорами 3.
Для уменьшения трения тангенциальная сила передается опоре
через ролики 4 на шариковых подшипниках. Более совершенным
будет механизм при симметричном действии сил. Тогда не появится
изгибающих усилий на оси вращения и не будет дополнительного
износа в подшипниках этой оси. На рис. 1-2 изображена система
с симметричным расположением вращающихся тел, обычно назы-
ваемых грузами регулятора. Движение грузов 1 следует передать
системе регулирования. Для этого вращательное движение необ-
ходимо преобразовать в поступательное, которое проще передать
последующему элементу. На рис. 1-3 изображен регулятор в проек-
ции на плоскость расположения оси вращения, в котором наиболее
простым способом выполнено такое преобразование. Нижние опо-
ры воспринимают массу грузов, верхние — предохраняют их от
вибрации.
Регулятор создан. Он реагирует на изменение угловой скорости,
преобразует это изменение в перемещение детали (рис. 1-3),
называемой муфтой регулятора, и передает преобразованное дви-
жение следующим элементам системы. Конечно, полученная кон-
струкция не единственная и вовсе не наилучшая из всех. Но на ее
примере наглядно видно, как на основе логического исследования
условий работы такого регулятора может быть создан работоспо-
собный механизм.
Уравнение равновесия сил, действующих в таком регуляторе,
можно написать в виде
m(a2r = cy, (1-6)
где т — масса одного груза; со — угловая скорость регулятора;
г — радиус вращения центра груза; у — натяжение пружины; с —
жесткость пружины.
Изменение угловой скорости вызывает соответствующее изме-
нение натяжения пружины. Для нового положения равновесия
уравнение можно переписать в конечных приращениях
т(со 4 Дсо)2 (г + Дг) = с (у + Дс/). (1-7)
Отбрасывая величины Дсо2 и ДсоДг как малые величины второго
порядка, получаем:
тсо2 г 4 2т(дг Дсо + тсо2 кг = су + ску. (1 -8)
Вычитая из полученного равенства (1-8) первоначальное (1-6),
будем иметь:
2тсогДсо 4 тсо2 кг — ску< (1-9)
18
СТАТИКА
В данном конкретном случае Дг = Ду. Поэтому можно написать:
2mcor Дсо = (с — тех?') \у. (1-10)
Все члены коэффициента правой части уравнения (1-10) всегда
положительны, следовательно, этот коэффициент может быть по-
ложительным, отрицательным и равным нулю.
При положительном значении коэффициента (с—тсо2) любому
отклонению Дсо будет соответствовать пропорциональное отклоне-
ние Ду по величине и одинаковое по знаку. В таком регуляторе
Рис. 1-3. Регулятор скорости полностью удовлетворяющий постав-
ленным требованиям.
величина Дсо однозначно преобразуется в Ду, что и важно для дат-
чика угловой скорости, который должен измерить угловую ско-
рость, преобразовать ее в перемещение муфты регулятора (Ду)
и передать преобразованный импульс последующим элементам си-
стемы регулирования.
Если коэффициент с—тсо2 = 0, то вполне определенному значе-
нию Дсо будет соответствовать любое отклонение муфты регулятора
Ду от равновесного положения. При отрицательном значении коэф:
фициента, т. е. при c<moj2, величина Ду должна иметь противопо-
ложный знак Дсо. Смысл всех этих соотношений особенно хорошо
виден из диаграмм, характеризующих соотношение сил сДу и
пи^ку и со = const.
На рис. 1-4 изображены три возможных случая соотношения
приращения силы упругости пружины и составляющей приращения
центробежной силы, пропорциональной изменению радиуса.
В первом случае, когда с>тсо2, всякое случайное откло-
нение груза от положения равновесия (при Дсо = 0) приведет
к тому, что большая сила пружины возвратит груз в исходное поло-
жение Дг = 0. При втором соотношении с = тсо2 любое случайное
изменение Дг и соответственно Ду сохранит это новое положение
груза, так как правая часть уравнения (1-Ю) будет равна 0 при
любом значении Ду. В третьем случае, когда с<тсо2, случайное
ПРЯМОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ
19
отклонение груза в сторону увеличения приведет к тому, что прира-
щение центробежной силы тсо2Дг окажется больше приращения
силы пружины (сАу) и поэтому груз будет продолжать свое движе-
ние в сторону увеличения радиуса, пока не достигнет механиче-
ского упора.
Регулятор первого типа называется статически устойчивым,
второго — астатическим, третьего — статически неустойчивым.
Соответственно этому будет различной область применения каж-
дого из регуляторов, кроме астатического.
Рис. 1-4. График изменения центробежной силы и силы пружины
при изменении Дсо и со = const.
Подробнее исследование работы различных регуляторов будет
дано ниже. Пока мы остановимся только на том, что для наших
целей подходящим может быть только регулятор первого ти-
па, в котором при случайных отклонениях грузов от положения
равновесия они всегда возвращаются в положение равновесия,
т. е. в данном случае положения равновесия грузов при всех
установившихся значениях со сохраняются устойчиво.
1-3. ПРЯМОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ
/
Регулятор скорости, воспринимая изменение со, должен воздейство-
вать на паровую турбину так, чтобы изменением Мп восстановить
заданное значение угловой скорости соо. Для выяснения способов
изменения Мп рассмотрим процесс расширения пара в паровой
турбине, изобразив его в i, s-диаграмме (рис. 1-5). Точка 1 харак-
теризует состояние пара перед турбиной, точка 2 — состояние
пара на выходе из турбины при условии изоэнтропийного про-
цесса расширения пара без потерь, точка 8 — то же состояние
с учетом потерь.
Предположим, что все количество пара, поступающее в турби-
ну, проходит через один клапан.
20
СТАТИКА.
При этом
G = aF
9 k Р®
k-i vQ
Р1
2_
k
Р1
(Ы1)
PQ
где G— секундный массовый расход пара; а — опытный коэффи-
циент расхода; F — площадь проходного сечения паровпускного
органа; р0, — давление и удельный объем пара перед проходным
Рис. 1-5. Процесс расширения пара в турбине на I, s-диаграмме.
k
^0
сечением; щ — то же за сечением; k — показатель адиабаты
для пара.
Если прикрыть клапан и тем уменьшить сечение F, то соответ-
ственно уменьшится пропуск пара через турбину. Но все сечения,
через которые проходит пар в турбине после клапана, остаются не-
ПРЯМОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ
21
II (менными. Примем с некоторым допущением, что поток пара
через турбину подчиняется тому же закону, определяемому уравне-
нием (1-11) в несколько ином виде:
G = aF±
где F} — условное сечение, определяющее сопротивление всей тур-
бины; pi, Vi — параметры пара за клапаном; р2, v2 — то же, за тур-
бппой.
Тогда при уменьшении расхода пара через турбину и неизмен-
ности Fi и р2 должно изменяться давление пара за клапаном. Пар,
проходя через клапан, расширяется до давления р} и удельного
объема Vi. При этом тепловая энергия преобразуется в кине-
тическую и, следовательно, скорость пара за клапаном
с учетом потерь будет пропорциональна корню квадратному из
перепада hi (между точками 1 и 7). Но эта кинетическая энергия
не преобразуется в механическую, поскольку за клапаном
неподвижные сопла, а практически вся теряется на трение и удар
и вновь преобразуется в тепло. Если считать, что нет потерь в окру-
жающую среду, то в соответствии с законом сохранения энергии
теплосодержание пара за клапаном будет таким же, как и до кла-
пана, но только при давлении рх. Это состояние пара характеризу-
ется на i, s-диаграмме точкой 4.
При расширении пара (с учетом потерь в турбине) до давления
р2 конец процесса будет характеризоваться точкой 6 (рис. 1-5).
Коэффициент полезного действия турбины при полностью от-
крытом клапане
/Л
'Пог = ~ •
^0
То же при прикрытом клапане
'Пог = ~ •
"О
Но даже при идеальном процессе в турбине ее
крытом клапане
HQi
Коэффициент этот назван А. В. Щегляевым
дросселирования.
Итак, при прикрытии регулирующего клапана
за клапаном сохраняется постоянной и прямой потери тепла нет.
Но при расширении пара от давления pi до р2 уменьшается количе-
к. п. д. при при-
коэффициентом
энтальпия пара
22
СТАТИКА
ство вырабатываемой энергии в турбине, что и определяет потерю
от дросселирования.
При уменьшении сечения F, но при сохранении номинальных
параметров пара перед соплами р0 и /0 расход пара уменьшался бы
без снижения к. п. д. турбины. Таким образом, потери от дроссели-
рования определяются не уменьшением сечения в клапане, а сниже-
нием работоспособности пара за клапаном. Если клапан турбины
оставлять всегда открытым полностью, а давление пара перед пер-
вым рядом сопл уменьшать котлом, т. е. давление за котлом умень-
шать с ро до pi, то эффект в турбине получится почти таким же, как
если бы уменьшалось открытие клапана. Различие заключается
только в том, что, поддерживая /0 неизменным (точка 8 на рис. 1-5),.
можно несколько увеличить располагаемое теплопадение с /701
до Я02.
Подобный способ регулирования мощности турбины начинает
широко применяться в последнее время на турбинах сверхкрити-
ческого давления пара.
Выгодность такого режима определяется главным образом тем,
что при регулировании питательного насоса изменением его угло-
вой скорости для понижения давления в тракте котла уменьшается
мощность на подачу воды в котел.
Первый способ регулирования турбины — когда весь пар про-
ходит через один клапан и изменение его расхода определяется
степенью открытия клапана — называется качественным, по-
скольку изменяется качество — работоспособность пара. Второй
способ — когда перед всеми соплами первого ряда поддерживают-
ся номинальные параметры пара, а его количество изменяется
путем изменения числа открытых сопл — называется количест-
венным. В чистом виде количественное регулирование обычно
не применяется. Расход пара через группу сопл управляется одним
клапаном. В практике советского турбостроения первый ряд сопл
разбивается на четыре группы.
Наконец, третий способ—когда давление пара перед соплами
изменяется котлом — называется регулированием скользящи-
ми параметрами пара. Для простоты мы выберем регулиро-
вание, в котором изменяется р\ путем изменения F\ (площади про-
ходного сечения клапана).
Конструкция регулирующего органа может быть трех типов:
клапанная, золотниковая и крановая. Выбор того или иного типа
будет разобран ниже. Примем для первого рассмотрения клапан-
ную конструкцию регулирующего органа. При перемещении кла-
пана 1 (рис. 1-6) изменяется его проходное сечение и тем опреде-
ляется изменение расхода пара G. Наиболее простой способ связи
движения муфты регулятора 2 с клапаном 1 — непосредственная
передача движения, в общем случае с помощью жесткого рычага 3.
Повышение угловой скорости турбины вызывается таким рассогла-
ПРЯМОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ
23
сованием действующих на него моментов [см. уравнение (1-3)],
когда внешняя нагрузка (Л4Э) меньше парового момента (Л4П)
агрегата.
Так как регулятор воздействует на паровой момент, то
1ля восстановления значения со следует уменьшить расход пара.
Повышение со вызывает подъем муфты регулятора 2 (рис. 1-6), что
должно привести к опусканию клапана /. Этому требованию удов-
летворяет схема, изображенная на рис. 1-6. Подобная схема
регулирования в виде поплавкового регулятора уровня была вы-
Рис. 1-6. Прямое регулирование — регулятор непосредственно с по-
мощью механической связи перемещает регулирующий орган
полнена И. И. Ползуновым
в 1774 г. сконструировал
Построим зависимость
в 1765 г. Независимо от него Уатт
центробежный регулятор скорости.
Дг- /(Дх),
(1-12)
считая перемещение внерх положительным. Здесь х — координата
муфты регулятора, z— координата клапана. Каждому значению
\х соответствует вполне определенное значение Дг. Необходимо
отметить, что определенное соотношение можно установить только
между конечными приращениями х и z. Начало отсчета каждой из
переменных может быть выбрано произвольным.
Перемещение муфты (рис. 1-3) регулятора скорости однознач-
но определяется перемещением грузов. Их перемещения связаны
рычагом. Если эти перемещения малы, то можно составить линей-
ную зависимость, которая в данном случае устанавливает соотно-
шение только между конечными приращениями величин Дх и Дг/:
kx=kl\y, поскольку у из-за неодинакового начального натяжения
пружины может существенно отличаться даже для одной и той же
конструкции регулятора.
24
СТАТИКА
Подставляя в предыдущее равенство значение \у из (1-10), по-
лучаем:
2mcor Дсо = с-—Дх. (1-13)
Зависимость (1-13) устанавливает вполне определенную связь
между Дх и Дсо, т. е.
Дх = (Дсо). (1-14)
Полученная функция показывает, как Дх зависит от Дсо, но
нельзя сказать по этому равенству, как Дсо зависит от Дх. Дейст-
вительно, если мы любым произвольным образом изменим угловую
скорость регулятора, перемещение муфты будет всегда определять-
ся уравнением (1-14). Но если мы произвольно переместим муфту
регулятора (без воздействия на клапан), то это никак не отразится
на скорости вращения.
Такая особенность зависимости в системах регулирования не
случайна. Оказывается практически все связи в системах автома-
тического регулирования носят односторонний, направленный или,
как принято говорить, детекторный характер.
Пользуясь линейной зависимостью (1-14), можно заменить ор-
динаты в графике на рис. 1-7 — вместо Дх ввести переменную Дсо.
Перемещение клапана 1 (см. рис. 1-6) приводит к изменению
расхода пара в турбину. В практике турбостроения стремятся раз-
личными способами добиться линейной зависимости
ДО = /(Дг). (1-15)
(Кстати, и в этом случае любое случайное перемещение клапана
вызовет вполне определенное изменение расхода пара, но случай-
ное — из-за изменения параметров — изменение расхода не может
непосредственно повлиять на положение клапана.)
Используя уравнение (1-15), можно абсциссы на графике
рис. 1-7 заменить другой переменной ДО или, что практически
то же, ДЛ4. (Для конденсационных турбин это точно, а для турбин
с противодавлением — приближенно.)
После замены переменных мы установили связь
Д7И = /(Д(о). (1-16)
Полученная зависимость охватывает всю цепочку регулирова-
ния и поэтому называется статической характеристикой
системы регулирования. Эта зависимость может быть по-
лучена графически по методу, предложенному проф. А. В. Щегляе-
вым. На рис. 1-8 приведена комплексная диаграмма зависимостей.
ПРЯМОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ
25
В левом верхнем квадранте дан график зависимости (1-14); в ле-
вом нижнем—(1-12); в правом нижнем—(1-15) и, наконец, в
правом верхнем — графическая сумма всех зависимостей (1-16).
I акое сложение правомочно при любой форме составляющих за-
висимостей.
Анализируя полученную статическую характеристику (рис. 1-8),
замечаем, что разные значения парового момента АЛ4П соответст-
венно действию системы регулирования определяются разными
шачениями угловой скорости, т. е. частота вращения регуля-
рно 1-7. График зависимостей Дг=/(Дх) и ДМ=/(со).
Рис. 1-8. Совмещенная четырехквадрантная диаграмма регулирования
юра (а при жесткой связи вала регулятора с валом турбины-
угловая скорость ротора) не сохраняется постоянной при всех
нагрузках и поэтому созданная система регулирования не пол-
ностью удовлетворяет поставленной задаче. Частота вращения
ротора агрегата неравномерна. Величина неравномерности —
\сомакс. По значению неравномерности трудно судить о качестве
регулирования, о степени приближения полученного решения к за-
данному.
Предположим, А(оМакс=10 с-1. При заданной частоте вра-
щения соо = 20 с-1. Такое колебание угловой скорости слишком ве-
лико. Если же соо = 314 с-1, то выбранная неравномерность вполне
допустима.
Следовательно, более наглядна оценка допущенной неточ-
ности в поддержании заданного значения угловой скорости по
отношению неравномерности Асомакс к <о0- Это отношение называ-
ется степенью неравномерности и обычно обозначается
§ —. Аймаке (1-17)
«о
26
СТАТИКА
1-4. ВЛИЯНИЕ НЕЧУВСТВИТЕЛЬНОСТИ В СИСТЕМЕ
РЕГУЛИРОВАНИЯ
Мы написали уравнение равновесия сил, действующих в центро-
бежном регуляторе без учета сил трения [см. уравнение (1-13)].
В действительности силы трения влияют на работу регулирования
и их следует учесть при составлении уравнения регулятора. Суще-
ственная особенность этих сил в том, что знак их действия зависит
от направления скорости движения и всегда ей противоположен.
Рассматривая систему регулирования, изображенную на
рис. 1-6, можем установить, что силы, действующие в регуляторе
скорости 2, должны преодолевать силы трения во всех звеньях си-
стемы: в механизме самого регулятора, передаточном механизме
и клапане. Следует особо подчеркнуть, что паровые усилия на кла-
пан также преодолеваются регулятором, но знак этих усилий
не зависит от направления скорости движения и поэтому они
как бы алгебраически складываются с усилием пружины, а не
с силами трения.
Уравнение равновесия сил в регуляторе скорости с учетом сил
трения может быть написано в виде
2тсогДсо = iAx ±Т. (1-18)
Здесь i=c—mo2/A; при малых отклонениях cd, i может быть приня-
то постоянным; Т — сила трения всех элементов системы, приве-
денная к муфте регулятора.
Приведение сил трения к муфте регулятора можно произвести
на основании теоремы о равенстве на элементарном пути суммы
работ всех сил, приложенных к данному механизму, работе равно-
действующей этих сил. Так как муфта регулятора при своем дви-
жении преодолевает силы трения Т\, Т2 и т. д. всех тех звеньев, ко-
торые ею перемещаются, то, следовательно, равнодействующая
этих сил приложена к муфте регулятора. Переместим муфту регу-
лятора на величину Дх, тогда каждый из узлов системы соответст-
венно переместится на Дхь Дх2 и т. д. (в общем случае) и на основа-
нии приведенной теоремы можно написать:
Ткх = Дхх + Т2 Дх2 + Т3 Дх3 +...
Деля все уравнение на Дх, получаем:
гр__Ах* р j Ах2 р । Ахз р д
Ах 1 Ах 2 ’ Ах
где Дх1/Дх, Дх2/Дх, Дх3/Дх... — коэффициенты приведения или пе-
редаточные числа.
Попробуем проследить действие регулятора скорости при изме-
нении внешней нагрузки при условии действия сил трения.
ВЛИЯНИЕ НЕЧУВСТВИТЕЛЬНОСТИ РЕГУЛИРОВАНИЯ
27
Предположим, что угловая скорость ротора и соответственно
регулятора повышается, начиная с положения Дх = Дх0- Перед на-
чалом движения муфта регулятора была неподвижна (в поступа-
тельном движении) и силы трения равнялись нулю Действитель-
ным было равенство (1-13)
2тсогДсоо = iAxQ
Индекс 0 обозначает начальное положение регулятора
Рис. 1-9. Влияние нечувствительности на работу регулятора.
Чтобы началось движение муфты регулятора, необходимо, что-
бы приращение центробежной силы было больше приращения силы
пружины на величину силы трения. Движение начнется только
после того, как наступит равенство
2т<ог(Дсо0 + Дсо) = *Дх0+ (1-19)
При дальнейшем повышении угловой скорости регулятора муф-
та регулятора будет перемещаться вверх. Если Т — величина по-
стоянная, то график зависимости Дх=^(Дсо) будет расположен
эквидистантно тому, который был бы при отсутствии сил трения
(линия 1 на рис. 1-9).
Предположим далее, что при достижении положения муфты
Д%1 повышение скорости вращения прекратится, а затем угловая
скорость будет уменьшаться. Линейная скорость движения муфты
изменит знак. Соответственно изменит знак и сила трения. При
движении в обратную сторону сила пружины должна преодолеть
центробежную силу плюс силу трения и поэтому уравнение (1-19)
примет вид:
2m Дг (Д(ох — 2 Дсо) = i Д^ — Т. (1-20)
28
СТАТИКА
Но переход от одной зависимости к другой пройдет через поло-
жение равновесия в виде
2т(0Г(А(01 — Асо) = i^xlt
Поэтому, прежде чем начнется движение муфты регулятора
вниз, угловая скорость должна уменьшиться на Асо до положения
равновесия и еще на Асо, чтобы сила пружины могла преодолеть
центробежную силу плюс силу трения.
И только после того, как наступит равенство (1-20), при даль-
нейшем уменьшении частоты вращения регулятора его муфта на-
чнет перемещаться вниз. Когда муфта регулятора достигнет своего
начального положения, равновесие сил будет таким:
2mo)r (Асоо — Асо) = i Ах0 — Т. (1-21)
Вычитая из уравнения (1-19) уравнение (1-21), получаем соот-
ношение, определяющее отклонение характеристики движения муф-
ты регулятора от той, которая была бы без наличия сил трения
2/исогАсо = Т. (1-22)
Умножая и деля левую часть уравнения на соо и имея в виду,
что при малых отклонениях угловой скорости со^соо, получаем:
т<о2г2Л"=Т. (1-23)
(00
Величина гпа^г называется поддерживающей силой ре-
гулятора и обозначается буквой Р. Отношение 2Асо/соо харак-
теризует собой зону нечувствительности регулятора (заштрихован-
ная область на рис. 1-9) и называется степенью нечувстви-
тельности. Обычно степень нечувствительности обозначается е.
Вводя принятые обозначения, получаем:
е = у- (1-24>
Степень нечувствительности прямого регулирования пропорцио-
нальна приведенной силе трения и обратно пропорциональна под-
держивающей силе регулятора.
1-5. НЕПРЯМОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ
По мере развития турбостроения силы трения в системе регулиро-
вания, силы сопротивления и паровые усилия в регулирующих
органах настолько возросли, что оказалось практически невозмож-
ным использование систем прямого регулирования. Потребовалось
введение в систему регулирования вспомогательных двигателей,
НЕПРЯМОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ
29
I помощью которых относительно небольшие регуляторы могли бы
перемещать громоздкие регулирующие органы. Казалось бы, са-
мым естественным решением поставленной задачи было бы исполь-
зование для этих целей паровой машины, конструкция которой до-
стигла значительного совершенства к моменту сооружения турбин
относительно большой мощности. По этому пути пошла фирма
Парсонс, а за нею и фирма ВВС (последняя работала по лицен-
зиям Парсонса). Были созданы турбины, в которых муфта регуля-
тора перемещала относительно легкий золотник (рис. 1-10) паро-
Рис. 1-10. Система регулирования с паровым сервомотором (из кни-
ги Радцига).
вой поршневой машины, которая в свою очередь перемещала ре-
гулирующие клапаны турбины. Опыт эксплуатации этих турбин
показал, что из-за сжимаемости пара система совершала самопро-
извольные колебания, что затрудняло эксплуатацию.
Чтобы избежать влияния сжимаемости, целесообразно было
применить несжимаемую жидкость для питания поршневой вспо-
могательной машины — сервомотора. В первых конструкциях отно-
сительно мощных паровых турбин применялось масло под неболь-
шим избыточным давлением для смазки подшипников турбины.
Естественно было применить то же масло под несколько большим
давлением для питания сервомоторов агрегата. При этом обеспе-
чивалась надежная смазка всех элементов регулирования. Оказа-
лось возможным создание общей системы маслоснабжения регули-
рования и подшипников турбины. Ниже мы подробнее разберем
вопрос с маслоснабжении агрегата.
Поршневые масляные сервомоторы завоевали всеобщее призна-
ние и применялись всеми турбостроительными заводами мира бла-
30
СТАТИКА
годаря своим высоким качествам: возможности получения полного
усилия при трогании с места, большому быстродействию, простоте
и надежности конструкции. Все эти качества поршневых машин
были известны ко времени развития паровых турбин, и поэтому их
применение не требовало специальных исследований.
Схематически система непрямого, сервомоторного регулирова-
ния изображена на рис. 1-11. Регулятор скорости 2 с помощью
рычажной передачи 3 (рычажная передача используется с целью
более свободного расположения сервомотора 4 по отношению к
Рис. 1-11. Система непрямого, сервомоторного регулирования скорости.
регулятору 2) перемещает относительно легкий золотник 5. Золот-
ник 5 управляет подводом и отводом жидкости под давлением
в обе полости сервомотора 4 Поршень сервомотора 4 жестко свя-
зан с клапаном или группой клапанов, изменяющих пропуск пара
в турбину. В приведенной схеме усилия, действующие на клапан,
воспринимаются мощной гидравлической поршневой машиной 4,
а на регулятор скорости действуют только силы сопротивления зо-
лотника 5, что позволяет сделать регулятор малых размеров и по-
высить чувствительность и точность системы регулирования.
Рассмотрим работу этой системы в процессе регулирования.
При нарушении установившегося движения ротора агрегата возни-
кает угловое ускорение [см. уравнение (1-2)]. Частота вращения
ротора, а с нею и регулятора изменяется. Грузы регулятора 2 пере-
мещаются и соответственно перемещают муфту регулятора. /Муфта
изменяет положение рычага <3, а с ним и золотника 5. Золотник
подводит масло под давлением в одну из полостей сервомотора 4,
а из другой одновременно сливает. Под действием разности давле-
ний по обе стороны поршня последний перемещается вместе с кла-
НЕПРЯМОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ
31
панчм 1 Как только изменение расхода пара в турбину восстановит
равенство моментов сил [см. уравнение (1-1)], действующих на
ротор турбины, угловое ускорение ротора станет равным нулю и
частота вращения перестанет изменяться. Прекратится движение
уфты регулятора. Но так как она отклонилась от первоначального
положения, то масло будет продолжать поступать в сервомотор
и поршень сервомотора будет продолжать движение. Равновесие
моментов вновь нарушится, появится угловое ускорение обратного
шака и муфта регулятора будет перемещать золотник к среднему
положению. Движение системы может прекратиться только при
условии восстановления равенства моментов сил, действующих на
ротор турбины (1-1), и расположения золотника в среднем положе-
нии, когда рабочая жидкость не будет подводиться ни в одну из
полостей сервомотора. Такое положение золотника возможно толь-
ко при соответствующем положении муфты регулятора, что воз-
можно только в том случае, если угловая скорость регулятора и,
•лсдовательно, ротора турбины вновь будет равной первоначаль-
ной величине. Не задаваясь вопросом, при каких условиях может
происходить возвращение регулятора в исходное положение при
различных нагрузках (это относится к разделу динамики, где и
будет рассмотрено), будем считать, что это возможно и рассмот-
рим только установившиеся режимы. Приведенные рассуждения
дают основание сделать вывод, что в данной схеме регулирования
при всех нагрузках угловая скорость ротора турбины будет одина-
ковой и статическая характеристика регулирования примет вид,
представленный на рис. 1-12.
Оказалось, что непрямое регулирование, изображенное на
рис. 1-11, точно решает поставленную задачу: поддерживать уг-
ловую скорость ротора на заданном уровне при любых изменениях
нагрузки агрегата. Такая система называется изодромной, с по-
стоянной скоростью вращения.
Если внимательно проанализировать наши рассуждения по ха-
рактеру процесса регулирования такой системы, можно установить,
что он при всех условиях колебательный. Подтвердим это графиче-
ским изображением процесса.
Нанесем на общий график (рис. 1-13) перемещение всех эле-
ментов системы и изменение угловой скорости ротора в зависи-
мости от времени протекания процесса регулирования. Предполо-
жим, что произошел полный сброс внешней нагрузки. Первона-
чальное уравнение моментов сил до сброса (1-1) 7Ип=Л1э+Л1т.
В момент сброса нагрузки движение ротора определяется урав-
нением (1-3)
ДАТ = МП — /Ит = J —.
п т dt
Происходит увеличение угловой скорости ротора и регулятора
\<|>; поднимается муфта регулятора Дх; движется вниз поршень
32
СТАТИКА
сервомотора, прикрывая клапан Дг; уменьшается паровой момент
7ИП и движение ротора в соответствии с уравнением (1-3) посте-
пенно переходит к новому установившемуся режиму
^п.х.х-=Л1т; (1-25)
определяемому уравнением (1-25). Направление изменения всех
величин остается одинаковым до момента времени, обозначенного
индексом 1 (рис. 1-13). Может ли в этот момент приостановиться
процесс регулирования? Как отмечалось выше — нет, потому что
Рис. 1-12. Статическая характеристика изодромной системы регули-
рования.
Рис. 1-13. Переходный процесс регулирования скорости.
муфта регулятора находится выше начального положения, опреде-
ляемого установившимся движением. Соответственно и золотник 5
выше среднего положения на величину Дг/Ь Масло от насоса про-
должает поступать в верхнюю полость сервомотора, и поршень
сервомотора будет продолжать движение вниз, прикрывая кла-
пан до полного закрытия. В каком же положении окажется систе-
ма регулирования в тот момент времени /2, когда клапан закроет-
ся? От момента Л до /2 количество пара, поступающего в турбину,
будет меньше необходимого для поддержания холостого хода
агрегата и движение ротора будет подчиняться уравнению
— bM = Mn — MT = — J~. (1-26)
dt
Так как с момента t\ появится отрицательное ускорение, то
угловая скорость будет уменьшаться. Соответственно будут опу-
скаться муфта регулятора и золотник сервомотора. В момент* вре-
Ill III’MMOL РЕГУЛИРОВАНИЕ
33
манн г л< ван скорость ротора достигнет первоначального уровня.
Муф| регулятора займет исходное положение и золотник при-
н । I. ( редисе положение. Поршень сервомотора 4 окажется в рав-
п >н< с ив пи клапан будет закрыт и сохранится условие, определяе-
ма сравнением (1-26). При дальнейшем снижении частоты вра-
п ни । л /з до /4) золотник 5 опустится ниже среднего положения
и поршень сервомотора начнет подниматься, вновь открывая
доступ пара в турбину. Но и в момент времени /4, когда снова на-
ступит равенство моментов Afn.x.x=AlT, движение не может остано-
виться потому, что золотник оказывается ниже среднего положения.
Приведенные рассуждения не меняются от изменения количествен-
ного значения параметров элементов регулирования. В такой си-
стеме переходный процесс всегда колебательный, и даже если в
конце концов наступит установившийся режим системы, на это
потребуется достаточно много времени. Невольно ставится вопрос,
и нельзя ли создать такую систему регулирования, которая из од-
ного установившегося состояния в другое переходила бы без пере-
регулирования, т. е. без отклонения регулируемого параметра за
пределы, устанавливаемые статической характеристикой.
Попробуем логическим рассмотрением вопроса решить и эту
щдачу. Для этого вернемся к рассмотренному выше примеру.
Установившийся режим возможен только при наличии равновесия
моментов, т. е. соблюдения уравнения (1-25). Такое равновесие на-
ступит в момент времени Если бы в это же время поршень серво-
мотора 4 (рис. 1-11) прекратил свое движение, то это и был бы
установившийся режим всей системы регулирования. Такое поло-
жение возможно только при условии, если золотник 5 в этот мо-
мент времени займет среднее положение, иначе — совершит путь,
отмеченный пунктиром на рис. 1-13. Но ведь угловая скорость до
момента будет непрерывно увеличиваться и муфта регулятора
непрерывно подниматься вверх. Следовательно, в данной схеме
нельзя решить поставленную задачу. Движение золотника должно
подчиняться перемещению не только муфты регулятора. В данной
системе есть еще только один движущийся поступательно эле-
мент— поршень сервомотора. Соединив шток поршня сервомотора
с золотником, мы сможем заставить его перемещаться не только
вверх, но и вниз и, таким образом, решим задачу.
На рис. 1-14 приведена видоизмененная система регулирования,
и которой может быть осуществлено бесколебательное движение
си одного установившегося положения к другому. Конечно, такой
процесс может быть реализован только при определенном выборе
параметров системы. Иначе золотник может «промахнуться» и не
придет в среднее положение в нужный момент времени и тогда
BiioBi произойдет перерегулирование.
11о важно отметить, что в данном случае можно так рассчитать
пн тему регулирования, что процесс перехода от одного равновес-
3- /30
34
СТАТИКА
кого состояния к другому будет апериодическим. В первой схеме
сервомоторного регулирования этого добиться было невозможно.
Эти схемы различны по структуре связей. В первой — на золотник
сервомотора действует только регулятор. Такая связь называется
прямой, поскольку она передает импульс в прямом направлении
от регулятора к турбине, а во второй схеме, кроме прямой связи,
есть и связь от сервомотора к золотнику. Она называется само-
выключением сервомотора или обратной связью, так как
эта связь противодействует распространению импульса.
Рис. 1-14. Сервомоторное регулирование с обратной связью. (Обозна-
чение позиций дано по рис. 1-11).
Как видно из рис. 1-14, в статике каждому положению поршня
сервомотора 4 соответствуют вполне определенные положения
муфты регулятора. Следовательно, в этой схеме, как и в схеме
прямого регулирования (см. рис. 1-6), угловая скорость поддержи-
вается не точно на заданном уровне. Изменение частоты вращения
агрегата ограничивается системой регулирования в узких пределах
степени неравномерности б. В этом отношении схема на рис. 1-14
хуже схемы на рис. 1-11, но в динамическом отношении первая
структурно лучше второй. Отметим еще одно важное преимущество
схемы с выключающей связью. В схеме без выключателя поршень
сервомотора может самопроизвольно перемещаться под действием
изменившихся сил, действующих на клапан турбины. Восстановле-
ние равновесного состояния может произойти только в результате
соответствующего изменения режима работы агрегата. Во второй
схеме (рис. 1-14) при смещении поршня сервомотора переместится
золотник 5 так, что масло под давлением будет стремиться вернуть
поршень в исходное положение. В этом случае поршень сервомо-
МЕХАНИЗМЫ УПРАВЛЕНИЯ
35
».| । -| лк бы заперт действием обратной связи. Статически устойчи-
Й(н положение запертого поршня зависит только от положения
м;фгы регулятора. Своеобразная жесткость такой схемы обеспе-
• ч большую четкость в работе регулирования и меньшую зави-
• нм )• п. се работы от внешних условий.
< wMii регулирования с обратной связью была предложена
•I'.ipiл* в 1873 г. Статическая характеристика такой схемы может
..п. представлена в таком же виде, как это изображено на рис. 1-8.
Качество вырабатываемой электрической энергии определяется
ючностью поддержания напряжения и частоты переменного тока.
Поддержание напряжения не входит в задачу регулирования па-
ровой турбины, поддержание же частоты прямо определяется дей-
ствием этой системы. Отклонение угловой скорости или, что то же,
чистоты переменного тока даже в пределах неравномерности недо-
пустимо. Необходимо ввести корректирующие устройства, с по-
мощью которых можно было бы исправлять выявленный недостаток
системы регулирования с обратной связью.
1-6- МЕХАНИЗМЫ УПРАВЛЕНИЯ
Ставится задача произвольно изменять уровень угловой скорости
агрегата вне зависимости от его внешней нагрузки — задача изме-
нения настройки регулирования. В случае ее успешного решения
при каждом изменении нагрузки агрегата и соответствующем от-
клонении угловой скорости от номинального значения согласно за-
кону статической характеристики можно возвращать уровень час-
тоты вращения к заданному значению. Графически поставленная
задача изображена на рис. 1-15. Требуется при неизменном паро-
вом моменте Мп изменить величину регулируемой угловой скорости
с G)i до (02. При этом будем считать, что величина парового момен-
та не зависит от угловой скорости. Это явно неверное утверждение
не лишает полученные выводы качественной достоверности. В гла-
ве «Динамика» вводится поправка на влияние частоты вращения.
Рассуждения же при принятом допущении упрощаются.
Неизменность парового момента после действия корректирую-
щего устройства определяет неизменность положения регулирую-
щего клапана и связанного с ним поршня сервомотора 4У а следо-
вательно, и точки С (рис. 1-14). Это возможно только при среднем
положении золотника 5, т. е. при сохранении в пространстве поло-
жения точки В. Неизменность положений точек В и С определяет
возвращение рычага АВС в прежнее положение, после того как
произойдет процесс регулирования, вызванный действием коррек-
тирующего устройства. Следовательно, в исходное положение воз-
вратится и муфта регулятора 2, но уровень угловой скорости будет
ивой, равный со2. Положение муфты регулятора до момента воздей-
I*
36
статика
ствия корректирующего устройства определяется уравнением (1-6),
преобразуем его к несколько иному виду:
= icxv (1-27)
где i — передаточное отношение между у и х.
После воздействия корректирующего устройства и окончания
процесса регулирования новое равновесное состояние будет опре-
деляться равенством:
mco2ri = (1 "28)
Масса грузов регулятора т, радиус вращения этих грузов и,
передаточное отношение i и жесткость пружины с остаются неиз-
менными. Измениться может только величина х, значение которой
определяется не только положением муфты регулятора, но и нача-
лом отсчета. Напомним, что начало отсчета х выбрано так, чтобы
удовлетворялось равенство
У = ix,
где i = kyl\x.
В то же время у — натяжение пружины регулятора может быть
различным (в зависимости от предварительного натяжения, когда
грузы регулятора находятся на упоре) при одном и том же положе-
нии муфты регулятора.
Вычитая из уравнения (1-28) уравнение (1-27), получаем:
mr{ (w2 ~ )= ic (*2 ~) • (1 "29)
Деля это равенство на (1-27), будем иметь:
/ (jl>2 \2 । _ Х% — Х1 _ Х2 . Х2 _ / 0^2 V (1-30)
\ (0х / X! X! ’ Хъ \ «I /
Изменение натяжения пружины при неизменном положении
муфты регулятора (Г1 = const) однозначно определяет изменение
угловой скорости регулятора, а следовательно, и агрегата. Кон-
структивно не всегда просто можно осуществить механизм, кото-
рый воздействовал бы на натяжение пружины. Часто пружину
регулятора выполняют в виде двух параллельно включенных пру-
жин — главной вращающейся и дополнительной неподвижной.
Действие второй пружины передается через муфту регулятора с
помощью специального подпятника. Подобная система регулирова-
ния изображена на рис. 1-16.
Механизм, с помощью которого производится перенастройка
системы регулирования, называется механизмом управле-
ния.
Ml ХЛПИЗМЫ УПРАВЛЕНИЯ
37
Приближенно можно считать, что изменение начального натя-
III' ,1 пружины не меняет свойств системы регулирования и поэто-
щ нее соотношения, установленные ранее для данной системы,
охраняются неизменными. Золотник 5 останется в среднем поло-
жении.
Следовательно, неизменной должна сохраняться и статиче-
< к ни характеристика регулирования. Статическая характеристика
мсстИтся вверх параллельно прежнему положению. Пользуясь
механизмом управления, можно поддерживать заданный уровень
Рис. 1-15. Влияние механизма управления на статическую характеристику.
Рис. 1-16. Механизм управления, воздействующий на дополнительную пружину
регулятора скорости.
угловой скорости агрегата при различных величинах парового
момента.
Воздействие на пружину регулятора изменит положение харак-
теристики регулятора скорости. Построим четырехквадрантную
диаграмму для данного случая (рис. 1-17). Увеличив натяжение
пружины регулятора, мы добились того, что при том же положении
муфты регулятора угловая скорость регулятора повысилась с сщ
до 6)2. Так как все остальные характеристики системы не претерпе-
ш изменений, то точки /2, h соответствующих характеристик оста-
нутся в том же положении. Суммарная статическая характеристи-
ка системы сместится и точка 1 переместится в точку Г. Соответ-
ственно переместится вся статическая характеристика.
По-видимому, полученный нами способ изменения настройки
системы регулирования не единственный. Попробуем найти и дру-
гие способы. В нашей простейшей схеме сервомоторного регулиро-
вания всего 3 элемента: регулятор, золотник и сервомотор. Мы
38
СТАТИКА
нашли способ воздействия на регулятор скорости. Нельзя ли
решить поставленную задачу, воздействуя на золотник серво-
мотора?
Начнем наши рассуждения с положения поршня сервомотора
(рис. 1-18). При условии неизменности установившегося значения
парового момента (как и в первом случае) расход пара, положение
клапана и положение поршня сервомотора до и после воздействия
механизма управления останутся на прежнем уровне. Неизменное
положение займет и точка С рычага АВС. Но муфта регулятора
Рис. .1-17. Четырехквадрантная диаграмма регулирования с механизмом воздей-
ствия на пружину регулятора.
Рис. 1-18. Механизм управления с воздействием на золотник сервомотора. (Обо-
значение позиций дано по рис. 1-11.)
скорости должна занять новое положение Ль так как угловая ско-
рость изменится, а предварительное натяжение пружины (по усло-
вию) сохранится неизменным. Рычаг АВС должен занять новое
положение А^В^С. Золотник должен переместиться вверх на вели-
чину Az/. При этом останутся открытыми окна в буксе золотника и
поэтому поршень сервомотора не может находиться в равновесном
положении.
Необходимо сделать так, чтобы и в верхнем положении золот-
ника окна в его буксе были перекрыты. Этого можно добиться
только соответствующим смещением буксы вверх на ту же величину
Az/. Воздействием на подвижную буксу золотника можно получить
тот же эффект смещения статической характеристики вверх, как
и в первом случае.
Характеристика регулятора скорости при втором типе механиз-
ма управления остается неизменной. Смещается рычаг, передаю-
МЕХАНИЗМЫ УПРАВЛЕНИЯ
39
nOiH движение от муфты к золотнику или, в конечном счете, к сер-
вомотору. Характеристика связи изображается в левом нижнем
Kiri фанте графика. На этой характеристике и должно отразиться
• мешение буксы золотника. При изменении угловой скорости от
шачсния coi (рис. 1-19) до со2 муфта регулятора скорости переме-
ню я и < положения Xi в положение х2. Положение поршня серво-
мотора 2\ останется неизменным. Пересечения линий от zY и х2
дадут повое положение точки h . Эта точка и определит новое по-
ложение характеристики связи z=f (%). Пересечения линий отточек
Рис. 1-19. Диаграмма воздействия механизма управления на буксу золотника
с целью смещения статической характеристики.
Рис. 1 20 Схема регулирования с перемещающейся точкой подвеса рычага АВС
на штоке сервомотора.
/1 и /з дадут новое положение статической характеристики в пра-
вом верхнем квадранте.
Попробуем решить эту задачу, применив воздействие на сочле-
нение рычагов АВС со штоком сервомотора (рис. 1-20).
Вновь начнем рассуждения с того, что при сохранении Мп
на прежнем уровне необходимо повысить установившееся значение
угловой скорости агрегата. Положение поршня сервомотора, жест-
ко связанного с регулирующим клапаном после действия механиз-
ма управления, вернется к прежнему уровню. Муфта регулятора
скорости займет новое положение соответственно новому значению
угловой скорости со2. Золотник придет в среднее положение, а рычаг
]ВС переместится в положение А\ВС[. Такое перемещение рычага
при принятых условиях возможно только при перемещении его
правого шарнира из точки С в точку С\. Механизм, перемещающий
лог шарнир вдоль по штоку сервомотора, и будет третьим типом
40
СТАТИКА
механизма управления. Конструктивно удобнее рычаг АВС разре-
зать на две части, как это показано на рис. 1-21. Перемещая точку
С верхнего рычага, можно менять установившееся значение угло-
вой скорости агрегата вне зависимости от изменения парового мо-
мента Мп.
При третьем способе изменения угловой скорости агрегата не-
изменными остаются характеристики регулятора и связи. Поршень
сервомотора перемещается относительно точки С рычага ЛВС, т. е.
изменяется координата г. Сохраняя неизменными характеристики
Рис. 1-21. Схема регулирования с разрезным рычагом передачи от регулятора
к сервомотору.
Рис. 1-22. Четырехквадрантная диаграмма регулирования с механизмом управле-
ния, перемещающим точку подвеса рычага АВС.
регулятора и связи z=f (х) (рис. 1-22) от точки 1\ нового значения
о>2, опускаем вертикаль до пересечения характеристики связи и по-
лучаем точку /2. От этой точки проводим горизонталь до пересече-
ния ее с вертикалью неизменного момента Мд и получаем точку /з.
Это и будет точка смещенной характеристики Mn=f(z). Новое по-
ложение точки г2 будет на пересечении горизонтали /2—/з с осью 2.
Применяя один из типов механизма управления, можно коррек-
тировать отклонение угловой скорости при изменении внешней на-
грузки, несмотря на подчинение системы регулирования закону
статической характеристики с неравномерностью, отличной от нуля.
Воздействие на механизм управления осуществляется от руки
и является, следовательно, процессом управления.
Все три типа механизма управления нашли применение в прак-
тике турбостроения. Выбор типа следует делать, исходя из конкрет-
ИЗОДРОМНАЯ СИСТЕМА РЕГУЛИРОВАНИЯ
41
пых условий его работы и особенно конструкции регулятора и пере-
даточного механизма. При прочих равных условиях первый тип
мало подходящ для вращающегося регулятора. Передача относи-
тельно больших усилий пружины через сочленение с вращающейся
муфтой едва ли может быть надежной. Второй тип не вносит каких-
либо дополнительных усилий в систему регулирования и не меняет
ге чувствительности и надежности. Но в этом случае значительно
«растает длина корпуса золотника, так как все подводы и отводы
жидкости через буксу должны проходить через камеры такой дли-
ны, при которой допускалось бы необходимое смещение буксы зо-
ютннка. Наиболее конструктивным является третий способ, но и
и о применение обусловлено подходящими условиями. В более
<’ южных системах регулирования могут быть и иные решения.
1 Z. ИЗОДРОМНАЯ СИСТЕМА РЕГУЛИРОВАНИЯ
‘linn ф I . । чн‘ побог |ммдсйствне от руки может быть
|.1М< ы< н< ♦ и।«. 1 । - и। ।• м действием. Попытаемся действие ме-
• iiHiMa упри! । пня вменить автоматическим управлением,
коррси г прующим угловую скорость при изменении внешней
наг рузкн.
К ак уже упоминалось, система регулирования, поддерживаю-
цич угловую скорость па строго постоянном уровне, называется
п «одром ной, а устройство, обеспечивающее такой режим ра-
боты,— изодромом. Простейшая изодромная система регули-
рования была получена нами при использовании сервомоторного
регулирования без обратной связи (см. рис. 1-11). Недостат-
ком этой схемы было то, что переходный процесс всегда колеба-
тельный. Этот недостаток удалось устранить введением обратной
связи, но тогда появилась неравномерность регулирования. Изо-
дромность схемы на рис. 1-11 определяется тем, что правый конец
рычага (точка В) при всех установившихся режимах должен за-
нимать одно и то же положение полной отсечки подвода масла к
сервомотору.
Две неизменные в пространстве точки В и С (при статических
режимах) определяют и неизменность положения муфты регулято-
ра, что возможно только при со — const. Изодромная схема регули-
рования, лишенная недостатка схемы на рис. 1-11, должна иметь
обратную связь от сервомотора к золотнику. В то же время для
пзодромности необходимо получить возможность фиксирования
рычага АВС в одном и том же положении при всех статических ре-
жимах.
Сравнивая схемы на рис. 1-14 и 1-11, видим, что изодром-
пое устройство должно автоматически возвращать точку С в пер-
воначальное положение при любом процессе регулирования. С дру-
1-730
42
СТАТИКА
гой стороны, эта точка должна быть подвижной, т. е. смещаться
под действием поршня сервомотора. Это проще всего осуществить,
укрепив шарнир С между двумя пружинами 6, как это показано на
рис. 1-23.
Такое крепление позволит отклонять точку С в переходном
процессе и тем осуществить действие обратной связи. В то же
время эти пружины смогут возвратить точку С в исходное положе-
ние, если эта точка не будет жестко связана со штоком поршня
сервомотора. При движении поршня сервомотора его шток должен
Рис. 1-23. Изодромная схема регулирования (а — схема; б — ката-
ракт).
отклонять точку С от установившегося положения (действие обрат-
ной связи), преодолевая сопротивление пружин 6. Следовательно,
это воздействие должно быть силовым, но не жестким. Поршень
сервомотора должен иметь возможность занимать любое положе-
ние в пространстве (соответственно различной внешней нагрузке)
при неизменном (в статике) положении точки С. Это определяет
податливость связи.
Итак, поршень сервомотора должен силовым образом воздей-
ствовать на точку С, а когда прекращается движение этого поршня,
связь должна прерываться. Первое — соответствует схеме на
рис. 1-14, второе — на рис. 1-11. Первое определяет более устойчи-
вый процесс (возможен апериодический процесс), второе—изодром-
ность системы. Усилие от поршня сервомотора к точке С, переда-
ваемое только во время движения, целесообразно выбрать пропор-
циональным скорости движения. В качестве такого устройства
можно использовать катаракт, конструкция которого изображена
на рис. 1-23, б.
ИЗОДРОМНАЯ СИСТЕМА РЕГУЛИРОВАНИЯ
43
Поршень 1 находится в цилиндре 2, заполненном жидкостью
(обычно маслом). Обе полости цилиндра над и под поршнем 1 со-
общены трубкой с расположенным в ней дросселем 3. При движе-
нии поршня в любом направлении жидкость перегоняется им из од-
। и полости в другую. Сила сопротивления жидкости при ее пере-
гскании гем больше, чем меньше отверстие в дросселе 3. Эта сила
передается на поршень 1 Применим такое устройство и в данном
11учае (рис. 1-23, а). Поршень 7 вспомогательного сервомотора
свяжем с шарниром С, а цилиндр этого сервомотора — со штоком
главного сервомотора. Перемещение поршня внутри цилиндра
должно сопровождаться вытеснением масла, с одной стороны, и по-
1реблением точно такого же количества — с другой. Если сопро-
тивление дросселя будет ничтожно мало, то невозможно переда-
вать усилие от цилиндра к поршню. Такое положение соответствует
условиям работы схемы на рис. 1-10. Если этот дроссель запе-
реть, т. е. разобщить полости, то благодаря несжимаемости масла
цилиндр изодрома и его поршень будут связаны жестко и схема
превратится в схему 1-14.
При промежуточном значении сопротивления дросселя 3
(рис. 1-23, а) мы получим схему с различной степенью жесткости
выключения действия золотника 5 со стороны сервомотора 4 при
переходном процессе регулирования.
Итак, в схеме на рис. 1-23 происходит автоматическая подстрой-
ка системы на заданную угловую скорость. В переходном процессе
такая система регулирования действует по принципу схемы на
рис. 1-14 с жестким выключателем. Временная неравномерность
и в этом случае определяется характеристикой регулятора скорости
и отношением плеч рычага АВС.
Соответственно этому степень неравномерности изодромного ре-
гулирования (при нежесткой связи точки С со штоком сервомото-
ра) называется временной или динамической. Конст-
руктивно изодром может быть выполнен и другим способом: с по-
мощью моторчика, перемещающего точку С вдоль по штоку сер-
вомотора. Включение моторчика может осуществляться специаль-
ными контактами по обе стороны шарнира С.
В тех случаях, когда изменение регулируемого параметра про-
исходит относительно медленно, его подстройка на заданный уро-
вень осуществляется путем воздействия на моторчик механизма
управления.
Так, например, для поддержания постоянства давления пара
в отборе используется контактный манометр, стрелка которого за-
мыкает контакты на «прибавить» или «убавить» в зависимости от
соответствующего изменения давления. Поскольку этот процесс
медленный, а моторчик воздействует на самотормозящийся меха-
низм управления, неустойчивая работа такой системы практически
исключена.
4*
44
СТАТИКА
1-8. ПАРАЛЛЕЛЬНАЯ РАБОТА ТУРБОГЕНЕРАТОРОВ
В современных условиях турбогенератрры работают на общую
электрическую сеть. Общая электрическая система синхронизирую-
щей силой связывает турбогенераторы в единую систему, главная
особенность которой по отношению к системе регулирования ско-
рости— одинаковость угловых скоростей всех параллельно рабо-
тающих агрегатов в установившихся режимах и малое их отличие
в переходных процессах. Это условие нарушается только в тех слу-
Рис. 1-24 Характеристики параллельно работающих турбин.
чаях, когда аварийные ситуации настолько глубоко нарушают
свойства электрической системы, что синхронизирующая сила ге-
нераторов недостаточна для сохранения связи и тогда наступает
асинхронный режим, в процессе которого угловые скорости парал-
лельно работающих агрегатов рассогласовываются. Такие режимы
относятся к области устойчивости электрических систем, которой
мы не будем касаться. Рассмотрим работу параллельно соединен-
ных турбогенераторов в условиях статики. Предположим, для про-
стоты рассуждений, что параллельно подключены к общей элек-
трической' системе два паротурбогенератора, статические характе-
ристики которых изображены на рис. 1-24.
Первый турбогенератор нагружен паровым моментом Afni, вто-
рой— 7Ип2. Оба момента определяются соответствующими точками
на статических характеристиках каждого агрегата. Предположим,
что нагрузка системы увеличилась на ДМ. Такое увеличение на-
грузки вызвало торможение параллельно работающих агрегатов.
Уменьшились частота системы и угловая скорость обоих агрега-
тов на одну и ту же величину Дсо. Снижение угловой скорости, воз-
действуя на системы регулирования турбин, вызывает соответ-
ствующее увеличение паровых моментов на обоих агрегатах.-Про-
цесс закончится тогда, когда наступит равенство
ATMi + А/И2 - AM. (1-31)
ПАРАЛЛЕЛЬНАЯ РАБОТА ТУРБОГЕНЕРАТОРОВ
45
Определим, какое приращение момента получил каждый из
агрегатов. Для этого из подобия треугольников со сторонами Дсо
II \7Wnl И Д(Омакс И -Мп.макс — Мкх.х составим пропорцию
ДА11 __ ^п.макс ^п.х.х
Асо Асо
макс
(1-32)
I Li помним, что Мп—Мп.х.х—Мд [уравнения (1-26) и (1-27 )] или
'GiMaitc—!Ип«.х=Л4э.макс- Используя эти соотношения, получаем:
АЖ1 = Ato M9,MdKC. (1-33)
Аймаке
Го же можно написать и для второго агрегата
АЛ1,. Л<пА^МЛКг. (1-34)
< к hi п-li । । in ч н uno и 1лу«1гнные раненсгна н умножая и деля
пр ins ю ч н и и <» , получаем:
ЛЛ1 АЛ1,ЛМ, = —
2 «о
А^э.макс ^э.макс
Аймаке А<й макс
п п М1
МЛ = V AMf = V -^с. (1-35)
«о
i=l i=l
Равенство (1-35) действительно для любого числа параллельно
работающих агрегатов. Умножив обе части равенства на соо, полу-
чим его в другом виде:
Долю нагрузки, воспринимаемую данным агрегатом, можно
определить из соотношения
Мэ.макс
Z1
э.макс
i=l
Все параллельно работающие агрегаты, связанные общей элек-
трической системой, можно представить в виде одного агрегата
46
СТАТИКА
п
мощностью ^э.макс. Но тогда у этого агрегата должна быть
1=1
своя статическая характеристика с неравномерностью 6С. При этом
должно соблюдаться равенство
п
у (V1'
эмакс
6с
(1-38)
откуда
п
У N1
эмакс
(1-39)
Используя равенство (1-38), можно переписать (1-37) в виде
N
э.макс
ДА/ 1 61 _ ^э.макс 6С
ДМ л « 61
У N1 У N1
э.макс э.макс
Z=1 /=1
6с
(1 40)
Из уравнения (1-36) можно определить:
ДД/
или, заменяя по уравнению (1-38),
Aw
— — ос
соо
А;У
п
У N1
э.макс
1=1
Полученное равенство показывает, что чем больше мощность
системы, тем меньше отклонение частоты при одинаковых измене-
ниях нагрузки ДМ
Продолжая аналогию суммарного действия параллельно ра-
ботающих турбогенераторов, как одного агрегата суммарной мощ-
ности, следует выяснить вопрос о влиянии нечувствительности
отдельных систем на нечувствительность усредненной системы
регулирования.
ПАРАЛЛЕЛЬНАЯ РАБОТА ТУРБОГЕНЕРАТОРОВ
47
11редположим, что данная конкретная система регулирования
обладает нечувствительностью, степень которой равна е. Нагрузка
этого агрегата в данный момент времени определяется величиной
парового момента Mni, угловая скорость системы генераторов — соь
Как видно из рис. 1-25, точка, характеризующая состояние данно-
го агрегата, может находиться в любой части зоны нечувствитель-
ности (заштрихованная область) в зависимости от того, как дей-
ствовали импульсы изменявшейся частоты до данного момента при
и «менениях нагрузки системы. Равновесие действующего и проти-
Mn.x.x Mni Мп.макс
Рис. 1-25. Зона нечувствительности системы регулирования.
водействующего моментов могло наступить без участия данно-
го агрегата за счет действия тех систем регулирования, у ко-
торых к тому времени точка, характеризующая режим их ра-
боты, находилась на соответствующей границе зоны нечувстви-
тельности.
Предположим, что нагрузка системы уменьшается и угловая
скорость всех агрегатов растет. Пока увеличение угловой скорости
не достигнет величины Acoi, система регулирования выделенного
нами агрегата не будет действовать и его паровой момент не бу-
дет изменяться. Но если в момент изменения нагрузки точка ре-
жима находилась на верхней границе зоны нечувствительности
(точка /'), то при малейшем повышении частоты сверх значения
<oi система регулирования начнет сразу действовать. Принимая
для простоты рассуждений, что все п параллельно работающих
агрегатов одинаковы (каждый мощностью Аммане), с одинаковыми
статическими характеристиками и степенями неравномерности
и нечувствительности, можно определить влияние нечувствительно-
сти отдельных систем регулирования на работу всей энергетиче-
ской системы в целом.
Если принять, что расположение точки, определяющей режим
работы агрегата, в пределах зоны нечувствительности чисто слу-
чайно, то можно предположить, что точки режимов всех агрегатов
равномерно распределены по зоне нечувствительности. Тогда точ-
48
СТАТИКА
ка режима i-ro агрегата отстоит от одной границы зоны нечувстви-
тельности на расстоянии
Дсо1. = i —°
1 п
и от другой границы — на расстоянии
Дсо!1 = (п— /)^>.
1 п
При этом
Дсо? + Дсо” = есоо.
Предположим, что при отсутствии нечувствительности измене-
ние нагрузки системы на ДМ приведет в соответствии с ранее по-
лученными равенствами к изменению частоты на
Дсо __ ДМ6С
С00 Я^макс
При наличии нечувствительности е только часть агрегатов вос-
принимает нагрузку, если изменение частоты на Дсо; будет меньше
величины есо0.
Число агрегатов, нагрузка которых останется неизменной (ре-
гулирование не выйдет из зоны нечувствительности есоо), можно
определить следующим образом. Расстояние между точками в зоне
нечувствительности, характеризующими положение регулирования
двух агрегатов, наиболее близких по расположению характери-
стических точек в зоне нечувствительности, равно есооМ- Системы
регулирования не выйдут из зоны нечувствительности, если соответ-
ствующие точки статической характеристики находятся в зоне
есоо—Дюг- Число таких агрегатов
. __ 8(00 ~ „ (1 Ас°Л
— --------- — /111------I .
8CDQ \ 8С00 )
П
Число агрегатов, участвующих в поддержании частоты,
i = n— i — n — . (1-41)
8С00
При этом первый агрегат (точка на границе зоны) примет на-
грузку
__ Acot Ммакс
С00 /с
ПАРАЛЛЕЛЬНАЯ РАБОТА ТУРБОГЕНЕРАТОРОВ
49*
. Hi- рого агрегата точка режима отстает от границы на рас-
Н' । in коо/п п поэтому этот агрегат примет нагрузку
ДДТ — / __ е Млакс
2 \ соо п J 6С
1 р<ч ий агрегат примет нагрузку
_____________________ g 8 \ Аймаке .
С00 п ) 6С
ДЛ/3 =
i-й агрегат — нагрузку
ДАТ, = Г*®*
L«o
-а-
'о
Складывая, получаем:
ДДТ — Аймаке _
(00 бс
1)
п
п J 6С
i 8 \ М
п )
Аг макс
'о
_____ _ Аймаке
6С соо 6С
8 Млакс ^макс
и 6С
6<
Acoj i — 1 8
соо
2 п
<»। куда
Acpf _ AAffic | * — 1 8
w0 1Млакс 2 П
Подставим сюда значение i из уравнения (1-41)
Acot-
п — — 1
Дог __ ЛМдс есоо . 8соо е
(Dq пА(й^ /Vмакс 2 П
Окончательно получим:
Acof__ 8 I g A2V§q j j I
w0 2n _ у 8 Амакс
Определим относительное увеличение отклонения
за влияния зоны нечувствительности
Ао)£
Асо
еА^МакС 1 / g п бс АТУ
26CA^ у 8 Аймаке
(1-42)
частоты нз-
(Ь43)
11ри 8 = 0; f = n; Дсо2/Дсо= 1.
50
СТАТИКА
Если 8^0 и Д(0г>8(о0; i=n, то при прохождении зоны нечув-
ствительности всеми агрегатами будет воспринята нагрузка
При дальнейшем снижении частоты воспринимаемая нагрузка
равна:
ft^M3KC
6с
ДАТ (АСО»
ДЛГ2 = -----' — 8
Полное изменение нагрузки будет:
A1V = AlV1 + A^ = f—4-
1 2 2
ft Аймаке
6с
откуда
Асо/__ 6С AN । 8
С00 ft^waKc
или относительное изменение частоты
— = 1 + — — Ломакс— •
До 2 Sc мсДМ
Рассмотрим пример. Если п— 20; е/бс— 0,1*, Ломакс /\N=2, то
—' = 1 + —.0,Ь2 = 3.
Дсо 2
Если п=5; е/бс = О, 1; Хмакс/АЛ^ = 2, то
—f = 1 + —-0,1.2= 1,5,
Асо 2
т. е. чем больше агрегатов в системе, тем больше относительное
влияние нечувствительности.
Но абсолютные изменения частоты для первого случая будут:
Г—'] =0>075бс>
L соо Ji
а для второго
I—£1 = 0,156с.
L«o Jn
Таким образом, при том же изменении нагрузки в мощной сис-
теме будет меньшее отклонение частоты, чем в малой, несмотря
УПРАВЛЕНИЕ ПРИ ПАРАЛЛЕЛЬНОЙ РАБОТЕ АГРЕГАТОЕ
51
на большее относительное влияние степени нечувствительности.
В обычных случаях, когда машины разные и разные е, влия-
ние нечувствительности определить трудно, но качественно по-
лученные выводы действительны и для реальных энергетических
систем.
В действительных условиях статические характеристики не всег-
да бывают строго линейными. Тогда доля воспринимаемой нагруз-
ки данным агрегатом определяется наклоном статической харак-
теристики в точке, соответствующей рассматриваемому моменту
Рис. 1-26. Нелинейная статическая характеристика. Значение мест-
ной неравномерности.
(рис. 1-26). При увеличении парового момента от 7ИП1 до Л4п.Макс
доля воспринимаемой нагрузки будет определяться неравномер-
ностью Дсом.макс, а не Дсомакс- И только при изменении нагрузки
от максимальной до холостого хода, статическое изменение угло-
вой скорости составит Дсомакс- Величина Дсом.макс называется мест-
ной неравномерностью.
1-9. ВЛИЯНИЕ МЕХАНИЗМА УПРАВЛЕНИЯ
ПРИ ПАРАЛЛЕЛЬНОЙ РАБОТЕ АГРЕГАТОВ
Разбирая работу механизма управления, учитывалось его влияние
на работу агрегатов при их параллельном соединении. В последнем
случае воздействие на один из агрегатов механизмом управления
приведет к изменению режима работы всех параллельно рабо-
тающих агрегатов, так как для остальных это будет внешнее воз-
действие. Чтобы разобраться в этом вопросе, рассмотрим работу
двух параллельно соединенных агрегатов, совмещенные статиче-
ские характеристики которых изображены на рис. 1-27. Из-за того
что нагрузка системы увеличилась на ДМ частота сети снизилась
на Дсо. Как и в прежних рассуждениях, поставим задачу — восста-
новить значение соо, воздействуя на механизм управления, напри-
мер, первой турбины. Предположим для определенности, что у нас
52
СТАТИКА
первый тип механизма управления. Увеличивая натяжение пружи-
ны регулятора, мы заставим муфту регулятора опуститься
(см. рис. 1-16). Это приведет к опусканию золотника 5, что вызо-
вет подъем поршня сервомотора, а с ним и парового клапана. Уве-
личится расход пара в турбину и соответственно возрастет паро-
вой момент на роторе агрегата. Частота вращения ротора будет уве-
личиваться. Но, так как оба генератора как бы жестко связаны, нач-
нет возрастать и угловая скорость ротора второго генератора,что
в свою очередь вызовет действие системы регулирования этого аг-
Рис. 1-27. Воздействие механизма управления при параллельной ра-
боте агрегатов.
регата. Под действием повышающей угловой скорости паровые
клапаны второго агрегата начнут закрываться, уменьшая паровую
мощность. Режим работы второго агрегата описывается неравен-
ством: W3+AfT>Afn или ДМ2 = /Уэ + ЛЛг—Уп. Недостаток паровой
мощности ДТУ2 будет тормозить всю энергетическую систему. По-
этому, чтобы повысить частоту сети, необходимо преодолеть тор-
мозящий момент системы, который появится от всех остальных
агрегатов.
При возрастании угловой скорости первого агрегата его систе-
ма регулирования будет стремиться прикрывать регулирующие
клапаны. Следовательно, действием механизма управления необ-
ходимо компенсировать уменьшение нагрузки обоих агрегатов, т. е.
ДМ=ДЛ/Г1 + ДЛ^2. Соответствующий процесс можно представить
в следующем виде (рис. 1-27). С помощью механизма управления
первого агрегата сместим статическую характеристику значительно
больше вверх, чем это требовалось для восстановления угловой
скорости соо, т. е. переместим точку 1 в точку /1 с таким расчетом,
чтобы воздействие дополнительной нагрузки на этот агрегат ДД/2
затормозило его на величину, определяемую переходом по статиче-
ской характеристике из точки в точку /2. Тогда восстановится уг-
ловая скорость системы со0, а нагрузка первого агрегата увеличит-
ся на ДМ = Д/У1 + ДМ2. При большом числе параллельно работаю-
РЕГУЛЯТОРЫ ЧАСТОТЫ
53
щпх агрегатов даже малое изменение частоты системы требует
большого изменения нагрузки управляемого агрегата и поэтому ма-
шинисту кажется, что действием на механизм управления он ме-
няет нагрузку агрегата, а не его угловую скорость.
Можно ли эту операцию корректирования частоты возложить
на изодромные системы регулирования? Из нашего рассмотрения
видно, что степень неравномерности данной системы регулирова-
ния определяет долю воспринимаемой нагрузки (1-37). При 6 = 0
юля воспринимаемой нагрузки равна бесконечности. Иначе гово-
ря, если в системе будет одна турбина с изодромным регулировани-
ем, то она будет воспринимать все изменение нагрузки системы,
пока ее нагрузка не дойдет до максимума или до нуля, после чего
автоматическое восстановление частоты прекратится. Если систе-
мы регулирования всех параллельно работающих агрегатов будут
пзодромными, то распределение нагрузки между ними будет про-
извольным. Значит, наличие неравномерности в системе регулиро-
вания определяет жесткий закон распределения нагрузок между
агрегатами. И только в пределах зоны нечувствительности это рас-
пределение может быть произвольным, Отсюда можно сделать два
вывода: 1) изодромное регулирование в том виде, как мы его
рассмотрели выше, целесообразно применять только для оди-
ночно работающих агрегатов (например, на транспортных ма-
шинах); 2) уменьшение зоны нечувствительности всех систем
регулирования приводит к большей определенности в распреде-
лении нагрузок и исключает самопроизвольное изменение на-
грузки из-за каких-либо случайных причин.
1-10. РЕГУЛЯТОРЫ ЧАСТОТЫ
Итак, автоматическое поддержание частоты на заданном уровне
при использовании изодромных систем регулирования на отдель-
ном агрегате можно осуществлять только при работе этого агрега-
та на изолированную сеть. Как же можно автоматизировать этот
процесс в системах, объединяющих большое число параллельно
работающих агрегатов? Предположим, в системе п агрегатов и на
каждом при воздействии ручного управления взята нагрузка АД
Один из них с изодромной системой регулирования. Нагрузка си-
стемы увеличивается Все приращение нагрузки системы будет вос-
принимать агрегат с изодромной системой регулирования, пока
сто нагрузка не возрастет до полной и ее дальнейшее увеличение
станет практически невозможным, Дальнейшее нагружение си-
стемы будет вызывать уменьшение ее частоты. Чтобы воспрепят-
ствовать этому, надо включить изодром на другом агрегате, чтобы
он воспринимал все дальнейшее увеличение нагрузки системы, пока
н его нагрузка не станет полной, после чего изодром следует пере-
54
СТАТИКА
нести на следующий агрегат. Таким способом можно автоматиче-
ски поддерживать частоту в энергетической системе, если в ней
только один агрегат (или по одному на каждой электростанции)
будет с изодромом и если этот изодром автоматически переносить
с турбины на турбину. Конечно, целесообразнее иметь один изо-
дром в системе и его автоматически переключать с одного агрега-
та на другой по заранее заданной программе.
В качестве таких изодромов используются регуляторы частоты.
Эти регуляторы представляют собой частотомеры с жестко уста-
новленными границами отклонения частоты по обе стороны задан-
ного значения. Как только частота достигает предела отклонения,,
этот регулятор воздействует на механизм управления определенно-
го агрегата и с его помощью восстанавливает частоту системы.
Действие такого частотомера-регулятора автоматически переклю-
чается с одного агрегата на другой по мере исчерпания возможно-
стей очередного агрегата.
В настоящее время роль автоматического регулятора частоты
(централизованного изодрома) усложняется. Он должен автома-
тически выбирать объект для воздействия (регулируемый агрегат)
по условиям наиболее экономичного распределения нагрузок и
действовать пропорционально изменению частоты, а не дискретно»
по намеченным границам отклонения частоты.
Другим системным регулятором может быть регулятор перето-
ка мощности. Такой регулятор, измеряя мощность, передаваемую
по линии связи между системами, передает импульс регулируемо-
му агрегату при отклонении этой мощности от заданного значения.
1-11. РЕГУЛИРОВАНИЕ ТУРБИН С ПРОТИВОДАВЛЕНИЕМ
Наибольшая энергетическая потеря в паровой турбине — потеря
тепла с охлаждающей водой. Исключение этой потери — наиболее
эффективный способ повышения к. п. д. установки. Тепло отрабо-
тавшего пара может быть использовано на технологические нужды
и на отопление помещений. Но использовать можно только тепло
достаточно высокого потенциала (температуры), что вынуждает
повысить его температуру и, следовательно, давление на выходе
из агрегата. Расширение пара в этом случае будет меньше того,
которое могло бы быть по условиям окружающей среды (по темпе-
ратуре холодного источника), и тем не менее эта потеря с избыт-
ком покрывается выигрышем от производства электрической энер-
гии без потерь в холодильнике. Турбины, давление на выходе
из которых выше атмосферного, называются турбинами с противо-
давлением.
Турбины, в которых противодавление ниже атмосферного, но
выше того, которое можно было бы получить при данной темпе-
РЕГУЛИРОВАНИЕ ТУРБИН С ПРОТИВОДАВЛЕНИЕМ
55
ратуре холодного источника, называется турбинами с ухудшенным
вакуумом.
Применение обоих типов турбин обусловлено возможностью
использования отработавшего пара.
На рис. 1-28 схематически изображена турбина с противодав-
лением. Количество пара, поступающее в турбину /, регулируется
клапаном 3. Этот клапан управляется регулятором скорости. На
выходе из турбины пар поступает к потребителю через клапан 4..
Турбина приводит в движение генератор 2.
Рис. 1-28. Схема регулирования турбины с противодавлением.
От агрегата отбираются два вида энергии: электрическая и теп-
ловая. Каждый из видов изменяется потребителем независимо от
другого, что накладывает определенный отпечаток на процессы из-
менения параметров агрегата.
Предположим, увеличилась электрическая нагрузка. Наруше-
ние равновесия действующих моментов вызовет соответствующее
действие регулятора скорости. Откроются клапаны турбины и рас-
ход пара через агрегат возрастет, что и уравновесит рост электри-
ческой нагрузки. Но этот же увеличенный расход пара пойдет к по-
требителю тепловой энергии, что приведет к изменению у послед-
него технологического процесса. Если потребитель уменьшит коли-
чество получаемого пара прикрытием регулирующего органа 4, то
это восстановит прежний пропуск пара через агрегат и тем возвра-
тит выработку электроэнергии к первоначальному уровню. Таким
образом, в данном агрегате взаимосвязь выработки электрической
и тепловой нагрузок не позволяет осуществить независимое удов-
летворение нужд обоих потребителей. При таком агрегате возмож-
но независимое удовлетворение требований только какого-либо од-
56
СТАТИКА
ного потребителя. Выход из создавшегося положения может быть
только один: должен быть еще один агрегат, от которого получает-
ся только один вид энергии. Только за счет перераспределения про-
изводства того вида энергии, который вырабатывается обоими аг-
регатами, можно удовлетворить обоих потребителей независимо
друг от друга.
Подключив к общей электрической сети генератор, приводящий-
ся в движение турбиной с конденсацией пара (без отбора пара теп-
ловому потребителю), можно им воспринимать все колебания
электрической нагрузки, вызванные как изменением ее потребле-
ния, так и изменением выработки турбиной с противодавлением.
В случае наличия только одного генератора, приводящегося в дви-
жение турбиной с противодавлением, необходимо иметь возмож-
ность подавать дополнительно пар потребителю непосредственно от
данного или специального парового котла.
Первый способ регулирования агрегата будет по тепловому
графику (с зависимой выработкой электрической энергии), вто-
рой — по электрическому.
Обычно количество электрической энергии, вырабатываемое
турбиной с противодавлением, не может удовлетворить нужды по-
требителя и дополнительно устанавливаются турбогенераторы с
приводом от конденсационной турбины, т. е. обычно турбины с про-
тиводавлением работают по тепловому графику.
В последнем случае действие регулятора скорости будет только
мешать поддержанию режима работы теплового потребителя.
Количество пара, идущее к потребителю, определяется откры-
тием регулирующего органа 4, управляемого потребителем и дав-
лением пара перед этим органом. Чтобы потребитель мог менять
расход пара независимо от работы турбины, необходимо поддержи-
вать давление пара перед клапаном 4 неизменным. Значение этого
давления будет зависеть от режима работы турбины, который
определяется открытием клапана 3. Мы приняли, что количество
вырабатываемой электрической энергии в данном случае может
быть произвольным. Тогда для поддержания давления пара рп на
заданном уровне следует соответствующим образом воздействовать
на клапан 3, чтобы его открытие автоматически следовало за от-
крытием клапана 4.
Для автоматического осуществления поставленной задачи необ-
ходимо использовать импульс по давлению пара и передать его
системой регулирования клапану 3. На рис. 1-28 схематически изо-
бражена подобная система регулирования. Пунктиром показана пе-
редача импульса по давлению рп к регулятору давления 5. Как
видно из схемы, на один и тот же регулирующий орган 3 действу-
ют два регулятора. Казалось бы, один из них — регулятор скоро-
сти не нужен. Но это не так. Когда турбина находится на холостом
ходу и генератор еще не включен в электрическую сеть, необходи-
РЕГУЛЯТОРЫ ДАВЛЕНИЯ
57
M«i автоматическое поддержание частоты вращения ротора турби-
ны до ее синхронизации с сетью.
Только после включения в общую сеть электрический регуля-
тор может быть выведен из работы, поскольку уровень угловой
скорости турбогенератора будет поддерживаться синхронизирую-
щей силой других параллельно включенных агрегатов. На холо-
стом ходу регулятор давления 5 должен быть поставлен на упор,
чтобы его действие не мешало работе регулятора скорости. Таким
образом, исключается одновременная работа двух регуляторов.
1-12. РЕГУЛЯТОРЫ ДАВЛЕНИЯ
Импульс давления пара рп должен быть преобразован в переме-
щение муфты регулятора. Как и в конструкции регулятора скоро-
сти, преобразование изменения силы в изменение положения про-
ще всего осуществлять с помощью упругой системы (пружины).
Давление пара, передаваемое на поршень 2 регулятора /
(рис. 1-29), уравновешивается натяжением пружины 3. Уравнение
равновесия сил можно написать в виде
pnF = сх, (1-44)
Приращение силы давления пара уравновешивается соответ-
ствующим приращением натяжением пружины:
ApnF = сАх. (1-45)
Обозначая Ахмакс — перемещение муфты 4 регулятора
(рис. 1-29), соответствующее перемещению клапана 3 (рис. 1-28)
от положения холостого хода до положения полной электрической
нагрузки (и, следовательно, максимального пропуска пара), пере-
пишем уравнение (1-44) для максимальных изменений
/
ДРп.макс F = Самаке ИЛИ АРп'МаКС- рп0 F = cAxMaKC. (I -46>
Рпо
Отношение Арп.макс/рпо называется степенью неравномерно-
сти по аналогии с регулятором скорости и обозначается также
буквой бп, где рпо — заданная величина давления; p^F — расчет-
ное усилие на поршень, называемое поддерживающей силой ре-
гулятора.
Статическая характеристика системы регулирования давления
имеет такой же вид, как и система регулирования скорости
(рис. 1-30). Система регулирования, поддерживающая давление на
58
СТАТИКА
неизменном уровне (Лрп.макс = 0), называется также изодромной,
хотя само слово изодром означает постоянное вращение, но оно
применяется для обозначения устройства, поддерживающего по-
стоянным любой параметр. Применение изодромной системы ре-
гулирования давления пара возможно только при условии работы
одной системы с изодромом в параллель с другими источниками
пара, иначе и в этом случае распределение нагрузок (расходов па-
ра) между отдельными агрегатами будет самопроизвольным.
Влияние силы трения в регуляторах давления сказывается так
Рис. 1-29. Принципиальная схема регулятора давления пара.
Рис. 1-30. Статическая характеристика регулирования давления.
же, как и в регуляторах скорости. При повышении давления воз-
действие на регулятор будет определяться уравнением
Рп1 F = СХ1 + Т; кра1 F = сДхх + Т.
Если после повышения давления до какого-то предела начнет-
ся его уменьшение, то уравнение равновесия
сДх2 = Дрп2Г + Т.
Вычитая почленно из предыдущего уравнения последнее (при
условии ДХ1 = Дх2), получаем:
(А&11 — АРпг) F ~ .
Степень нечувствительности, как и в случае регулятора скоро-
сти. определится по соотношению
R _ (APni—Арпг) Р __ 27* j
Рпо Р Рпо Р
РЕГУЛИРОВАНИЕ ТУРБИН С ОТБОРОМ ПАРА
59
Как и в случае регулятора скорости, влияние нечувствительно-
сти определяется отношением
8р (April-^Рпъ) Рпр _ Арп1 &Рп2
Рпо &Рп •макс АРп •макс
Пропорционально этой величине может изменяться расход пара
в отбор при неизменном положении муфты регулятора.
1-13. РЕГУЛИРОВАНИЕ ТУРБИН С ОТБОРОМ ПАРА
Выше было показано, что турбина с противодавлением не может
одна удовлетворять требование двух независимых потребителей.
Она обязательно должна работать совместно либо с котлом, либо
с конденсационной турбиной. Целесообразно слить оба агрегата
(конденсационный и противодавленческий) в один и, тогда такой
агрегат может покрывать электрическую и тепловую нагрузку по
независимым графикам.
Удобство применения такой комбинированной турбины конст-
руктивное и оперативное. Целесообразность такого решения опре-
деляется и некоторым снижением стоимости одного генератора по
сравнению со стоимостью двух. Но к. п. д. такой турбины всегда
будет ниже к. п. д. двух турбин, поскольку такая комбинированная
турбина почти всегда работает на нерасчетном режиме. При мак-
симальном пропуске пара в отбор часть турбины, расположенная
за камерой отбора, работает с большой недогрузкой и, следова-
тельно, с низким к. п.д. При работе без отбора недогружается часть
высокого давления, тогда эта часть работает с пониженным к. п. д.
Представим себе турбину с противодавлением 1 (рис. 1-31), пар
из которой направляется к потребителю через клапан 4, а избыток
пара используется в турбине низкого давления 2. Количество пара,
поступающего в турбину /, обозначим До, количество пара, идуще-
го к потребителю, Дп, в конденсаторе — Дк. -
При всех условиях сохраняется равенство
Д0 = Дп-|-'Дк. (1-49)
То же уравнение в приращениях будет:
ДД0 = АДП + ДДК. (1-50)
Количество пара Дп определяет работу турбины с противодав-
лением, Дк—конденсационной турбины. Обе турбины соединены
в одну. Две части этой турбины можно связать общим валом и тог-
да конструктивно агрегат значительно упростится. Обе турбины
60
СТАТИКА
будут вращать один и тот же генератор 5. Паропроводы от одной
турбины к другой будут минимальными. Обслуживающие механиз-
мы и агрегаты будут общими. В этой конструкции особенно боль-
шой недостаток в том, что когда потребителю нужно все количе-
ство пара До. в турбину 2 пар не будет поступать, а ротор будет
вращаться. Ротор, вращающийся в воздухе, будет его нагревать
и соответственно сам нагреваться, что может привести к ослабле-
нию дисков и порче уплотнений вала. Для предотвращения этого
приходится часть пара направлять в турбину 2 для охлаждения
Рис. 1-31. Схематическое изображение конденсационной турбины с
регулируемым отбором пара. Пунктиром показано распределение по-
токов пара.
ее ротора. Это количество пара практически не вырабатывает элек-
трической энергии, и его расход является прямой потерей.
Турбины, от которых пар отбирается на отопление, работают
зимой с максимальной тепловой нагрузкой. На это время, по пред-
ложению В. И. Кислого, ротор второй турбины (цилиндр низкого
давления) заменяют гладким валом, и тогда весь пар из первой
турбины (цилиндр высокого давления) можно направить к потре-
бителю.
Количество пара, идущее в турбину 2, должно изменяться в за-
висимости от изменения расхода пара Дп. Для изменения этого ко-
личества необходимо установить регулирующий орган 6. Просле-
дим процесс изменения расходов пара До, Дп и Дк при различных
условиях работы агрегата.
Предположим, что увеличилась электрическая нагрузка гене-
ратора. Угловая скорость ротора уменьшится. Это вызовет дейст-
вие системы регулирования скорости. Клапан 3 (рис. 1-31) откро-
ется, что увеличит пропуск пара в турбину До. Соответственно
увеличатся Дп и Дк через неподвижные в данном случае регулиру-
ющие органы 4 и 6 только из-за повышения давления рп- Расход
РЕГУЛИРОВАНИЕ ТУРБИН С ОТБОРОМ ПАРА
61
пара потребителю Дп необходимо сохранить на прежнем уровне,
U1M чего необходимо восстановить значение рп. Этого можно до-
биться перепуском излишнего пара в турбину 2. При этом увели-
чится расход пара Дк- Повышение расхода пара До приведет к уве-
личению мощности А/’ь производимой турбиной 1. Увеличение Дк
вызовет увеличение мощности N2 турбины 2. Равновесие паровой
мощности и нагрузки наступит в том случае, если общее увеличе-
ние нагрузки агрегата ДМ будет равно сумме приращения нагрузок
турбин 1 и 2:
^N=:^N1 + ^N2. (1-51)
При правильном соотношении ДМ1 и ДМ2 можно добиться не-
изменности Дп, т. е. ДДП = О, и уравнение (1-50) будет:
ДДО = ДДК. (1-52)
Весь процесс регулирования и управления турбиной свелся
к изменению открытия клапанов 3 и 6. При увеличении электриче-
ской нагрузки потребовалось оба клапана открыть. Можно пока-
зать, что при уменьшении нагрузки процесс регулирования будет
происходить в обратном направлении, но равенства (1-51) и (1-52)
сохранятся в том же виде.
Если увеличится расход пара Дп к потребителю (откроется кла-
пан 4), то давление рп уменьшится. Это несколько увеличит про-
пуск пара через часть турбины /, но прямо пропорционально изме-
нению рп уменьшится расход пара через турбину 2. Уменьшение
расхода Дк приведет к соответствующему снижению парового мо-
мента ТИп2. Ротор агрегата будет тормозиться сохранившейся элек-
трической нагрузкой. Вступит в действие регулирование скорости
и клапан 3 откроется. Расход пара До увеличится и давление рп
начнет возрастать. Может ли восстановиться давление рп до перво-
начального уровня? Нет. Предположим, что расход пара в отборе
увеличился на ДДП. При восстановлении давления рп до первона-
чального уровня расход пара Дк через турбину 2 также восстано-
вится до первоначального значения (ДДк = 0). Первоначальной
будет и мощность М2, вырабатываемая этой турбиной (ДМ2=0).
Уравнение (1-50) примет вид:
ДД0 = ДДП. (1-53)
Но раз расход пара через турбину 1 возрастет на величину ДД0,
то и Ni увеличится на какую-то величину ДМЬ В то же время внеш-
няя электрическая нагрузка, по условию, сохраняется неизменной
(ДМ = 0) и равенство (1-51) не может быть соблюдено, т. е.
ДМ = ДД\ +0=^=0. (1-54)
62
СТАТИКА
Чтобы соблюсти условие (1-51) при возрастании расхода До,
необходимо соответственно уменьшить мощность турбины 2
ДМ - ДЛ\ + ДМ2 - О,
откуда
ДМ2 = —ДЛ^ (1-55)
Это можно выполнить только воздействием на клапан 6, сокра-
щая расход пара в турбину 2.
Итак, при увеличении расхода пара в отбор и сохранении неиз-
менной электрической нагрузки, общий расход пара возрастает,
а количество пара, идущее в конденсатор, необходимо соответст-
венно уменьшить. Клапан 3 управляется автоматически, необходи-
мо автоматически управлять и клапаном 6. Изменение расхода
пара потребителем через регулирующий орган 4 (рис. 1-31) неза-
висимо от работы агрегата возможно только при условии сохране-
ния постоянным давления рп. Это первое условие при проектиро-
вании системы автоматического регулирования. Потребление
тепловой энергии должно определяться только установленным тех-
нологическим режимом и не должно зависеть от работы агрегата.
Поэтому автоматическое управление клапаном 6 должно обеспе-
чить поддержание давления рп на заданном уровне (в пределах не-
равномерности). Регулятор давления, например, такого типа, ко-
торый изображен на рис. 1-29, должен воздействовать на клапан 6.
При снижении давления рп его восстановление возможно закры-
тием клапана 6 или, иначе, уменьшением расхода пара Дк в турби-
ну 2. Сравнивая с разобранным выше процессом восстановления
равновесия паровых мощностей ДЛ^4-ДЛ^=0, видим, что для этой
цели требуется то же направление движения клапана 6, что и в из-
ложенном выше случае.
Уменьшение мощности N? вызовет нарушение равновесия элек-
трической нагрузки и парового момента, что приведет к открытию
клапана 3 действием системы регулирования скорости.
Схематически система регулирования давления пара в отборе
изображена на рис. 1-32. Поршень 2 регулятора 1 перемещает кла-
пан 6 с помощью рычага 5. Маховик 4 служит для изменения натя-
жения пружины регулятора, что позволяет при том же положении
клапана 6 поддерживать различное давление пара в отборе (меха-
низм управления). Изображенная схема, как и схема на рис. 1-6,
называется схемой прямого регулирования. Как и в случае регу-
лирования угловой скорости, для мощных турбин такая система
не может применяться из-за больших сил сопротивления, возника-
ющих в клапане 6. Для преодоления этих сил используется систе-
ма регулирования с усилением в виде гидравлического сервомото-
РЕГУЛИРОВАНИЕ ТУРБИН С ОТБОРОМ ПАРА
63
I1 । (рис. 1-33). Статическая характеристика такой системы регу-
шрования будет та же, что и на рис. 1-30. Снижение давления
пяра в отборе должно приводить к закрытию клапана 2, как это
и юбражено на схеме на рис. 1-33, т. е. увеличение расхода пара по-
। ргбителем соответствует некоторому снижению давления рп
(рис. 1-30).
При введении автоматического регулирования давления пара
в отборе переходный процесс от одного установившегося состояния
к другому будет происходить следующим образом.
Рис. 1-32. Прямое регулирование давления пара в отборе
Рис. 1-33. Сервомоторное регулирование давления в отборе.
Увеличилась электрическая нагрузка на ДМ Ротор агрегата
тормозится и регулятор скорости открывает доступ пара в турбину.
Возрастает расход пара До и соответственно увеличивается давле-
ние рп- Повышение давления пара в отборе передается регулятору
давления, который открывает клапан 6 (рис. 1-31) и тем увеличи-
вает пропуск пара в часть низкого давления. Повышается мощность
обеих частей турбины, что и восстанавливает равновесие моментов.
При этом соблюдается равенство
AW = + ДДГ2.
При уменьшении внешней нагрузки процесс происходит в обрат-
ном направлении.
При увеличении расхода пара в отбор Дп давление пара в от-
боре понизится. Действием регулятора давления прикроется кла-
пан 6. Это приведет к уменьшению мощности части низкого давле-
64
СТАТИКА
ния и соответствующему уменьшению суммарного парового момен-
та Ротор турбины начнет тормозиться. Регулятор скорости откроет
клапан 3, что восстановит нарушенное равенство моментов. Уве-
личение расхода пара в отбор компенсируется соответствующим
изменением расходов пара через обе части турбины
АДП = АД0 —АДК.
Приведенные рассуждения показывают, что в данной системе из-
менение одной из нагрузок агрегата (электрической или тепловой)
Рис. 1-34. Связанное регулирование скорости и давления.
обязательно приводит к нарушению другой нагрузки при переход-
ном процессе регулирования. Изменение основного регулируемого
параметра (например, рп при ЛДП=О) вызывает действие соответ-
ствующего регулятора и вынужденное, не определяемое техноло-
гической необходимостью действие другого регулятора. Целесооб-
разно поставить условие так спроектировать систему регулирова-
ния, чтобы не происходило паразитного действия регуляторов.
При изменении расхода пара в отбор и соответствующем изме-
нении давления пара рп нужно, чтобы регулятор давления, прикры-
вая одни клапаны, открывал другие. Подобная схема изображена
на рис. 1-34.
При действии регулятора скорости необходимо иметь точку
опоры рычага 4, потому что иначе будет неопределенным взаимное
расположение клапанов ЧВД и ЧНД при случайных изменениях
сил, действующих на эти клапаны. Точкой опоры может быть муф-
та регулятора давления 5 (рис. 1-34).
На те же клапаны должен действовать регулятор давления пара
в отборе. Для этого рычаг 4 также должен иметь точку опоры, в ка-
честве которой может быть муфта регулятора скорости 2. При этом
РЕГУЛИРОВАНИЕ ТУРБИН С ОТБОРОМ ПАРА
65
получается связанная система регулирования двух параметров
одного агрегата. Оба регулятора независимо друг от друга изменя-
ют открытие клапанов ЧВД и ЧНД.
Выведем зависимости, которые позволяли бы определить вели-
чину плеч рычага ABCD.
Расход пара в отбор равен:
Дп — До — Дк\ Ми — АДо — АДк*
Суммарная мощность агрегата
N = + N2, bN = ДА\ + AW2.
Если меняется электрическая нагрузка Д^=#0, то расход пара
в отбор должен оставаться неизменным, т. е. ДДП=О.
Если меняется расход пара в отбор АДп=#0, то электрическая
нагрузка должна оставаться неизменной A/V = 0. Соотношение плеч
рычага системы регулирования должно удовлетворять обоим по-
ставленным условиям.
Примем, что расход пара через данный регулирующий орган
пропорционален его открытию (при неизменности параметров па-
ра), тогда
ДДо = k± Дгх; ДДК = k2 Дг2. (1 -56)
Первое условие приводит к равенству
ДДП = ДД0 — ДДК = Дгх — Дг2 = О,
откуда
k1^z1 = k2^-,^ = ^ . (1-57)
Равенства (1-56) будем считать действительными и для макси-
мальных изменений расходов пара, т. е.
АДомакс = Аймаке» ^Дк-макс ^2^2макс>
откуда
__ ДДрмакс . & __ ДДк-макс
Аймаке Аймаке
Подставляя значения k\ и в равенство (1-57), получаем:
Д^Х ДДюмакс Д^хмакс .
Д^2 ДДомакс Д^гмакс
Д?1 . Д^2 ДДк'Макс
Д^хмакс Д^гмакс ДДрмакс
(1-58)
730
66
СТАТИКА
По рис. 1-34 для случая неизменности расхода пара в отбор (не-
подвижен регулятор давления) можно определить:
= АД
к.макс Аймаке
Д?2 АДомакс Аймаке
(1-59)
Второе условие дает:
AN == ДУХ 4- ДЛГ2 = 0.
Мощность паровой турбины может быть определена по урав-
нению
дг _ N1
1 860 ХХ’
дг £к^Й д^п
2 860
где /7Ь Н2— адиабатические перепады энтальпий, срабатываемые
в данной части турбины; rjo/; —внутренние относительные
к. п. д. соответствующих частей турбины; Л4.х;
ности холостого хода, условно приходящейся
турбины.
Считая величины /7Ь Н2, rjir, т)“-; Nx.x и Nx.x
жем определить:
ДА\ = дд . ДДТ =^12!°?дд
1 860 0 2 860
Nx.x — доля мощ-
на данную часть
ПОСТОЯННЫМИ, МО-
или, подставляя значение величин ДД0 и ДДК,
A2V = £ д2; ддг = k2 Ьг2.
860 1 2 860
По второму условию
ДЛ\ = — A2V2,
откуда
Л,
-------к-\ !\Z-\ — —
860
Azt Щ Пы ^2
Дг2 н1
860 2 2
#2 п" АДк.макс Аймаке
*%£ АДОмаке Аймаке
РЕГУЛИРОВАНИЕ ТУРБИН С ОТБОРОМ ПАРА
67
Для второго случая, когда муфта регулятора скорости непод-
вижна (рис. Ь34):
_____ ДС __^2 А^к.макс А^1макс ц gg^
Az2 ВС Н. T]of АДомакс Аймаке
Условия (1-59) и (1-60) позволяют определить плечи рычага
ABCD. В этом рычаге три независимые переменные длины АВ,
ВС и CD, так как имеются всего два уравнения, связывающие пле-
чи рычага, то для полной определенности необходимо третье урав-
нение, которым должно быть AD = L — длина рычага, выбираемая
по конструктивным соображениям. Если в системе регулирования
используются гидравлические связи, то выбор передаточных отно-
шений остается тем же.
Связанная система регулирования, в которой соблюдены оба
приведенных выше условия, обеспечивает независимое действие
каждого из регуляторов и называется статически незави-
симой.
Действие связанной системы регулирования подчиняется двум
статическим характеристикам: по давлению пара в отборе и по уг-
ловой скорости ротора. Каждая из этих характеристик в пределах
возможного действует независимо друг от друга. Наложение дей-
ствий двух характеристик можно представить в виде совмещенной
характеристики, изображенной на рис. 1-35.
При совмещении двух характеристик необходимо ввести неко-
торую условность. Разделим условно общий поток пара на турби-
ну на два потока (см. рис. 1-31): один Дь идущий через часть вы-
сокого давления, и другой Дз, идущий через часть низкого давления
в конденсатор, и построим для каждого из них свою статиче-
скую характеристику. Для первого потока строим зависимость
Д1 = /(со), для второго Д2 = Нрп). Первая характеристика построе-
на в правом верхнем квадранте (рис. 1-35), вторая — в правом ниж-
нем. Для построения второй характеристики отложим на первой
точку /к, соответствующую номинальной мощности при Дп=0. Тот
же расход пара поступит и в ЧНД, поэтому при расчетном значе-
нии рп.к получим точку 2К, определяющую статическую характери-
стику ЧНД. В левом верхнем квадранте строится зависимость
A^2=f(co), т. е., иначе, изменения мощности ЦНД при изменении
угловой скорости. В левом нижнем квадранте — зависимость
Л^2 = /(рп). Все эти зависимости легко рассчитываются на основа-
нии выбранных размеров и параметров турбины.
Рассмотрим, как отражаются на такой комбинированной номо-
грамме различные режимы турбины. Предположим, что увеличи-
вается угловая скорость ротора турбины от значения соо до соь По
скоростной характеристике в правом верхнем квадранте получаем
< мощение характеристической точки из положения /0 в положение
68
СТАТИКА
Эти точки далее сносим на ось абсцисс. При этом следует пом-
нить, что если система регулирования обладает свойством стати-
ческой независимости, то будет соблюдаться pn = const и Дп=сопз1.
Соответственно этому находим расход Д21=Ди—Дп и точку 2Ь
через которую проводим смещенную характеристику регулятора
давления. Т^ким образом, для регулятора давления действие ре-
гулятора скорости подобно действию механизма управления. По-
скольку расход пара Дц в отбор и давление рпо в отборе остаются
неизменными, точка 30 переместится в точку Зь определяемую как
Рис. 1-35. Совмещенная статическая характеристика регуляторов
скорости и давления.
пересечение горизонтали рпо и вертикали от точки 4it что и даст точ-
ку смещенной характеристики W2 = f(Pn). По приведенным харак-
теристикам видно, что электрическая мощность агрегата уменьши-
лась от значения No до значения A7oi в соответствии с повышением
угловой скорости от СОо до С01.
При изменении давления пара рп в отборе от значения рпо до
рП1 по характеристике регулятора давления (правый нижний квад-
рант, рис. 1-36) точка 20 переместится в точку 2ь В данном случае
при статической независимости системы регулирования будет со-
блюдаться условие со = const.
При изменении давления в отборе от рпо до рщ соответственно
сместится точка 30 по характеристике в левом нижнем квадранте
РЕГУЛИРОВАНИЕ ТУРБИН С ОТБОРОМ ПАРА
69
и точку 3\. Из этой точки проводится вертикаль до пересечения с
горизонталью соо, что даст точку 4\. Через эту точку пройдет сме-
щенная характеристика 7V2=f((o). Откладывая от вертикали 4]3i
значение NQi получаем точку /ь определяющую величину Д\. Раз-
ность Дп—Д21=Дт даст новое значение расхода пара в отбор.
Таким образом, увеличение давления пара в отборе вызывает
соответствующее прикрытие клапанов ЦВД (уменьшение Д\) и от-
крытие клапанов ЦНД (увеличение Д2). Это определяется умень-
шением расхода пара в отбор. Преимущество предложенного спосо-
Рис. 1-36. Совмещенная статическая характеристика с изображением
процесса изменения давления в отборе.
ба изображения статических характеристик турбины с отбором па-
ра — наглядность того, что происходит в агрегате. Кроме того, этот
способ позволяет легко определять пропуск пара через соответст-
вующие органы парораспределения. Так, например, рассчитывая
регулирующие клапаны ЦВД, берем сумму расходов пара Д1+Д2,
а при расчете парораспределения ЦНД — пропуск пара Д2. По диа-
грамме легко определить и выработку электрической энергии каж-
дой частью турбины и, следовательно, в какой-то мере к. п. д. каждой
части. Наконец, такое изображение статической характеристики по-
зволяет яснее представить себе влияние различных изменений в па-
рораспределении и регулировании на суммарную статическую ха-
рактеристику турбины.
2
ДИНАМИКА
В настоящей главе будут рассмотрены процессы перехода элемен-
та или системы от одного установившегося режима к другому. Эти
процессы могут быть либо расходящимися, либо сходящимися. Ес-
ли процессы расходящиеся, новое установившееся состояние никог-
да не наступает, если сходящиеся — регулируемый параметр при
всех конечных однократных возмущениях приходит к новому уста-
новившемуся значению.
Системы регулирования, у которых переходный процесс сходя-
щийся, т. е. у которых после возмущения наступает новый устано-
вившийся режим, называются устойчивыми. Системы регулиро-
вания, у которых переходный процесс расходящийся, называются
неустойчивыми. К неустойчивым так же относятся системы
регулирования, у которых после возмущения значение регулируе-
мого параметра колеблется около значения нового равновесного
состояния с постоянной амплитудой. Процесс изменения парамет-
ра во времени при переходе от одного установившегося состояния
к другому выражается зависимостью типа T]=f(/). Чтобы опреде-
лить эту зависимость, необходимо установить связь величины па-
раметра с соотношением сил, действующих на этот элемент. Эта
связь определяется на основании тех физических законов, которые
определяют движение рассматриваемой системы.
Для механических систем таким законом будет закон Ньютона.
Неуравновешенная часть сил, действующих на данное тело, вы-
зывает ускорение движения тела, обратно пропорциональное
его массе.
Наличие сил сопротивления приводит к искажению прямой про-
порциональности между ускорением изменения параметра и вели-
чиной усилий, но эти искажения в большинстве случаев относи-
тельно малы и поэтому для практических целей в первом прибли-
жении можно нечувствительностью систем пренебречь.
В этой главе мы будем все сложные зависимости параметров
и их производных от сил рассматривать в упрощенном (линеаризо-
ванном) виде, т. е. вместо нелинейной функции будем брать линей-
ную, приближенно отображающую изменение выходной координа-
ты на рассматриваемом относительно малом участке. Таким
приближением может быть отрезок касательной, проведенной
ДИНАМИКА
71
। । рафику функции в точке, относительно которой рассматривает-
। малое изменение параметров.
Отрезок касательной, заменяющий истинную функцию, может
и гь легко определен, даже если функция дана в виде графика
виспмости выходной координаты от входной.
На рис. 2-1 дана зависимость x=f(p). Истинное приращение
>тоЙ функции будет равно:
Ах„ = f(Po + Ар) — f(Po)-
Рис. 2-1. Линеаризация зависимости x=f(p)
Приближенное Дх из треугольника
Дх = Др tg а.
Но tga= (dx)dp) р=ра и, следовательно,
Дх = (—) Др.
\ dp Jp=p0
Такая замена представляет собой разложение функции в ряд
Тейлора по степеням Др:
f (р0 + Ар) = f (ро) + Г (Ро) Др + ДР2 +•••’
откуда
f (Ро 4- Ар) — f (ро) = Г (Ро) Ар + ~ f" (Ро) Др2 +...
В тех случаях, когда мы рассматриваем малые отклонения ар-
гумента Др, величинами Др2, Др3 и т. д. можно пренебречь как ма-
лыми более высокого порядка, и, отбросив члены с ними, получим:
Дх = f (р0 + kp) — f (р0) Л f‘ (р0) Ьр.
Принятое упрощение тем ближе к действительности, чем ближе
функция к линейной или малы отклонения аргумента.
72
ДИНАМИКА
Как и в гл. 1, будем различать величины переменных, отсчитан-
ные от заранее обусловленного нуля, обозначая их буквами х, у, z
и т. д. и величины отклонений этих переменных, отсчитанные от но-
вых установившихся значений и обозначаемые Ах, Ay, Az и т. д. За-
висимость этих величин от времени [например, Ax=f(/)] называ-
ется переходным процессом данного элемента.
Уравнения движения элементов могут быть выражены в конеч-
ной и дифференциальной формах.
Для составления уравнения движения следует рассматривать
уравнение равновесия всех сил, действующих на данный элемент,
включая на основании принципа Даламбера силы инерции.
2-1. УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ РОТОРА ТУРБИНЫ
При исследовании работы агрегата в переходном процессе мы уста-
новили, что его движение подчиняется закону, определяемому урав-
нением (1-3):
ЛМ = 7ИП — М,— Мт = J —.
dt
Это уравнение и есть уравнение движения ротора турбины. Не-
обходимо только установить зависимость ДЛ4 от изменения пара-
метров системы регулирования. Паровой момент Мп зависит от пе-
ремещения клапана 1 (см. рис. 1-14) или равного ему перемещения
поршня сервомотора 4, обозначенного нами Az. Известно, что уси-
лие, передаваемое на лопатки турбины, определяется отношением
u/ci окружной скорости лопаток к абсолютной скорости выхода
пара из сопла. Следовательно, момент этих сил зависит от со. От
угловой скорости в какой-то степени могут зависеть Мэ и Мт. В об-
щем виде мы можем написать:
AM = f (?, со).
(2-1)
Разлагая эту функцию в ряд и отбрасывая все члены с произ-
водными порядка выше первого, получаем:
= Az + f— 'j Д®.
\ dz /д?=о \д(л /дсо=о
Подставляя в уравнение (1-3) значение АЛ4, получаем:
Ж Д2+Ж ^ = J—. (2-2)
\ dz /А 2= О \ (3(0 / А (0=0 dt
Определим производные
m и R •
\ dz \d(i) /А(0=0
5 РАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ РОТОРА ТУРБИНЫ
73
11ри увеличении окружной скорости момент, передаваемый ро-
1 ору турбины, уменьшается.
При и)С]=6 и и/с\=1 (для активных ступеней) передаваемая
мощность будет равна нулю. Расчетное значение и/с^ (для актив-
ных ступеней) равно 0,5. Следовательно, при неизменном значении
-1 увеличение окружной скорости и в 2 раза приведет к снижению
передаваемого момента до нуля.
Принимая зависимость величины передаваемого момента от
увеличения угловой скорости ротора линейной, можем определить
значение частной производной df/da. На рис. 2-2 приведен график
зависимости ДЛГ=/(со). Предположим, что при номинальной угло-
вой скорости соо избыточный момент равен ДЛ4П. При повышении
угловой скорости, но при неизменном максимальном открытии ре-
гулирующего органа, паровой момент будет уменьшаться и при
достижении частоты вращения, равной &соо, избыточный момент
станет равным нулю, т. е.
Мп = Л4Т.
Предположим, что произошел полный сброс нагрузки. До сбро-
са равенство моментов имело вид:
^п-макс ^э.макс ~
После сброса
^гьмакс ~ Л4Т.
В начальный момент сброса действительно соотношение
АЛЛ — ЛЛ _________ М —
Z-WKI макс — тп-макс тт — d , •
at
При повышении угловой скорости действием системы регулиро-
вания (в соответствии со статической характеристикой) будет за-
крываться регулирующий орган турбины и тем уменьшаться паро-
вой момент. Но одновременно момент будет уменьшаться за счет
увеличения угловой скорости (рис. 2-2). При новом установившем-
ся режиме ДЛ4 = 0 угловая скорость агрегата согласно статической
характеристике повысится на величину Дюмакс- Само это повышение
частоты вращения ротора приведет к уменьшению избыточного мо-
мента на величину ДЛ!©. Следовательно, на долю клапана остается
у меньшение момента ДЛ4макс—ДМ, .
Для случая, изображенного на рис. 2-2, частная производная
/ д/ \ __ ДМмакс 2)
\Э(0 /Д(о=0 k(tiQ
G—730
74
ДИНАМИКА
Знак минус показывает, что с ростом угловой скорости избыточ-
ный момент уменьшается.
Зависимость избыточного момента от положения клапана изо-
бражена на рис. 2-3. Выше мы условились, что за максимальное
перемещение клапана или, что то же, поршня сервомотора примем
его отклонение от положения холостого хода до полной нагрузки.
При холостом ходе и повышении угловой скорости на Дсомакс избы-
точный момент должен уменьшиться на величину ДМмакС—ДМ®.
Соответственно этому клапан переместится на величину Д^макс-
Рис. 2-3. Зависимость парового момента от открытия регулирующе-
го органа.
Рис. 2-2. Изменение парового момента при изменении угловой ско-
рости ротора.
Производная (df/dz)^ будет (рис. 2-3):
ЗП
дг /лг=о
Аймаке —
Аймаке?
(2-4)
Суммарное действие двух факторов (увеличение угловой ско-
рости и закрытие клапанов) дает полное изменение момента ДМ.
Подставляя значение производных в уравнение (2-2), получаем:
Д^.макс ~£^о. дг Д^макс дю = j d(O_ . ; (2-5)
Ломакс
Это уравнение сокращенно называется уравнением движения
машины в дифференциальной форме.
Для сравнения динамических свойств различных агрегатов
уддбнее все переменные выражать в относительных величинах.
Отнесем переменные параметры Дг и До к условным, заранее
выбранным их значениям: ДгМакс и ДсоМакс- Чтобы ввести относи-
тельную величину, умножим и разделим соответствующие члены на
Д^макс и Дсомакс- Делитель, на который мы делим переменную, по
существу масштаб данной величины.’ Как и во всех случаях, мае-
УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ РОТОРА ТУРБИНЫ
75
штабы можно брать произвольные, значения этих масштабов обя-
мтельно войдут в постоянные коэффициенты при переменных. При
единообразном выборе масштабов можно избежать дополнитель-
ных коэффициентов, определяемых отношением масштабов.
Во всех случаях за масштаб данной переменной будем выбирать
се максимальное изменение в статике. В уравнении (2-5) две пере-
менные: со и z. Их максимальные статические изменения Д(омакс
И Д^макс*
Перейдем к относительным величинам
(ДМ — ДМ ) -----------ДМ Асомакс Дю =
( макс ^Дгмакс Дюмакс
= JA<oMaKC ~^акс 7 ; (2-6)
</<о^б/(Д(о), поскольку эти величины отличаются только выбранным
началом координат.
Обозначим:
Аймаке Аймаке
Тогда уравнение (2-6) примет вид:
I* - Ф = ф'- (М)
Еще более общим уравнение будет в том случае, если оно будет
выражено в безразмерных величинах. Чтобы перейти к безразмер-
ным величинам, разделим уравнение (2-7) на ДМмакс, тогда
/ j---МИю\ Дюмакс = /ДЮмакс (2-8)
\ ДММакс/ ZjCOq с,.
По рис. 2-2 из подобия треугольников можно написать:
АМы Аюмакс
Аймаке
Обозначив отношение моментов
а =-------------
ДМмакс
и подставив это обозначение в уравнение (2-8), получим:
(1 _ а) р _ а(}) = £^макс ф, _ (2.9)
ДМмакс
Судя по уравнению (2-6), величина <р' размерная. Ее размер-
ность— с”1. Поскольку в левой части равенства (2-9) члены без-
6*
76 ДИНАМИКА
размерные, таким же должен быть и член \ ЛЛМ“ ЯЛ т. е. коэф-
А/^макс
фициент /Д(0макс/ЛЛ4макс имеет размерность времени. Обозначим
этот коэффициент:
р __ Аймаке Г Н*С2»м _ 1
м “ ДМмакс [ Н.м.с ~ ‘
Окончательно уравнение машины примет вид:
Тмср' + аср — (1 — а)р. = 0. (2-Ю)
Вся индивидуальность данного агрегата определяется величи-
нами, входящими в коэффициенты Тм и а.
Величина а характеризует собой способность самого агрегата
компенсировать внешнее воздействие на регулируемый параметр.
При а=1 система регулирования оказалась бы ненужной (коэф-
фициент при ц стал бы равным нулю), потому что внешнее воздей-
ствие на агрегат компенсировалось бы только внутренней способ-
ностью агрегата противодействовать внешнему возмущению; из-
быточный момент уменьшался бы до нуля только за счет повышения
частоты вращения. Такое свойство любого элемента регулиро-
вания принято называть саморегулированием, а коэффициент а —
коэффициентом саморегулирования. Таким же свой-
ством саморегулирования могут обладать и другие элементы си-
стемы. В регуляторе скорости возмущением является изменение
угловой скорости, а регулируемым параметром — перемещение
муфты регулятора. Применение пружины позволяет ограничивать
ход муфты только необходимой величиной и поэтому статически
устойчивый регулятор обладает коэффициентом саморегулирова-
ния, равным 1. В сервомоторе возмущением является перемещение
золотника муфтой регулятора, а регулируемым параметром — ход
поршня сервомотора. Обратная связь, выключающая действие ре-
гулятора, позволяет ограничить ход поршня необходимыми преде-
лами и определяет саморегулирующую способность сервомотора.
Регулятор скорости без пружины или сервомотор без выключаю-
щей связи будут элементами без саморегулирования. Такие эле-
менты могут применяться в системах регулирования. Область их
применения может быть определена дальнейшими исследованиями.
Совершенно разные агрегаты, имеющие одинаковые в динами-
ческом отношении значения Тм и а, будут вести себя одинаково.
Агрегат, имеющий очень тяжелый и большого диаметра ротор,
будет обладать большим моментом инерции J, но если при этом
мощность такого агрегата будет значительна и отношение //АЛ4маКс
мало, его инерционность будет малой. Движение любого другого
элемента системы регулирования, описываемое таким же по виду
уравнением, будет подобно движению ротора турбины, а коэффи-
циенты будут коэффициентами подобия.
УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ РЕГУЛЯТОРА СКОРОСТИ
77
2-2. УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ РЕГУЛЯТОРА СКОРОСТИ
Уравнение равновесия сил в регуляторе скорости при установив-
шемся режиме было выведено нами в виде (1-13):
2тсогДсо = с —то
k
Обозначим коэффициент при Ах
._с — то2
и учтем, что при малых значениях Асо можно принять со^соо =
= const, тогда
2/жо/Асо = /Ах. (2-11)
В динамике это равновесие сил нарушается Одна из сил стано-
вится больше другой и начинается ускоренное движение муфты
регулятора.
Положим, что угловая скорость регулятора увеличивается, т. е.
\со>0. Тогда на основании закона Даламбера уравнение равнове-
сия сил примет вид:
2тсоогАсо = г Дх + М , (2-12)
где М — приведенная масса всех поступательно движущихся час-
тей, перемещаемых грузами регулятора.
Полученное равенство и есть уравнение движения муфты регу-
лятора скорости или сокращенно уравнение движения регулятора.
В относительных координатах
d2
2^Д0()7Аймаке Т ~ Аймаке Т Т Д4Ахмакс
^®макс АХмакс
Обозначим:
Дх
Ахмакс
dt
Ахмакс
тогда
2/77(ОогД(ОмаКс (р = ^Д-^макс Л Д^Д-^макс Л • (2-13)
Уравнение статики (2-11) действительно для любых изменений
со и х, в том числе и для максимальных, т. е.
2тсо0гД(омакс = гДх
макс* (2-14)
78
ДИНАМИКА
Неравномерность регулирования удобнее выражать в виде сте-
пени неравномерности. Для этого умножим и разделим коэффици-
енты при ф и г] на соо:
2mco2гА—а-с ф = 2т<о2г Ас°макс т] + Л4Ахмакс л"-
Величина та&г названа нами поддерживающей силой регуля-
тора и обозначена буквой Р, степень неравномерности 6 =
=Л(Омакс/соо. Вводя эти обозначения в уравнение движения регуля-
тора скорости, получаем:
2Рбф = 2Р8л + Л4Ахмакс г]". (2-15)
Как и в первом случае, чтобы перейти к безразмерным членам
уравнения, разделим все уравнение на 2Р6, тогда
. А1ЛХмакс //
ф = Т) + —• п .
Y 1 2Рд ‘
Член т)" имеет размерность с~2, следовательно, коэффициент при
т)" должен иметь размерность с2. Введем обозначение
Т2 __ МДхмакс ГН-с2-м _ 2]
1 п — I — v I •
р 2Р6 L м.Н J
Тогда уравнение движения регулятора скорости (поскольку все
уравнения в динамике характеризуют движение элемента системы
регулирования, слово «движение» в названии обычно опускают)
7,рП" + л = Ф- (2-16)
Все индивидуальные особенности данного регулятора характе-
ризуются величинами, входящими в коэффициент Тр. На муфту
регулятора скорости могут действовать случайные, возмущающие
силы (например, колебание усилий масла на золотник сервомотора
в схеме рис. 1-14) при неизменной угловой скорости ф = 0. В этом
случае движение регулятора будет описываться уравнением
^г]" + л = О. (2-17)
Уравнение (2-17) линейное, и поэтому его легко проинтегриро-
вать.
Составим характеристическое уравнение
Т^2+ 1 = 0,
УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ РЕГУЛЯТОРА СКОРОСТИ
79
решая его относительно w, получаем:
w = 4- / — ,
где j = |1.
Общее решение дифференциального уравнения (2-17)
X/ -L.t
г1 = Л1еТР +А2е Тр .
Пользуясь преобразованием Эйлера, получаем:
ц = Ci sin — + С2 cos — . (2-18)
Постоянные С\ и С2 определяются из начальных условий. Мож-
но принять, что в начальный момент времени ц=т]о (начальное
отклонение муфты, вызвавшее движение регулятора) и т),=0.
По уравнению (2-18) можем установить, что движение муфты
регулятора скорости после толчка будет гармоническим, незатуха-
ющим. Регулятор скорости сам по себе оказывается неустойчивым.
Время 7Р является периодом собственных колебаний муфты регу-
лятора скорости. При этом необходимо обратить внимание на то,
что движение неустойчиво при любом значении Тр, кроме Тр=0.
Действительно, если Тр=0, то т]=0, т. е. при любом отклонении
муфты она вернется в исходное положение без колебаний. При
Тр <0 уравнение примет вид:
— Th" + n = 0. (2-19)
Характеристическое уравнение
— Тр«>2 + 1 =0,
и, следовательно,
Ц) = ± J- .
Общее решение дифференциального уравнения (2-19)
^ = А1еТр + А2е Тр.
При /->оо первый член стремится к бесконечности, второй —
к нулю, т)->-оо. Муфта такого регулятора и в этом случае не может
вернуться к установившемуся состоянию (т) = 0).
Эти рассуждения дают основание прийти к выводу, что неустой-
чив не данный конкретный регулятор скорости, а такой тип регу-
80
ДИНАМИКА
лятора, движение которого описывается уравнением (2-17). Такой
регулятор по самой структуре неустойчив.
Как же сделать такой регулятор устойчивым? Если коэффици-
ент при \у (1-10) положителен, то разработанный нами регулятор
в статических условиях устойчив. Неустойчивость появляется толь-
ко в переходном процессе, когда муфта статически устойчивого ре-
гулятора начинает совершать гармонические колебания. Чтобы их
погасить, необходимо ввести элемент, в котором происходило бы
рассеяние энергии движения, тогда колебания будут затухать. Тор-
мозящие силы такого элемента не должны действовать в статике,
поэтому целесообразно их выбрать пропорциональными скорости
движения т/.
Введем такой член в дифференциальное уравнение регулятора
^т)"+Тт), + т] = О.
(2-20)
Составим характеристическое уравнение
T2pw2 + Tw+ 1 =0.
Решая это уравнение, получаем:
Характер движения зависит от знака подкоренной величины.
Если она положительна — движение апериодическое, если отрица-
тельна— колебательное. Рассмотрим три возможных случая:
В первом случае, когда (Т/2ТР)2—1>1, корни и w2 действи-
тельные. Но корень квадратный из разности (Т/2ТР)2—1 меньше,
чем TI2TV, поэтому оба корня отрицательны и решение дифферен-
циального уравнения примет вид:
^А^+А^.
Оба члена этого равенства при стремятся к нулю. Регуля-
тор устойчив, поскольку ц стремится к нулю — новому установив-
шемуся положению муфты регулятора.
Во втором случае оба корня равны друг другу и отрицательны,
значит, и такой регулятор устойчив.
УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ РЕГУЛЯТОРА СКОРОСТИ
81
При
чепиые
числа
(T/2TV)2—1<0 корень из этой разности мнимый и полу-
корни характеристического уравнения — комплексные
Wi —
Т . . Т .
2Тр 2Тр
Общее решение уравнения (2-20) в этом случае
^.1
т} — е р [ct sin qt + с2 cos qt}.
(2-22)
В скобках стоит выражение, определяющее гармонические ко-
лебания системы. Но множитель е р при /->оо стремится
к нулю и, следовательно, муфта будет совершать затухающие ко-
лебания. Величина 7727^ называется коэффициентом затухания.
Итак, во всех трех случаях муфта регулятора скорости, выведен-
ная из равновесного состояния (при ф = 0), вновь придет к устано-
вившемуся состоянию.
Частота собственных колебаний такого регулятора (при комп-
лексных корнях)
(2-23)
Введение устройства, сопротивление которого пропорционально
скорости движения муфты регулятора, не только изменило харак-
тер переходного процесса, но и собственную частоту колебаний
регулятора. Подытоживая, можно утверждать, что регулятор ско-
рости, движение муфты которого описывается уравнением (2-20) г
всегда устойчив, если только коэффициенты Т и положитель-
ны. Как видим, важен только знак коэффициента, а не его ве-
личина. Поэтому можно заключить, что такой регулятор структур-
но, независимо от количественного значения коэффициентов,
устойчив.
Конструкция устройства, сопротивление которого пропорцио-
нально скорости движения муфты регулятора, уже использовалась
нами при создании изодромной системы регулирования (рис. 1-23).
В данном случае такое устройство называют катарактом. По-
этому и время 7\ определяющее его движение, назовем временем
катаракта и обозначим Гк.
Чтобы определить физический смысл этого коэффициента, вер-
немся к уравнению (2-12).
Сила катаракта пропорциональна скорости движения муфты ре-
гулятора; примем ее равной kdxjdt, где k — коэффициент пропор-
циональности.
•82
ДИНАМИКА
Тогда уравнение регулятора с катарактом запишется в виде
2тсоогДсо = iAx k— + М .
0 1 dt dt*
Проделав все те же преобразования, что и при выводе уравне-
ния (2-15), получаем:
2PS(p = 2Р6т) + Мхмакс т]' + Л4Дхмакс rf,
или, поделив на 2Рб>
// , ^макс. / i = (2-24)
2Р6 1 2Р6 1 1
отсюда
гр ^Д*макс ГН‘С*М __ 1 (2-25)
к “ 2Р8 L м-н J 7
и уравнение движения регулятора скорости с катарактом примет
вид:
+ + n = (2-26)
Система прямого регулирования с таким регулятором изобра-
жена на рис. 2-4.
Влияние сил инерции подвижных масс на работу регулирова-
ния определяется величиной Т?. Чем меньше эта величина, тем
больше собственная частота колебаний регулятора и тем движение
его муфты меньше зависит от воздействия сил, не связанных с им-
пульсом регулирования.
При весьма малом значении Т? членом со второй производной
можно пренебречь и тогда уравнение регулятора без катаракта
примет вид:
П = Ф. (2-27)
Такой регулятор принято называть идеальным. После любого
возмущения его муфта без колебаний мгновенно возвращается
в первоначальное, установившееся положение. Для такого регуля-
тора катаракт не нужен. Время Гр равно:
m2 _ МДхмакс
р “ 2Р8
Это время тем меньше, чем меньше масса подвижных частей,
меньше ход муфты регулятора, больше поддерживающая сила Р и
больше неравномерность б. При переходе к системам регулирования
с усилением муфта регулятора перемещает только относительно
легкий золотник и поэтому М резко уменьшается. Значит, и для по-
УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ ПРЯМОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ
83
нышения качества работы самого регулятора переход к сервомо-
торному регулированию полезен. С этой целью часто применяют
< истемы регулирования с несколькими ступенями усиления, ког-
да тяжелый золотник перемещается также сервомотором, золот-
ник которого обладает меньшей массой, чем золотник главного
сервомотора.
Поддерживающая сила регулятора Р = т^г. Увеличение массы
грузов регулятора не только повышает поддерживающую силу, но
и увеличивает массу перемещаемых деталей. Поэтому увеличение
Рис. 2-4. Система прямого регулирования с катарактом.
Р за счет применения больших масс нецелесообразно. Также не име-
ет смысла увеличивать Р удлинением радиуса г, так как это увели-
чивает конструктивные размеры регулятора. Наиболее целесооб-
разный способ повышения Р — увеличение его быстроходности, т. е.
соо- В современных быстроходных регуляторах время Тр пренебре-
жимо мало и уравнение регулятора обычно пишут в виде (2-27).
2-3. УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ ПРЯМОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ
Схема регулирования, изображенная на рис. 2-4, состоит из двух
элементов — регулятора скорости и турбины. Движение системы
в целом определяется связанным действием этих элементов. Следо-
вательно, уравнением движения всей системы является система
двух дифференциальных уравнений:
регулятора
^г)"+ад+т)=Ф
84
ДИНАМИКА
и турбины
Тм Ф' + аф = (1 — а) р. = (1 —а) т]
(в данном случае перемещение клапана равнозначно перемещению
муфты регулятора). При совместном решении этих уравнений важ-
но установить, какое значение имеет замыкание системы в цикл.
Рассмотрим для аналогии простую механическую замкнутую
статически устойчивую систему, изображенную на рис. 2-5. В точке
1 пружина d действует на рычаг с силой Si. В точке 2 рычаг дей-
Рис. 2-5. Действие сил в простой замкнутой механической системе.
ствует на тягу b и через нее передает силу Si рычагу с (точка 5).
Рычаг с (все рычаги равноплечие) действует на пружину d (точ-
ка 4) с силой Si. Казалось бы, замыкание таким образом системы
и определит ее состояние. Но в действительности при таком/ как
показано на рис. 2-5, расположении сил, система не может нахо-
диться в равновесии. Для того чтобы замыкание отобразило истин-
ное состояние системы, необходимо в точке замыкания принять не
силу действия, а силу реакции этому действию, т. е. силу S. Только
при таком положении силы окажутся в равновесии (статически
устойчивая система). Система регулирования при замыкании
в цикл должна подчиняться тем же закономерностям, т. е. в точке
замыкания необходимо вместо силы действия принимать силу про-
тиводействия. Иначе говоря, в точке замыкания у силы внешнего
воздействия элемента необходимо знак изменять на противополож-
ный вне зависимости от действительного направления движения
замыкающего элемента.
При соединении элементов в замкнутую систему автоматическо-
го регулирования (в замкнутый цикл) необходимо иметь общую
координатную систему, иначе — общее правило знаков для всей
системы. Примем для системы (см. рис. 2-4) за положительное на-
правление движения всех элементов такое, которое соответствует
увеличению угловой скорости агрегата. При повышении угловой
скорости регулятора 2 его муфта будет подниматься вверх. Следо-
вательно, это направление движения муфты будет положительным.
При движении вверх муфта регулятора рычагом 3 будет опускать
УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ ПРЯМОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ
85
клапан /, поэтому движение клапана вниз положительное. При дви-
жении клапана вниз уменьшается расход пара в турбину — умень-
шение этого расхода соответствует положительному направлению
отсчета величины AG. Уменьшение расхода пара вызывает умень-
шение угловой скорости ротора и это направление изменения Асо
должно быть выбрано за положительное. Но это не совпадает с тем
направлением, которое мы приняли за положительное в начальном
звене нашей цепи регулирования. Как и в случае механической
системы, получилось противоречие, которое можно устранить, толь-
ко заменив в точке замыкания воздействие на реакцию этому воз-
действию. Иначе замкнутая система не может рассматриваться как
находящаяся в равновесии.
В руководствах по автоматическому регулированию обычно ука-
зывается, что при замыкании системы в цикл необходимо изменить
шак на обратный. Так, например, в [Л. 5] сказано; чтобы перейти
от разомкнутой одноконтурной системы к замкнутой, надо добавить
еще одну связь
^вх = -<-
В действительности никакой дополнительной связи не вводится,
а только изменяется знак у входной величины. И объясняется это
необходимостью соответствующего действия.
«Если первым звеном системы является регулируемый объект,
го при замыкании системы последнее, п-е звено должно воздейст-
вовать на объект так, чтобы увеличение регулируемой координаты
%! вызвало уменьшение этой самой координаты» (там же).
Если в схеме (рис. 1-6) точку В качания рычага перенести пра-
вее точки С, то никаким изменением знака у координаты нельзя
добиться необходимого движения клапана, обеспечивающего устой-
чивое движение. Для этого надо соответственно вещественно раз-
местить точку качания рычага. И второе, если (как при перенесе-
нии точки В правее С) система действует неправильно, можно ли
исследовать характер ее движения? Конечно можно. И надо ли
в этом случае менять у входной координаты знак на обратный?
Обязательно надо. Некоторые авторы [Л. 6] искусственно выбирают
шак у осей координат одного из звеньев, чтобы изменить у выход-
ной координаты знак на обратный.
Таким образом, допускается логическая ошибка: формальное
изменение знака на противоположный объясняется необходимым
направлением действия системы.
Во многих руководствах правило знаков вообще обходится [Л. 7]
молчанием, и это, конечно, может привести только к недоразу-
мениям.
Итак, при замыкании системы регулирования в цикл у замыка-
ющей связи необходимо знак менять на противоположный. При
86
ДИНАМИКА
этом безразлично, какой именно элемент считать замыкающим.
В примере механической схемы (см. рис. 2-5) также безразлично,
в каком элементе вместо действующей силы взять ее реакцию.
В разомкнутой системе регулирования импульс последовательно
передается от первого элемента к последнему. И так как последний
элемент не связан с первым замыкающей связью, то он только вы-
полняет команду первого элемента и не корректирует действия
первого элемента обратной связью. Поэтому разомкнутую систему
следует назвать системой управления в отличие от замкну-
той системы автоматического регулирования. Система
управления может получать импульс не только от человека, но и от
заранее программированного механизма.
В промежуточных звеньях системы управления могут быть
и замыкающие обратные связи, но нет связи, действующей на пер-
вый элемент от объекта.
В замкнутой системе автоматического регулирования обязатель-
но наличие элемента, измеряющего регулируемый параметр, и пе-
редача от него импульса исполнительному механизму, воздейству-
ющему на регулируемый параметр. В системе управления регули-
руемый параметр не измеряется, а его величина задается извне.
2-4. УСЛОВИЯ УСТОЙЧИВОСТИ
Установив правило знаков, вернемся к исследованию уравнения
движения замкнутой системы регулирования, изображенной на
рис. 2-4. Уравнение движения регулятора скорости с катарактом
имеет вид (2-26):
7lh" + TKn' + n = <P-
Уравнение движения ротора турбины (2-10):
Ти <р' + окр = (1 — «) П-
При замыкании этих элементов в систему регулирования у за-
мыкающей связи следует знак изменить на обратный. Примем, что
замыкание выполнено связью ср, тогда в уравнении регулятора, где
эта связь соответствует внешнему (от ротора) воздействию на ре-
гулятор, необходимо знак изменить на обратный, т. е. уравнение
системы регулирования определится совместным решением двух
уравнений:
Т’мф' + аф — (1— а)т) = 0; 1
7’рП" + 7,кП' + л + ф = 0. J
(2-28)
УСЛОВИЯ УСТОЙЧИВОСТИ
87
Исключим из уравнений (2-28) переменную т], и уравнение дви-
жения системы будет иметь вид:
Tl Тм <р'" + (аТ2р + Тк Ти) <р" + (атк+тм) q>' + <р = 0. (2-29>
Составим характеристическое уравнение этого дифференциаль-
ного уравнения
Тр ти w3 + (аТ2 + Тк Тм) w2 + (аТк + Тм) w + 1 = 0. (2-30)
Полученное кубическое уравнение можно решить, и тогда урав-
нение движения системы можно написать в виде
ф = + Д ewJ + Д ewj, (2-31 >
где Wi, w2 и — корни характеристического уравнения.
Система устойчива в том случае, если после однократного воз-
мущения система приходит к новому установившемуся состоянию.
Поскольку мы приняли отсчет всех параметров системы от нового
установившегося состояния, то после завершения процесса регули-
рования отклонения параметров должны равняться нулю, т. е. ф = 0.
При возрастании t (времени процесса регулирования) ф только-
тогда будет стремиться к нулю, если все корни уравнения (2-30)
меньше нуля. Если хотя бы один корень (например, t^i) больше
нуля, то при /~>оо ф->оо, так как ew^ ->оо. Уравнение (2-31) в этом
случае будет иметь вид:
ф = + A2e4wAt + Д
Два корня в решении уравнения (2-30) могут быть комплексны-
ми сопряжениями. Например, может быть Wi — вещественный ко-
рень, w2=p + iq и w3 = p—iq, тогда решение уравнения (2-29) при-
мет вид:
Ф = Л, ewj + Л2 e{p+‘q)t + Л3е(₽-'9)/ =
= Л, eWlt + e₽z (Л2 elqt + Л3 e~lqi). (2-32)
Выражение в скобках отражает гармонические колебания ф
с постоянной амплитудой. Умножение величины амплитуды гармо-
нического колебания на член приведет к уменьшению амплиту-
ды до нуля, если коэффициент р будем меньше нуля.
Итак, для общего случая движения систем регулирования усло-
вие устойчивости можно сформулировать в следующем виде.
Система будет устойчива, если все вещественные корни и веще-
ственные части мнимых корней характеристического уравнения
дифференциального уравнения движения будут меньше нуля.
88
ДИНАМИКА
Попробуем выяснить, при каких величинах коэффициентов урав-
нения движения система будет устойчива, если корни характеристи-
ческого уравнения не определены.
Положим сначала, что мы определили корни характеристическо-
го уравнения (2-30) и они соответственно равны:
W] — вещественный корень, w2=p+^, w3 = p—iq.
Если известны корни степенного многочлена, найденные прирав-
ниванием этого многочлена нулю, то многочлен может быть раз-
ложен на сомножители
(w — о^) (w — р — iq) (w — p + iq) = 0. (2-33)
Для предварительного анализа исследуем упрощенный случай
р = 0, тогда уравнение (2-33) примет вид:
(ш — Wj) (w — iq) (w + iq) = 0;
(^ — (^2 q2j _ q.
Это уравнение должно без остатка делиться на член w2+q2.
Чтобы упростить выражение, обозначим коэффициенты уравне-
ния (2-30) буквами а0, «1, а2 и а3. Тогда уравнение запишется:
а0 йу3 + а± w2 + а2 w + а3 = 0.
Разделим левую часть этого уравнения на (w2+q2):
a0iv3 + a1we+ a2w + as^
— aQ w + ax
a0 w3 + q2 a0 w
a± w2 + (a2 — a0 q2) w + a3
aA w2__________+ ax q2
(«2 — q2) ю-Наз — <72) *
Остаток от деления (a2—a^q2)w+ (a3—axq2) должен тождествен-
но, т. e. при любых значениях w, равняться нулю. Это может быть
только при условии
а2 — а0q2 = 0; tz3 — arq2 = 0.
Определив из второго уравнения <72=азМ1, подставим его значе-
ние в первое равенство
п2 а0 — = 0; и3 — 0.
При таком соотношении коэффициентов уравнение (2-29) ха-
рактеризует собой движение системы в виде гармонических коле-
УСЛОВИЯ УСТОЙЧИВОСТИ
89“
баний (при р = 0, ePf = l). Этот случай является граничным между
р>0 и р<0, т. е. между устойчивыми и неустойчивыми системами.
Если построить зависимость, определяемую уравнением (2-30),.
в координатах, например Гр и Гм, то будет получена граница ус-
тойчивости, отделяющая область значения Тр и Гм, при которых
система регулирования будет устойчива, т. е. будет отделена об-
ласть устойчивости от области параметров неустойчивых систем.
Анализ показывает, что область параметров, определяющих ус-
тойчивые системы регулирования, соответствует неравенству
(2-34>
Если все корни вещественные и отрицательные, то характеристи-
ческое уравнение (2-33) устойчивой системы примет вид:
(оу + |u>i|) (ш + |оу2|) (w + |ш3|) = 0.
Если хотя бы один корень будет положительным (например^
0У1), то уравнение примет вид:
(оу — М (оу 4- |оу2|) (w + |оу3|) = 0.
При перемножении выражений в скобках обязательно получим
хотя бы один коэффициент характеристического уравнения отрица-
тельным (в приведенном случае — оцад^з), и если только все кор-
пи отрицательные, все коэффициенты характеристического уравне-
ния будут положительными.
Итак, общие условия, которым должны удовлетворять коэффи-
циенты уравнения движения устойчивой системы регулирования
третьего порядка, сводятся к двум:
1) все коэффициенты уравнения должны быть положительными;
2) значение коэффициентов должно удовлетворять неравенству
01 о2 — о0 йз>°-
Подробный анализ условий устойчивости регуляторов, движение
которых описывается дифференциальным уравнением 3-го порядка,
был дан Вышнеградским в 1877 г.
Общий метод определения знаков корней по коэффициентам
характеристического уравнения впервые был предложен англий-
ским ученым Раусом в 1877 г.
Математиком Гурвицем в 1895 г. независимо от Рауса были вы-
ведены условия, которым должны удовлетворять коэффициенты
уравнения движения устойчивой системы регулирования любого-
порядка.
90
ДИНАМИКА
Обозначим в общем виде коэффициенты дифференциального
уравнения движения n-го порядка:
а0 ср" + Oj ф"-х + а2 ф"-2 + ... + ап_х ф' + апф = 0, (2-35)
тогда необходимое и достаточное условие устойчивости будет фор-
мулироваться так: определитель Гурвица, составленный из коэффи-
циентов уравнения:
ai аз * ’ ’ 0 0
^0 ^2...........
0 аг.............
0 ап-1 0
0 ап-2 ап
(2-36)
и все его диагональные миноры, составленные из определителя
путем одновременного вычеркивания последних строки и столбца,
должны быть одного знака с aQ.
Рассмотрим для примера дифференциальное уравнение четвер-
того порядка
(70 <pIV + а± ц>'" + а2 ср" + а3 ср' + п4 ср = 0,
тогда
11 II ** со < < аг а3 0 ^0 ^2 ^4 0 а± а3 0 а0 а2 аг а3 0 6Z0 6Z2 0 а3 0 0 0 а4 >0 о,
0; а3 > 0.
что выполняется при
Д2 —
6Zq а2
При условии положительности всех коэффициентов уравнения
условием устойчивости будет Д3>0, так как Д4 = а4Д3. Таковы ус-
ловия, которым должны удовлетворять коэффициенты дифферен-
циального уравнения движения четвертого порядка устойчивых си-
стем регулирования.
УСЛОВИЯ УСТОЙЧИВОСТИ
91
Пожалуй, более наглядно условие устойчивости может быть вы-
ведено на основании следующих соображений.
Предположим, что динамическая система, движение которой
описывается уравнением (2-35), устойчива. Тогда при любых внеш-
них возмущениях система будет стремиться к установившемуся со-
стоянию. Если на такую систему воздействовать синусоидально из-
меняющимися возмущениями с частотой, равной частоте собствен-
ных колебаний системы (резонансная частота), то система будет
устойчива только в том случае, если колебания возмущенного дви-
жения будут в противофазе с возмущающими, иначе амплитуда ко-
лебаний будет непрерывно возрастать (явление резонанса).
Для примера рассмотрим движение системы, описываемое диф-
ференциальным уравнением 4-го порядка
а0 <pIV + ФА// + а2 ф" + я3ф' + ф = 0.
Введем в эту систему возмущающее воздействие типа //0 sin со/,
где HQ— амплитуда возмущающего воздействия, а со — его частота;
тогда уравнение возмущенного движения
«о Ф1 v + ai + а2 ф" + я3 ф' + я4 Ф = #о 8*п tot. (2-37)
Ищем частное решение левой части уравнения в виде
Ф = Н± sin со/,
тогда
cpz = Hr со cos со/; ф" = — Нг со2 sin со/;
ф"' = — Н± со3 cos со/; ф1У = Н± со4 sin со/.
Подставляя полученные значения производных ф по времени
в левую часть уравнения (2-37), получаем:
/71 [«о0)4 sin tot — ai to3 cos со/ — а2 со2 sin со/ +
+ а3 со cos со/ + а4 sin со/] = Но sin со/.
Группируя члены, будем иметь:
со4 — а2 со2 + cz4) sin со/ + (а3 со — co3)cos о/] =//0 sin со/.
В соответствии с предложенным критерием устойчивости резо-
нанс собственных колебаний системы с возмущающим воздействи-
ем будет при условии равенства нулю коэффициента при cos со/
а3 со — с?1 со3 = О,
откуда получаем два значения резонансных частот
<0 = 0; .
92
ДИНАМИКА
Первое решение соответствует неподвижной системе, второе —
критической угловой скорости, при которой появляется резонанс
с возмущающим воздействием.
Чтобы собственные колебания системы были в противофазе
с возмущающими, необходимо, чтобы коэффициент при sin со/ был
меньше нуля, т. е.
aQсо4 — а2ы2 + < 0.
Подставляя значение сор, получаем:
— а2(~) + а4<°; а0аз — а2аза1 +а4а1 <°-
\ а1 / \ а1 /
Умножая полученное неравенство на —1, будем иметь обычное
выражение
(«л а2 — а0 а3) а3 + а4 а± > 0 (2-38)
(сравни с предыдущим примером).
Неравенство может соблюдаться при условии
«1 а2 — а0 а3 > 0.
Таким образом, получаются все неравенства Гурвица.
В общем виде предлагаемый критерий устойчивости может быть
сформулирован следующим образом.
Предположим, возмущенное движение системы описывается
уравнением n-го порядка
а0 Ф" + а1 Ф"-1 +••• +ап-1Ф' +а„ф =Hosinat. (2-39)
Находим решение левой части уравнения (невозмущенное дви-
жение) в виде
<р = Н± sin со/.
Тогда, подставляя значение всех производных в уравнение
(2-39), получаем:
//1 [Fi (со) sin со/ + F2 (to) cos co/] = Ho sin co/.
Критерием устойчивости системы будут условия:
F2(to) = 0; ?\(со)<0. (2-40)
Границей устойчивости будут условия:
F2(co) = 0; Л(со) = 0.
ВЛИЯНИЕ ПАРАМЕТРОВ СИСТЕМЫ НА ЕЕ УСТОЙЧИВОСТЬ
93
2-5. ВЛИЯНИЕ ПАРАМЕТРОВ СИСТЕМЫ
НА ЕЕ УСТОЙЧИВОСТЬ
Вернемся к нашему уравнению движения (2-39) системы прямого
регулирования (рис. 2-4)
Т2р Ты ф'" + (аТ2 + Тк7м)ф" + (аТк + Тм) <₽' + Ф = 0.
По полученной нами зависимости параметры устойчивой систе-
мы должны удовлетворять неравенству
(аТк + Т„) (аТ£ + Тк Тм) - 7% Ты > 0. (2-41)
Анализируя это неравенство, можно прежде всего обратить вни-
мание на то, что коэффициент саморегулирования агрегата входит
только в уменьшаемое и поэтому, чем больше а, тем большую ве-
личину имеет разность (2-41) и, следовательно, тем дальше от гра-
ницы устойчивости (определяемой равенством нулю левой части
этого выражения) точка в области устойчивости пространства па-
раметров системы.
Если а = 0, т. е. агрегат не обладает саморегулированием, то ко-
эффициенты уравнения (2-29) еще остаются большими нуля и по-
грому сохраняется первое условие устойчивости. Второе условие
устойчи ости примет вид:
TMTM-7j>0.
Чем больше время катаракта 7К» т. е. чем больше сила сопро-
тивления в катаракте регулятора и чем больше время машины Тм,
т. е. больше инерция ротора, тем устойчивей система регулирова-
ния. Увеличение времени регулятора Тр (инерции подвижных час-
тей, перемещаемых муфтой регулятора, включая и массу грузов)
приводит к уменьшению устойчивости системы регулирования.
Попробуем выяснить возможность применения регулятора без
саморегулирования в системе автоматического регулирования.
Примем, что в регуляторе скорости отсутствует пружина и поэтому
уравнение движения этого регулятора
7h" + 7W = ф.
Уравнение машины сохранится без изменения
Тм ф' + аф = (1 — а)г).
Для совместного решения этих дифференциальных уравнений
изменим знак у члена (1—а)тр тогда
Т„ф' + аф + (1— а)т] = 0.
94
ДИНАМИКА
Исключая Tj, получаем:
Гр Ты ср'" + (аТ2р + тк Тм) ф" + аТк ср' + (1 - а) ф = 0.
Первое условие устойчивости выполняется: все коэффициенты
дифференциального уравнения больше нуля при условии положи-
тельности а и времен Гр, Тк и Тм.
Второе условие
аТк (аТ£ + Тк Тм) - (1 - а) Т2 Тм > 0.
Оказывается, и в этом случае может быть создана система, ус-
тойчивая при соответствующем подборе постоянных времени. Вре-
мя Тк входит только в левую часть неравенства, и поэтому его уве-
личение всегда повышает устойчивость системы регулирования.
При этом коэффициент саморегулирования турбины играет еще
большую роль, чем в первом примере. Увеличение а увеличивает
левую и уменьшает правую части неравенства, чем значительно
повышает устойчивость регулирования.
Одновременное исключение саморегулирования турбины и ре-
гулятора делает систему всегда неустойчивой при любых значениях
времен Гр, Тк и Тм, В этом случае коэффициент при члене уравне-
ния <р' становится равным нулю и неравенство превращается в не-
выполнимое соотношение
-7*Тм>0.
Положим Гк=0, т. е. используем регулятор без катаракта. По
уравнению (2-29) и в этом случае первое условие устойчивости со-
блюдается, все коэффициенты дифференциального уравнения си-
стемы больше нуля.
Второе условие (2-34)
aT2TK-1^Tu>0.
Но а не может быть больше единицы, ибо тогда
а =-----— > 1,
Аймаке
что не имеет физического смысла и, следовательно, такая система
регулирования не может быть устойчивой ни при каких значениях
времен Гр и Тм.
Подытоживая результаты проведенного анализа, видим, что от-
сутствие саморегулирования в одном из элементов системы прямо-
го регулирования не устраняет возможности выполнить ее устойчи-
вой при определенном соотношении времен Гр, Гм и Гк.
УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ СЕРВОМОТОРА
95
Устранение свойства саморегулирования в двух элементах си-
стемы приводит к тому, что такую систему нельзя сделать устойчи-
вой ни при каких соотношениях коэффициентов. Всегда неустойчи-
ва система при использовании регулятора без катаракта. Первый
результат был впервые получен Стодолой, второй — Вышнеград-
ским.
В современных быстроходных регуляторах время Гр настолько
мало, что в качестве катаракта достаточно только внутреннее тре-
пне в упругих элементах.
2-6. УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ СЕРВОМОТОРА
Выведем уравнение движения поршня гидравлического сервомото-
ра. Как и в предыдущих случаях, движение поршня определяется
пил ношением сил, действующих на поршень 1 (рис. 2-6). Для про-
стоты примем, что активные площади, на которые действуют уси-
лия давления жидкости, одинаковые с обеих его сторон, равны F,
Далее примем, что усилие, передаваемое на шток сервомотора от
действия пара па клапан, постоянно и равно R. Тогда равновесие
•пл, щнетвующих на поршень сервомотора,
P.F-PxF^R. (2-42)
В niLiMH а-, когда происходит движение поршня сервомотора,
pal.. in<> < п । iiapyiii.H*н а п его можно написать только с учетом
и inn pHiiii ( к’Допаг гни, уравнение движения поршня сервомо-
• »ра ।при । и к пип н >р1ппя впп i)
= К-МС^-, (2-43)
I щ z — координата перемещения поршня сервомотора; 7ИС — приве-
денная к поршню масса движимых им элементов.
При движении поршня сервомотора жидкость в одну из его по-
лостей подается под давлением от насоса, а из другой сливается
выталкиваемая поршнем. С обеих сторон жидкость проходит через
отверстие, открываемое золотником 2. Сопротивление этого отвер-
стия является конечной величиной, а поэтому при движении поршня
вниз (рис. 2-6) давление Pi<ро, а давление р2>рсл. Разности дав-
лений ро—Pi и р2—Рсл определяются количеством протекающей
жидкости и поэтому зависят от скорости движения поршня. Следо-
вательно, в уравнении (2-43) значения давлений pi и р2 зависят от
перемещения органов регулирования. Для анализа движения порш-
ня сервомотора необходимо выяснить влияние движения золотни-
ка на величину давлений pi и р2.
96
ДИНАМИКА
Обозначим ширину окна в золотнике b и его перемещение Ду.
Тогда площадь прохода через золотник будет Ьку. Количество про-
текающей жидкости через золотник в верхнюю полость сервомо-
тора равно:
AQi = abby (Ро — Pi) • (2-44)
Примем для простоты, что площадь прохода в золотнике со сто-
роны слива жидкости также равна ЬДу, тогда количество вытекаю-
щей жидкости
AQa = abky 1 / (р2— рсл). (2-45)
» т
Здесь а — коэффициент расхода, определяющий действительный
расход по отношению к теоретическому.
Количество жидкости, втекающей в верхнюю полость сервомо-
тора, определяется объемом, освобождаемым движущимся порш-
нем. Этот объем равен:
dt
Тогда можно написать:
F%- = Д& = abby 1/(ро - Pi),
dt V у
откуда
__ (Г \2 У / dz \2
Р1~Ро~ \abby / ~2g \dt J ‘
Количество сливающейся из сервомотора жидкости также опре-
деляется движением поршня сервомотора, выталкивающего эту
жидкость через золотник, и поэтому можно написать:
F ± = AQ2 = аЬДу ]/ %- fa _ Рсл),
dt г у
откуда
Подставим значение давлений р2 и р\ в уравнение (2-43)
F F dt2 '
УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ СЕРВОМОТОРА
Приведя подобные члены и сгруппировав их, получим:
Мс d2z । у / F \2/ dz \2
F dt g \abhy ) \ dt )
Ро Рсл г. •
F
(2-46)
Уравнение нелинейное. Его решение совместно с другими линей-
ными уравнениями затруднительно. При выводе этого уравнения
мы не воспользовались обычным приемом линеаризации, т. е. не
разложили зависимость Q=f(y,p) в ряд и не отбросили все члены,
Рис. 2-6. Сервомотор с двусторонним подводом жидкости и отсеч-
ным золотником.
К|юм< первого Выснользус мен и в этом случае принятым способом
перехода к линейной форме зависимости Q=f(y, р).
Вместо точной формы примем:
AQ1 = W + Ш ДР1- (2-47)
\ оу /&у=о \ др1/дР1==о
Расшифруем значение производных:
=ай
ду /д*=о
Я)
,дР1/ДР1=о
2g 1
Т V Po — Pi
Подставив значение производных в уравнение (2-47), получим:
= — (Ро — Pi)ty-j-abj/1/— —= •
r-v.v Г? 2 * V VPo-Pl
7—730
98
ДИНАМИКА
Преобразовав таким же образом зависимость Qz = f(y, Р2), по-
лучим:
Д(?2 = ab 1 / (р2 — рсл) \у + 4- аЬУ ~ 7=......•
’ 7 2 V ? Гр2-Рсл
Уравнение равновесия сил, действующих на поршень серво-
мотора, напишем в отклонениях от нового установившегося состоя-
ния и учтем, что Д7? = 0, так как R по принятому допущению по-
стоянно
bp2F-bP1F=-Mz^.
(2-48)
Прежде чем подставить в него значения Др2 и Дрь преобразу-
ем полученную зависимость в более удобную форму.
Начальное отклонение золотника у = 0, поэтому приращение от-
крытия золотника Ду равно и полному его открытию. За номиналь-
ное примем открытие, равное ДуМакс (условное максимальное
открытие), тогда можно написать:
AQi = а&Дрмакс I/ — (Ро — Pi) ------------
V У Дрмакс
--4 “&ДРмакс ]/ —(Ро — Р1) — =
2 V V Ро —Р1
= аймаке 1/^— (Ро — Pi) Гт-^----------i---
г У 1Д//макс 2 р0 рг
(2-49)
где AQi — количество жидкости, идущее в верхнюю полость серво-
мотора при движении его поршня вниз, и поэтому
hQ =F—.
1 dt
Обозначив
Аммане — С^АРмакс |/ (Ро Р1) »
преобразуем уравнение (2-49)
= Г_^---L^_l
dt к^макс 2 р0 Pi J
откуда
Др1=2[-^-
L Дюмакс
F
Афмакс
^-](Ро —Р1)-
at J
УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ СЕРВОМОТОРА
99
Определим таким же образом значение Ар2 При этом следует
учесть, что при равенстве площадей поршня сервомотора сверху
и снизу, т. е. при Fi = F2 = F, равны расходы AQi = AQ2. При одина-
ковых значениях открытия золотника с подводящей и сливной сто-
рон будет соблюдаться равенство р0—Р\=р2—Рсл-
^2 = 2 Г-^— — —^-1 (р2 — Рсл)-
1_Дфмакс dt ДУмакД
Подставим значения Api и Ар2 в уравнение (2-48)
— 2Г-^-----------——1(ро —Р1)=—— — - (2-50)
L^J/макс ^Смакс Л J Р
Из равенства р0—р\=р2—Рсл определим значение величины
2(р0—Pi). Для этого сложим перепады давлений
Ро — Р1 + р2 —Рсл = 2(р0 — Р1) = 2 (р2 —рсл) =
= Ро — Рсл + р2 — Pi-
ll римем Pj—Р1 = ДрСр. Тогда, подставляя полученное равенство
и С г>0), получаем:
I . ' |(Ро—Рсл + дРсР) +
I I I V/ I । л \ Mcd2z /о ,-<4
L , . . (Р. Рсл -I- дРср) =— <2‘51>
I '"м,, ill \мм..м I Г at2
>ткуда
________*S------2* -I- _L_ А = . (2-52)
(Ро РсЛ I ЧЧ.|. Думпкс
Перейдем к относительным величинам в левой части уравнения
(2-52)
Мс А?макс d2 z । FД?Макс
(Ро — Рсл ^Рср) ^макс dt2 ДОмакс Дюмакс dt Дюмакс
и in, вводя обозначения
Дг Дг/
------- и о = —— ,
Дюмакс АУмакс
получаем:
_____Дюмакс_________
2-Р (Ро — Рсл Н“ ДРср)
" [ F Дюмакс
' ‘ АЛ
^Чмакс
— О.
7*
100
ДИНАМИКА
Размерности:
Мс — кг"Са/м; 2F (р0 — рсл — Дрср) — кг; AQMa|£c — м’/с.
Поэтому коэффициент при р" имеет размерность с2, а при
р/ — с.
Обозначим:
гр2 __ Мс AzMaKC,• р FAzMaKC
2 (Ро Рсл 4" АРср) F А(?макс
Получим окончательное выражение дифференциального урав-
нения движения поршня сервомотора
Т?ц" + Тс!/ = о. (2-53)
Сила инерции подвижных частей несоизмеримо меньше распола-
гаемого усилия сервомотора, и поэтому время Tf очень мало.
Обычно им пренебрегают, и тогда уравнение сервомотора при-
мет вид:
Тср' =а.
При пренебрежении силой инерции подвижных частей сервомо-
тора вывод уравнения движения можно сделать без линеаризации
зависимости.
Если в уравнении (2-46) принять 7Ис = 0, то получим:
у / F \2/ dz\*
g \ab Ay / \ dt )
откуда
— Ро Рал “Ь р
г
F dz_
abAy dt
Р ^7 = ^У ]/^~ (ро — Рсл + -у).
dt V у \ F )
Переходя к относительным координатам, получаем:
FAzMaKc-----— = а^Д//макс 1/ ~ (Ро ~ Рсл + ~5
АгмаксЛ V у \ F / Аг/макс
^Агмаке
а^Аг/макс
УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ СЕРВОМОТОРА
101
Вводя обозначения относительных величин, получаем:
-----------fA?MaKC [V = о.
, / g / р \
С^АУмакс |/ ^Ро — Рсл 4" р )
Коэффициент при р/, имеющий размерность времени, обо-
значим:
т =___________
1 с —
О^АРмакс
Р Аймаке
Напишем дифференциальное уравнение движения поршня сер-
вомотора в виде
7С р/ = о. (2-53а)
Сравним полученное значение времени Тс с тем, которое было
получено при составлении уравнения (2-53):
Т _ ^AzMaKC
А(?макс
AQM»Kc — КС
НО
-ЧРо Pl) Ри Рел 1 Рз РГ, Р2—Р1=АРср-
' |< (.11.1 I г I ||Ц),
I
V ‘ г —
а6Л|/мвкс J (Ро —Pi)
Р А*макс
g
(Ро - Рсл 4" ДРср)
а^АуМ0кс
г. v. почти такое же выражение, как и в первом случае.
Различие в выражениях коэффициента Тс сводится только к
различию в значении подкоренного выражения. При учете сил
инерции под корнем стоит выражение (р0—рСл4-АрСр), а при пре-
небрежении силами инерции — под корнем (р0—Рсл+R/F). Сила
инерции непостоянна. Приняв усредненное значение АрСр, по су-
ществу и здесь переходим к линейной форме зависимости.
102
ДИНАМИКА
Необходимо отметить, что время Тс различно при движении
поршня в сторону закрытия и в сторону открытия клапана, посколь-
ку направление силы R не изменяется при перемене направления
движения поршня сервомотора. В разобранном случае при движе-
нии поршня вниз время Тсн будет меньше (7? — положительная ве-
личина) времени Тсв при движении поршня вверх (R — отрицатель-
ная величина).
При появлении сил трения в подвижных частях сервомотора
увеличится сопротивление его движению. Направление сил трения
Рис. 2-7. Принципиальная схема движения рычага связи по рис 2-6.
всегда противоположно направлению движения трущегося элемен-
та, и поэтому их влияние будет одинаковым при любом направле-
нии движения.
Значение Тс при наличии сил трения будет иметь следующий
вид:
yi _____________^А^макс
Л 1 / ё / । В
Аймаке |/ |^Ро Рсл ~Ь I
где 7?т — сила трения.
Перемещение золотника складывается из двух движений: муф-
ты регулятора и поршня сервомотора (см. рис. 1-14). При этом
связь жесткая, определяемая перемещением жесткого рычага. Что-
бы установить связь этих движений, изобразим положение рычага 3
(см. рис. 1-14) в промежуточном положении, когда золотник еще
не находится в среднем положении (на рис. 2-7 изображен только
рычаг, связывающий муфту регулятора, золотник и шток поршня
сервомотора).
Движение рычага АВС можно представить как два последова-
тельных перемещения: сначала вращение вокруг точки С — точ-
ка А перемещается на величину Дх, а затем вращение вокруг точ-
ки А — точка С перемещается на Дг. В результате отклонение зо-
лотника от среднего положения будет равно Дг/. Эту величину
соответственно можно представить как разность
\у = \уг — Лг/х; Дг/2 = \х ; \уг = Ьг .
а + b а + b
УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ СЕРВОМОТОРА
103
Подставляя в первоначальное равенство, получаем:
Az/ = Ах —------кг а .
а + b а + b
Переходим к относительным величинам
Ломакс = Д*макс ~-----------~-----^макс -------~ (2’54)
с/макс . макс . . А макс i » а_ ' '
Д//макс О, Ь Ломакс а г Ъ Ломакс
Как уже упоминалось, значение Az/макс как масштаб отклонения
юлотника можно выбрать произвольным. Мы условились, что за
Рис. 2-8. Взаимосвязь максимальных перемещений элементов.
масштаб относительных величин мы будем выбирать их максималь-
ные статические отклонения. Но золотник во всех статических со-
стояниях системы регулирования находится в одном и том же сред-
нем положении и, следовательно, Az/макс = 0. Поэтому в данном
с lyiai выберем условное значение Az/макс за масштаб переменной
величины п. Удобно взять ее такой, как это показано на рис. 2-8.
Гели муфту Р’ гулятора переместить на величину ДхМакс, а точку С
• ил шип. пени 1НИЖНОЙ, то тог щ точка В переместится на принятое
ними ш । книц V/mukc. В лом случае
V/mIIU I .
и I b
ii ih нч ни пне при перемени ши точки С па величину АгМакс
VZM I» • । ,
а | b
Подставляя шачепия лих величин в уравнение (2-54), полу-
чаем:
л. л
^макс Т — ^//макс 7 ^макс л
^Ч/макс ^макс ^гмакс
Сокращая на Az/макс и подставляя обозначения относительных
величин, получаем:
о = П —Н-
Подставляя значение о в уравнения (2-53) и (2-53а), получаем:
7’1Н" +тсц'+ и = п; тср-' + н = л-
104
ДИНАМИКА
2-7. ВЛИЯНИЕ ИЗОДРОМА НА РАБОТУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
В системе регулирования с изодромом появляется еще один узел —
изодром, движение которого влияет на движение системы в целом.
Введем уравнение движения этого элемента. Составим урав-
нение равновесия сил, действующих на поршень изодрома
(рис. 2-9):
Pi F — Ръ F =
где с — жесткость пружины.
Координата Azi есть отклонение точки С от равновесного поло-
жения. В изодромных системах отклонение точки С отличается от
перемещения поршня сервомотора, которое мы обозначаем Аг. Как
уже упоминалось, сила сопротивления поршня катаракта пропор-
циональна скорости его движения, т. е. равна величине
^(Azj
dt ’
где k — коэффициент пропорциональности. Цилиндр этого ката-
ракта жестко соединен со штоком поршня сервомотора, и поэтому
сила сопротивления перетеканию жидкости из одной полости в дру-
гую пропорциональна относительной скорости движения поршня
катаракта, т. е.
6р(Дг) d (A^l
L dt dt J‘
Эта сила уравновешивается силой пружины, присоединенной к
точке С. В данном случае силами инерции поршня, рычага и пру-
жины можно пренебречь по сравнению с силами воздействия жид-
кости на поршень. С учетом этого уравнение равновесия сил, дей-
ствующих на поршень изодрома в процессе его движения, будет:
сДг.
dt J
Перейдем к относительным координатам:
(2-55)
^Д^Гмакс . —
Аймаке
d---------
д ~ \ Аймаке
пгмакс ,,
dt
—-1 -
д^ \ Аймаке.
^г1макс .
dt
С в этой системе рав-
В статических условиях отклонение точки
но нулю, поэтому удобней за масштаб перемещений Azi принять
Д^1макс = Д^макс, тогда уравнение равновесия сил примет вид:
Л?! __ _k
Аймаке с
-макс
dt
Аймаке
dt
ВЛИЯНИЕ ИЗОДРОМА НА РАБОТУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
105
Введя обозначение
Аймаке
перепишем уравнение движения изодрома в виде
В = —[ц'-п (2-56)
С
Определим размерность коэффициента k/c. kdz/dt имеет раз-
мерность силы, Н, dz/dt — м/с, следовательно, разность k—Н«с/м.
Риг ’ > • и мп < грномоторного регулирования с изодромом.
Размерность лич । кос in пружины с— Н/м. Следовательно, раз-
М pilucib ко м])ф|Щ!1С!1ТЯ
/ |1Ьс«м'
г I м-л
Обозначим: Tv=k/c— время изодрома, тогда уравнение при-
мет вид:
I = тп <Н' - В'); ти Г + В = Тц р/. (2-57)
Чтобы определить влияние изодрома на работу системы регу-
лирования, схема которой изображена на рис. 1-22, выпишем урав-
нения движения всех элементов:
турбины
Тм <р' + аф = (1 — а) р;
регулятора
ФГ + Пч' + п-ф;
Н 730
106
ДИНАМИКА
сервомотора
Тср' = Т]-|;
изодрома
тл' + % = т^'.
В качестве примера рассмотрим упрощенную систему регули-
рования с идеальным регулятором, т. е. таким, уравнение которого
т) = <р, и с паровой турбиной без саморегулирования, т. е. а = 0. И то
и другое при малых изменениях Дсо и быстроходном регуляторе
близко отражает действительный процесс.
В этом случае система уравнений, описывающих движение ре-
гулирования с изодромом, примет вид:
тм ф' = и;
т’сН = n—I;
Л Г + | = Тиц';
л =— Ф-
В последнем уравнении, как характеризующем движение замы-
кающего элемента, знак перед внешним воздействием изменен на
обратный. Исключим из написанных уравнений переменные т>, §
и ц, тогда уравнение системы регулирования
тн Тс Ты ф'" + (Тс + Ти) Тк ф" + тн ф' + ф = 0. (2-58)
Условие устойчивости для такой системы
ТиТи(Тс + Тя)-ТсТиТи>0,
или 7и>0 при условии, что Тм>0. Оказывается такая система
всегда устойчива при любых значениях Тм и Тс, что указывает на
высокие динамические качества изодромных систем.
Как было показано выше, изодромной система регулирования
будет и в тех случаях, когда сервомотор не имеет выключающей
связи (см. рис. 1-11). При анализе устойчивости системы прямого
регулирования мы обнаружили, что если в одном из элементов ис-
ключить саморегулирование, система остается устойчивой при ус-
ловии, что во всех других саморегулирование есть. Рассмотрим для
сравнения с предыдущей схемой переходный процесс непрямого
регулирования без обратной связи в сервомоторе. Система уравне-
ний будет:
Тм ф' + «Ф = (1 — «) и; ТСН' = П; Л=—Ф-
В последнем уравнении знак перед ф изменен на обратный. Ис-
ключим из этого уравнения переменные т] и р., тогда
ТмТсф" + аТсф' + (1 —а) ф = 0.
РЕГУЛЯТОР ПО УСКОРЕНИЮ 107
При анализе движения муфты регулятора скорости мы обна-
ружили, что для устойчивости системы, дифференциальное уравне-
ние которой второго порядка, необходимыми и достаточными усло-
виями устойчивости являются:
Тм Тс > 0; аТс >0; 1 — а > 0,
откуда вытекают условия
Тм > 0; 1 > а > 0; Тс > 0.
Итак, такая система будет устойчива, если агрегат обладает са-
морегулированием.
2-8. РЕГУЛЯТОР ПО УСКОРЕНИЮ
Мы установили, что наиболее быстродействующим был бы импульс
по ускорению, но его применение не позволяет поддерживать угло-
вую скорость на заданном уровне. Если же импульс по ускорению
применить в сочетании с импульсом по скорости, то будут исполь-
ювапы преимущества обоих импульсов.
Чтобы создать регулятор по ускорению, необходимо выбрать
i.iкую конструкцию, в которой сила, определяемая тангенциаль-
ном ускорением, воспринималась бы упругой связью, а центро-
• ejjiBie < и in и силы, определяемые кориолисовым ускорением,
н । pi in in • ы мч 1КИМЦ опорами. Чтобы исключить действие
I орпо iii'- । j \< kopciiioi, выберем Механическую систему, в кото-
| н пн очин происходит голь ко в одной плоскости (рис. 2-10).
1 р\ « <7 VKpt‘ii.'irn на лоччком стержне 2, связывающем его с осью
p.i•ii.‘hh I. Па Toil ж< о< i жестко насажен диск /, являющийся не-
нодвпжнон (относительно этого диска) опорой пружин 4. Рычаг 2
грузом •' может поворачиваться в плоскости, параллельной дис-
ку /. Угол относительного поворота рычага 2 по отношению к дис-
। у / должен явиться той связью, с помощью которой регулятор бу-
дет управлять золотником сервомотора. Не останавливаясь здесь
на способах передачи этого движения, будем считать, что пропор-
ционально этому углу перемещается муфта регулятора на величи-
ну Ах. В свою очередь эта величина пропорциональна изменению
натяжения пружин 4
Напишем уравнение равновесия сил, действующих на груз при
его движении под действием тангенциальной силы (силами инер-
ции перемещаемых муфтой деталей пренебрежем):
dco . А
m — г = icAx,
dt
i де i — передаточный коэффициент; г и m — величины постоянные.
8*
108
ДИНАМИКА
Перейдем к относительным координатам
Г/пД©макс-=
at
• А
— гсДхмакс ———
Аймаке
Делим все уравнение на £сДхМакС
/ Асо \
/ИгАсоМакс \АсОмакс/ _
/сАхмакс dt Ахмакс
Введем обозначения относительных величин (по § 2-2)
тг Асомакс , _________
ic Ахмакс
Размерность коэффициента при ср' — с. Обозначим этот коэффи-
циент
уч _ тг Асомакс
ic АхмаКс
Тогда уравнение регулятора по ускорению примет вид:
Ту ф' = т). (2-59)
Рассмотрим работу такого регулятора в системе регулирования,
изображенной на рис. 1-14. Система дифференциальных уравнений
для данного случая:
Тмф' + аф = (1 — а) р;
Тс Н' + И = п;
— Туф' = 7].
Знак минус перед Туф' поставлен с тем, чтобы замкнуть систему
регулирования. Исключая из этой системы переменные г] и ц, по-
лучаем:
ТСТМ Ф" + [аТс + Тм + (1 -а) 7у] ф' + аф = 0.
Система устойчива и при Ту=0, т. е. когда муфта регулятора
неподвижна (с = оо) из-за наличия саморегулирования агрегата.
Но система всегда неустойчива, если коэффициент а (при ф) равен
нулю.
Напомним только, что такая система не определяет уровня со
и поэтому непригодна для регулирования угловой скорости.
Для полного обеспечения задач регулирования необходимо ис-
пользовать импульс не только по скорости, но и по ускорению.
В этом регуляторе перемещение муфты должно быть пропорцио-
нально как центробежной, так и тангенциальной силам груза.
РЕГУЛЯТОР ПО УСКОРЕНИЮ
109
В рассмотренном нами регуляторе центробежная сила Ц вос-
принимается жестким стержнем 2 и не влияет на положение муф-
ты регулятора. Сила Т воспринимается пружиной и поэтому опре-
деляет перемещение муфты регулятора. Чтобы поворот стержня 2
определялся не только действием силы Г, но и Ц, следует так рас-
положить точку опоры пружины и крепления этого стержня, чтобы
обе силы действовали на этот стержень и на пружину под некото-
рым углом (рис. 2-11). Рассмотрим равновесие сил, воспринимае-
мых пружиной регулятора (как и в предыдущем случае, инерцией
Рис. 2-10. Регулятор, воспринимающий импульс по ускорению.
Рис. 2-11. Рогуля юр по угловым скорости и ускорению.
' •л подвижных чистой, перемещаемых муфтой регулятора, прене-
|)[н ж? м) Запишем уравнение в приращениях
/сДх = 2тш Д© cos fH muter cos r sin p. (2-60)
В статике (dco/J/=0) при максимальных отклонениях
<^mskc = 2mwM®MaKCcosP + mw2 ArMaKccos P;
(ic — ma>* ДГмакс cos P j Дхмакс = 2т®гДсомакс cos p. (2-61)
Обозначим:
ca = ic — mu? -:Гмакс cos P
Аймаке
и примем,что
mco2 — cos p = глсо2 АГм-с cos p.
Ax Ахмакс
по
ДИНАМИКА
При малых отклонениях груза принятое допущение не вносит
больших искажений. Тогда уравнение (2-60) перепишется в виде
сп Дх = 2тсогДсо cos В + т — г sin 6.
r dt г
Переходим к относительным координатам
сп Дхмакс — — = 2/жог Дсомакс cos Р - +
Аймаке Аймаке
/ А03
+ т Д<омакс г sin ₽ >А<^акс /.
dt
Разделим обе части уравнения на 2/7г(огДсдМакс cos р. Учитывая
(2-61) и вводя обозначение относительных величин, получаем:
г] = ф <р'.
2со
Коэффициент при ср', имеющий размерность времени (с), обо-
значим:
Т -- tgP
у_ 2со
и тогда
т) = ф + Ту Ф'. (2-62)
Если учесть силы инерции подвижных масс, перемещаемых
муфтой регулятора, то уравнение (2-62) примет вид:
+ т) = ф + Ту ф'. (2-63)
Выясним влияние импульса по ускорению на работу прямого
регулирования с учетом сил инерции в регуляторе. В этом случае
система уравнений (2-28) будет:
Тм Ф' + аф = (1 —а) Т); Т2Р т)" + т) = — (ф + Ту ср').
Исключив т] из системы уравнений, получим:
Т2Р тм ср'" + аТр ф" + [тм - (1 — а) Ту ] ф' + ф = 0.
Первое условие устойчивости удовлетворяется при достаточно
большом коэффициенте а. Второе условие:
а.Т2р [Тм + (1 - а) Ту] - Т2 Ти > 0; аТу - Тм > 0.
Этому условию тоже можно удовлетворить соответствующим
подбором коэффициента Ту, величина которого зависит от конст-
рукции регулятора.
РЕГУЛИРОВАНИЕ ТУРБИН С ОТБОРОМ ПАРА
111
Рассмотрим действие регулятора по ускорению, когда а = 0.
В этом случае система уравнений примет вид:
Т„ Ч>' = Т); т£т]" + П = ~ (ф + Ту Ч>').
Исключив т], получим:
т2Рты<р"'+ (Тк +Ту)ф' + <Р = О.
Такая система не может быть устойчивой ни при каких усло-
виях, так как коэффициент при <р" равен нулю.
Попробуем рассмотреть систему, в которой у машины имеется
саморегулирование, а у регулятора — нет.
Система уравнений такого регулирования:
Тм ф' + а<р = (1 — а) я; 7рТ)" = —(ф + Т’уф').
Исключив т], получим:
Ты Т2Р ф'" + аТ$ ф" + (1 _а) ту ф' + (1 - а) ф = 0.
11срвое условие устойчивости удовлетворяется: все коэффици-
<•iin.li уравнения больше нуля. Второе условие:
а7^ Ту - ТЫТ2Р > 0; аТу — Тм > 0. 1
условие также может быть удовлетворено выбором значе-
ния / Напомним, что в рассмотренной схеме нет пружины и ката-
р.и и и j <4\ i iiope и все-таки система оказывается устойчивой,
ч । пример п<< то шет сделать вывод, что действия пружины и ка-
iap.ii । । । и. бы tuMciiriibi щи гнием саморегулирования машины
и шпульсом но ускорению. Но предыдущий пример показывает,
чю иг при всех условиях катаракт может быть заменен действием
импульса по ускорению ротора.
Па способность регуляторов скорости и ускорения заменять
действие катаракта впервые указал Стодола [Л.З].
2-9. РЕГУЛИРОВАНИЕ ТУРБИН С ОТБОРОМ ПАРА
В связанной системе регулирования турбины с отбором пара оба
регулируемых параметра со и рп изменяются не только под воздей-
ствием системы регулирования, но и благодаря их взаимодействию
через сам агрегат. Действительно, угловая скорость агрегата изме-
няется под действием избыточного парового момента Мп. Но избы-
точный паровой момент характеризует собой избыточное поступ-
ление пара в агрегат (по сравнению с необходимым для равно-
весного статического состояния агрегата), а избыточный поток
пара через агрегат при неподвижной системе регулирования возмо-
112
ДИНАМИКА
жен только при соответствующем изменении давлений по всем от-
секам турбины, в частности и рп. В свою очередь изменение расхо-
да пара в отбор и соответствующее изменение давления рп нарушает
необходимое соотношение расходов через части высокого и низкого
давления агрегата и тем вызывает отклонение со.
В связи со сказанным уравнение движения турбины уже нель-
зя писать в том виде, как мы его писали для однопоточной турби-
ны. Удобнее и в этом случае турбину с отбором пара рассматривать
как две турбины, работающие на общий вал. Для каждой из тур-
бин мы можем написать уравнение движения в виде
Л.! = И’ ^м2 ^2 = Н2-
Чтобы не усложнять выводов, мы принимаем в обоих случаях
О1 = а2=0, т. е. турбогенератор не обладает свойством саморегу-
лирования. Эти уравнения можно переписать в виде
Ч>2=
1 Ml 1 М2
По принципу независимости действия сил можно написать: дей-
ствительное ускорение ротора равно алгебраической сумме ускоре-
ний, которые получил бы этот ротор под действием каждого момен-
та в отдельности
<₽'=<р;+Фг=А+•
1 Ml 1 М2
Напомним выражение, определяющее время машины (2-9):
р «^Асомакс
АА4макс
Один и тот же момент инерции ротора входит в оба значения
7м1 и ТМ2\ Аймаке — естественно величина одна и та же. Следо-
вательно, времена TMi и Тм2 отличаются только значением вели-
чин ДЛ1макс, т. е. тем максимальным моментом, который передает-
ся ротору агрегата при максимальном пропуске пара через данную
часть турбины, иначе.
гр __ JАммане . р ' JАр)макс
АЛ11макс АЛ^макс
Обозначим:
АА4макс — АЛ41макс Т- АЛ1 2макс»
» * • м АТИ1макс . _ А7И2макс
т1 = “ “Т77 ' •
АЛ1макс ДЛ4макс
Тогда уравнение движения турбины можно написать в виде
Тм <р — 4~ /п2 р2. (2-64)
УРАВНЕНИЕ ОБЪЕМА
113
2-10. УРАВНЕНИЕ ОБЪЕМА
Изменение давления пара в отборе в процессе регулирования опре-
деляется не только изменением соотношения расходов пара, но и ак-
кумулирующей способностью того объема, который заключен меж-
ду последним рядом лопаток части высокого давления, регулирую-
щим органом 4 (см. рис. 1-31) на линии отбора и регулирующим
органом 6У управляемым системой регулирования. Составим урав-
нение баланса расходов пара, протекающих через указанный про-
межуточный объем, емкость которого обозначим Кп:
Gi — Gn — G2 = 0.
Это уравнение действительно для равновесного состояния, ког-
да давление рп в объеме Кп остается неизменным. В конечных при-
ращениях это уравнение
AGX — AGn — AG2 = 0.
В переходном неустановившемся режиме, когда происходит про-
цесс регулирования и давление рп меняется, либо объем Vn запол-
няется паром (когда происходит повышение давления рп), либо
дополнительное количество пара вытекает из этого объема (при
уменьшении рп). Этим нарушается соотношение расходов, но если
учесть изменение количества пара, аккумулирующегося в объеме,
то можно восстановить баланс количеств притекающего и выте-
кающего пара. Предположим, что давление рп возрастает и, следо-
вательно, часть пара, протекающего через объем Vn, остается
в нем, из-за чего повышается удельная масса пара, заключенного
в этом объеме. Составим уравнение баланса расходов. За время
dt в объем втекает пара \G\dt, а вытекает \Gndt и kG^dt. В объеме
V7!! задерживается количество пара Vndy. Баланс расходов
AGX dt — AGn dt — &G2 dt = Vn dy;
AG1-AGn-AGa = Vn-^. (2-65)
Количество пара AGi можно принять пропорциональным от-
крытию клапанов ЧВД. Это утверждение тем ближе к действи-
тельности, чем меньше величина рп по сравнению с р0. При приня-
том соотношении
AG1 = AG1MaKC-^-.
Л2!1макс
То же можно написать и для AG2:
AG2 = AG2mkc-^-.
114
ДИНАМИКА
Расход пара в отбор при неподвижном положении регулирую-
щего органа 4 (см. рис. 1-32) можно принять пропорциональным
изменению давления рп, т. е.
ЛСп = Абп.макАп.
Рп
Подставим значение расходов в уравнение (2-65)
KQ Аг1 _______XQ А^п_______ДД _____^2_ . — у
Мк71макс Л ^^п-макс 2макс . у п •
А21макс Рп ^2макс а1
Изменение удельной массы пара в объеме 7П необходимо свя-
зать с изменением регулируемого параметра рп, вызванным движе-
нием элементов системы регулирования. Примем, что процесс из-
менения состояния пара в объеме политропический с показателем
политропы и, т. е. этот процесс удовлетворяет условию pn^n = const-
Это уравнение позволит установить зависимость удельной массы
пара от давления в объеме Ип:
— = const.
Тп
Продифференцируем это уравнение
т;Фп-Пр„т;-^„ =0. Vn<(A_„Pni(Vn=0,
Vn
откуда
dyn= —dpB.
npn
Подставим значение dya в уравнение баланса расходов
Л/Т ^г1 Л/Т Арп д/т ^2 __ VnYndpn
^Чыакс А -^п-макс ^^2макс А *
Аймаке Рп Аймаке пРп «*
Разделим все уравнения на ДСп.макс и, имея в виду, что Упуп =
= П — масса пара в объеме при давлении рп, получаем:
Аймаке &Рп Аймаке А?2 П\ Pi
АСп.макс Аймаке Рп Абп.макс Аймаке лДбп.макс
Введем обозначения:
л __ Арп. л __ Ломакс .
Р---’ а±~ ~кс ’
Рп ^п.макс
тогда уравнение балансов можно переписать в виде
Z/1H1 —Р —^2^2 = ТТ--------Р-
^^п-макс п
Аймаке
А^п.макс
УРАВНЕНИЕ ОБЪЕМА
115
Коэффициент при р' имеет размерность времени (с). Обозначим
гр ___________ П
яЛбп.макс
и тогда уравнение объема будет:
Т. Р' 4 Р = Hi — d2 р2. (2-66)
Этот вывод впервые был сделан И. И. Кирилловым и С. А. Кан-
тором [Л. 4]. Для современных турбин влияние объема велико.
Рис. 2-12 Схема связанного регулирования турбины с отбором пара.
Уравнения движения сервомоторов и в этом случае:
h = °Р ^с2 ^2 = а2*
Но перемещение золотников определяется движением двух ре-
I уляторов и выключающим действием данного сервомотора.
По кинематической схеме, изображенной на рис. 2-12, составим
уравнения, связывающие перемещения каждого из золотников
с перемещениями муфт обоих регуляторов.
Перемещение золотника сервомотора, управляющего клапана-
ми ЧВД, определяется прежде всего перемещением точки С
(рис. 2-12). Чтобы совместное влияние двух регуляторов давало
правильное сочетание, необходимо принять какое-то общее прави-
116
ДИНАМИКА
ло знаков. До сих пор мы за положительное выбирали увеличение
регулируемого параметра. Примем и в данном случае за положи-
тельное повышение угловой скорости ротора. При повышении угло-
вой скорости уменьшается расход пара, что приводит к понижению
давления рп, следовательно, за положительное в данном случае
примем уменьшение рп.
На рис. 2-12 дана схема, в которой показано наложение дви-
жений муфт двух регуляторов: скорости вверх — повышение угло-
вой скорости и давления вверх — уменьшение давления рп. Полное
перемещение точки С равно:
= Азц + Az12.
Перемещение Az'j пропорционально отклонению муфты регуля-
тора скорости Д%1 и может быть определено по соотношению плеч
Az' = —— Ахх.
11 Ь+с
Соответственно
А^=??“сДхг’
откуда
AzJ = —— Ахх + —— Ах2.
1 &4-с Ь + с
Перейдем к относительным величинам
дг; _ с дХ1 ,_6_д , ^2
1макс Дг,' Ь + с 1мак с Дх1макс b + с 2макс Дх2макс
1макс
Так как в данном случае перемещения A%i и Дх2 могут происхо-
дить независимо друг от друга, то нам уже не удастся выбором
масштаба свести все коэффициенты к единице. Для удобства
примем:
ДУ — —~— Д г
^1макс Ь-[-С "*1макс ’
Тогда, деля все уравнения на Azi Макс, получаем:
Аг1 = । Ь Дх2макС Дх2
Az. Д-Чмакс с Д-Чмакс Д-Чмакс
1макс
Введем обозначения относительных величин:
А^хмакс Д^гмакс
УРАВНЕНИЕ ОБЪЕМА
117
Коэффициент при ц2 обозначим:
₽Ь Д*2макс
2 — 7 —— .
с АХ1Макс
Напомним, что плечи рычага ABCD должны удовлетворять ус-
ловиям статической независимости и поэтому не могут выбирать-
ся произвольно.
Перемещение точки С для сервомотора ЧВД соответствует пе-
ремещению регулятора в схеме рис. 2-6, и поэтому, не повторяя
всего вывода, можем написать:
^Clh + h =г11+152т12- (2-67)
Так же составим уравнение, определяющее перемещение точ-
ки А, которая соответствует перемещению муфты регулятора для
сервомотора ЧНД
А?2 = Дг21 Дг22; Дг2 = Дх1 — —— Дх2.
О С и I С
Переходя к относительным координатам, получаем:
Кг — = а + + с Ду A*i —Кх
2наКСДг2макс Ь + с 1макс Ломакс Ь + с 2максЛх2макс’
Примем:
ГП1 in
^2 _ О + 6 + С Ломакс Дх2
Д?2М iKC а ^ймакс Д*1макс Д^гмакс
Обозначая
Р ___ CL b С Д-Кщакс
а Д*2макс
получаем:
Дг9
; “ Pi Л1 — Лг-
макс
И тогда
^с2 ^ 2 + Иг ~ Pi “ Лг • (2-68)
Рассмотрим движение идеального регулятора давления (урав-
нение реального регулятора выводилось бы так же, как и регуля-
тора скорости, а поэтому вывод не повторяется).
118
ДИНАМИКА
Уравнение статики
Арп F = сАх2.
При максимальных изменениях
АРп-макс F ~ £А-*2макс*
Разделив одно уравнение на другое, получим:
Арп _ Ах2
Арп •макс Ах2макс
В качестве относительной величины давления пара в отборе
возьмем:
р = ^.
Рп
Чтобы ввести относительную величину, умножим и разделим
левую часть равенства на рп:
Рп Арп = Ах2
Арп •макс Рп Ах2макс
Имея в виду, что степень неравномерности регулирования дав-
ления
д ___ Арп.макс
и2 —-----------
Рп
можем написать уравнение идеального регулятора давления в виде
*Ь = у--
о2
Движение связанной системы регулирования определяется сов-
местным решением следующих уравнений:
Тм(р' = т^ + т^-,
То р' + р = di Pi — d2 р2;
Гс1 К+ Hi = п1 +₽2п2;
^с2 И2 + Иг ~ Pi
Т]1 = + ф;
+ у-.
о2
(2-69)
В данном случае действуют две замкнутые системы регулиро-
вания — скорости и давления, поэтому при совместном решении
этих уравнений необходимо у двух соответствующих звеньев изме-
ВЛИЯНИЕ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ОБЪЕМА
119*
нить знаки на обратные. Изменим знаки в уравнениях rji и т]2:
Р
= — ф; л2 = — — •
о2
Подробный анализ влияния различных параметров на харак-
тер переходного процесса удобнее вести на аналоговых или цифро-
вых электронных вычислительных машинах.
Ранее было показано, что выбором соотношения плеч рычаж-
ной связи регуляторов и сервомоторов можно добиться того, чтобы
в установившихся состояниях изменение одного регулируемого па-
раметра не вызывало изменение другого (статическая независи-
мость). И. Н. Вознесенский показал [Л. 8], что подбором времен
сервомоторов можно добиться и динамической независимости (ав-
тономности). В этом случае и в переходных процессах изменение
одного параметра не будет вызывать применение другого. При этом
должны соблюдаться условия:
'Р 'Г . О _ т2 . О dj
1 Cl — 1 С2> Р2 — J Р1 — ~
а2
Практика эксплуатации показала, что соблюдение динамиче-
ской независимости требует резкого увеличения мощности серво-
моторов регулирующих клапанов. В то же время нарушение этого
условия пе вносит существенного ухудшения условий работы си-
стемы регулирования. П. Е. Болобан показал [Л 59], что для
турбин с шумя отборами пара достаточно соблюдения условия:
Tfl:Tcl:Tci 1:3:9.
2-11 ВЛИЯНИЕ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ОБЪЕМА
В ТУРБИНАХ БЕЗ ОТБОРА ПАРА
Изменение массы пара в промежуточных объемах турбины имеет
существенное значение пе только в турбинах с отбором пара, но
। конденсационных и противодавленческих Значение этих объе-
мов возрастает с ростом давления пара. Рассмотрим вопрос о влия-
нии промежуточного объема пара, заключенного между регули-
рующими клапанами и первым рядом сопл конденсационной тур-
бины. Составим уравнение баланса расходов в виде
Дб0 — AGX = V .
° 1 dt
Здесь AG0 — приращение расхода пара, входящего в промежу-
точный объем; AGj — приращение расхода пара, вытекающего из-,
сопл в турбину; V — величина промежуточного объема. В статике
~ А^омакс ~ А^Тмакс*
120
ДИНАМИКА
Не повторяя всего вывода — уравнение (2-66), напомним толь-
ко, что AG0 пропорционально открытию регулирующих клапанов
турбины, a AGi — давлению р\ в промежуточном объеме, поэтому
уравнение баланса
Az Apj V dy _ Vy dpj
Аймаке Pl Абраке Л nAGiMaKC Pl
Или, вводя обозначение переменных, получаем:
Н — Pl = То pj; то р; + р! = и, (2-70)
где
70 = -^—.
rtAGiMaKC
При значительном влиянии промежуточной емкости пара меж-
ду регулирующими клапанами и первым рядом сопл движение ма-
шины будет описываться двумя уравнениями. Паровой момент
в данном случае будет зависеть не от открытия клапанов, а от дав-
ления пара в промежуточной емкости, и поэтому уравнение маши-
ны примет вид:
Т’мф' + аф = (1 —а)р. (2-71)
Давление же пара в объеме определится уравнением (2-70).
При использовании идеального регулятора уравнение системы
непрямого регулирования без учета влияния промежуточной емко-
сти будет (саморегулирования машины нет)
т’мф' = н;’Т’сН' +н = л; п = — ф
или
тстмф" + тмф' + ф = о.
В случае влияния промежуточного объема
Т’мФ' = PI Т’ор' + р = р; Тсц' + р = п; Л = —Ф
ИЛИ
т0 Тс тм ф- + ты (Тс + То) ф" + Ты ф' + ф = 0.
Сравнивая полученные уравнения, видим, что из-за влияния
промежуточного объема повысился порядок дифференциального
уравнения движения. Если в первом случае система регулирова-
ния всегда устойчива при условии положительности коэффициен-
СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ И СИНТЕЗ СИСТЕМ РЕГУЛИРОВАНИЯ 121
тов Тм и Тс, то во втором на выбор времени сервомотора Тс накла-
дывается дополнительное условие
Гм(Гс + То)-ТоТс>0.
При ТМ>ТО можно выбирать любое значение Тс, а при Гм<710,
что часто встречается в практике, время Тс должно удовлетворять
неравенству
2-12. СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ И СИНТЕЗ СИСТЕМ
РЕГУЛИРОВАНИЯ
Просматривая все выводы, которые были сделаны в предыдущих
параграфах гл. 2, можно обратить внимание на две особенности,
сопутствовавшие всем полученным результатам.
I. Все рассмотренные дифференциальные уравнения движения
(регулятора, турбины, сервомотора и т. п.) по своей структуре со-
вершенно однотипны. В большинстве случаев они отличаются толь-
ко выбранным обозначением и индексом коэффициентов. Это наво-
дит на мысль, что элементы системы регулирования по характеру
'ины - ния равнозначны и их свойства могут быть обезличены. Вся
ли шни lyajii.iiix’iь элемента заключена в тех составляющих, кото-
рые пхо/ип н выражение коэффициентов при производных и ста-
тических членах ypai юння. Все эти коэффициенты можно на-
пчпь коэффициентами но июня щнамических систем.
2. Во многих случаях устойчивость системы не могла быть до-
стигнута при выборе любых значении коэффициентов. Напомним
анализ устойчивости регулятора скорости, обладающего достаточ-
но большой силой инерции подвижных масс, или замкнутой
системы регулирования с двумя элементами, лишенными
(войств саморегулирования. Оказывалось, что достаточно доба-
вить необходимое звено (например, катаракт в регуляторе
скорости), как система становилась устойчивой при любом (что
очень важно) значении коэффициента, определяющего силу влия-
ния этого звена. Следовательно, можно заключить, что устойчи-
вость отдельных элементов и системы в целом зависит не только
от величины сил, взаимодействующих в системе, но и от наличия
пли отсутствия сил, характер воздействия которых определяется
перемещением, скоростью или ускорением перемещения основного
для данного элемента параметра. Устойчивость системы зависит не
только от количественного значения сил, определяющих ее дви-
жение, но и от структуры динамической системы.
122
ДИНАМИКА
Свойство структурной устойчивости можно пояснить на приме-
ре условий равновесия сил, рассматриваемых в механизме. Нельзя
добиться уравновешивания сил в статике, действующих на какое-
либо тело, если проекции этих сил на какую-либо ось имеют оди-
наковые знаки. Как бы мы ни подбирали величины этих сил, их
геометрическая сумма не может равняться нулю. Если же проек-
ция хотя бы одной силы будет иметь знак, противоположный ос-
тальным, то тогда можно так подобрать величины этих сил, что си-
стема окажется в равновесии.
В системах регулирования значение сил в динамике непрерывно
меняется. Поэтому компенсация их воздействия значительно услож-
няется. Устойчивость — затухающий переходный процесс — опре-
деляется соотношением сил, по-разному зависящих от перемещения,
скорости и ускорения основных параметров системы. Поэтому если
в статике действие одной силы может быть заменено действием по-
добной по величине силы, то в динамике можно заменять действие
одной силы действием другой, но подобной не только по величине,
но и по характеру зависимости от параметра, определяющего ее.
При изучении движения отдельных элементов мы убедились в
том, что и они, изолированно от всей системы, могут быть струк-
турно устойчивыми и неустойчивыми. Так, например, регулятор
скорости без катаракта всегда, т. е. структурно, неустойчив. Но
этот же регулятор в системе регулирования при условии наличия
внешнего воздействия по ускорению ротора, т. е. такого же поряд-
ка (первая производная по времени), как и катаракт, становится
устойчивым. Следовательно, структурная устойчивость элемента
может быть восстановлена внешним воздействием такого же по-
рядка, как и недостающая связь, отсутствие которой и вызвало
структурную неустойчивость элемента. Кстати, только отсутствие
внутренней связи порядка (по порядку производной) ниже макси-
мального порядка производной члена, входящего в уравнение дви-
жения данного элемента, и может привести к структурной неустой-
чивости. Соединение структурно устойчивых элементов в цепи
и замкнутые системы не может привести к структурной неустойчи-
вости, если только это соединение будет производиться в правиль-
ной последовательности. (Вспомним анализ воздействия импульса
по производной на регулятор без катаракта.) Отсюда можно сде-
лать вывод, что определяющей характеристикой структурно устой-
чивых систем является число связей (силовых воздействий) и кон-
фигурация соединения элементов.
Предположим, что система структурно устойчива. Может ли до-
бавление к этой системе внешних связей, не изменяющих знака
первоначального воздействия, сделать систему структурно неустой-
чивой?' Нет. Избыток выключающих связей оставляет систему струк-
турно устойчивой. Аналогичное положение получается и при рас-
смотрении равновесия тела в статике под действием внешних сил.
СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ И СИНТЕЗ СИСТЕМ РЕГУЛИРОВАНИЯ 123
Предположим, на тело действует несколько сил, расположенных
в одной плоскости и взаимно уравновешивающих друг друга. До-
бавим к ним дополнительную силу, лежащую в той же плоскости.
Так как в уравновешенной системе всегда можно выделить силу,
противоположную по знаку приложенной, то, увеличивая эту со-
ставляющую, можно всегда восстановить равновесие сил, что
и определяет возможность восстановления равновесия, т. е. струк-
турное условие. Но если вновь приложенная сила будет располо-
жена не в плоскости действия остальных сил, то ее нельзя урав-
новесить изменением величины любой из ранее приложенных сил.
Получается структурная неустойчивость, но в особом случае, когда
направление силы подчинено специфическому условию.
Структурная устойчивость систем регулирования, в которых си-
лы качественно подчиняются более сложным законам, видимо,
должна подчиняться более сложным условиям.
11. И. Гальпериным введено понятие структурной устойчивости
регулирующих систем и дана стройная теория структурного анали-
за и синтеза систем регулирования [Л. 9].
В настоящей работе поставлена задача рассмотреть вопросы
конструирования систем и элементов регулирования, и поэтому ана-
лиз их динамических свойств носит подсобный характер. В свете
сказанного мы не будем останавливаться на подробном изложе-
нии теории структурного анализа, отсылая интересующихся к лите-
ра гуре список которой приведен в конце книги.
В го жг время С1руктуриый анализ приводит к важным обоб-
И1 •чп» м ci ийсти ( ис гем регулирования. Поэтому ниже дается крат-
ки |м и । . и шиле о lex ы непомерностях, которые установлены
в х<сц । груктуриои) анализа. В какой-то мере в процессе изложе-
ния мы подчеркивали некоторые структурные свойства элементов
п систем регулирования и том сохранили, хотя и не полностью,
метод совместного с читателем разбора вопроса о структуре дина-
мической системы.
Вее силы, действие которых определяет движение элемента или
взаимодействия элементов, названы связями. Порядок связей
от нулевого (величина силы определяется перемещением) до лю-
бого порядка производной является основной характеристикой свя-
<ей. Поскольку связи — силы всегда имеют направление, они обо-
значаются стрелками, а порядок связи — соответствующим коли-
чеством точек на стрелке. Связи подразделяются на внутренние
и внешние. Внутренние связи характеризуют собой силу взаимо-
действия внутри самого элемента и обозначаются замкнутой в коль-
цо стрелкой, выходящей из данного элемента и входящей в него же.
Внешние силы, характеризующие воздействие одного элемента на
другой, изображаются стрелкой, связывающей элементы.
Понятие структурной устойчивости элемента или системы сво-
дится к следующему.
124
ДИНАМИКА
Система регулирования структурно устойчива, если подбором
величины коэффициентов дифференциальных уравнений звеньев
можно сделать соответствующую систему устойчивой.
Структурно неустойчивая система не может быть устойчивой ни
при каких значениях коэффициентов. Элемент как самостоятель-
ная динамическая система структурно устойчив, если в нем име-
ются все связи от высшего порядка — огибающей до нулевого. От-
сутствие любой внутренней связи порядка, меньшего, чем у оги-
бающей связи, делает этот элемент структурно неустойчивым. На
Рис. 2-13. Структурная схема элементов регулирования скорости.
Рис. 2-14. Структурная схема прямого регулирования скорости.
рис. 2-13, а дано структурное изображение регулятора. В кружочке,
изображающем сам элемент, поставлено обозначение его харак-
терного параметра, в данном случае — перемещение муфты регу-
лятора. В регуляторе взаимодействуют три внутренние силы: сила
инерции, пропорциональная второй производной перемещения муф-
ты регулятора (стрелка с двумя точками на ней); сила катаракта,
пропорциональная первой производной перемещения муфты (стрел-
ка с одной точкой), и сила пружины, пропорциональная перемеще-
нию муфты (стрелка без точек). На рис. 2-13,6 дано изображение
регулятора, в котором отсутствует катаракт. Такой регулятор
структурно неустойчив, что и было нами показано раньше. На
рис. 2-13,в изображен регулятор, в котором инерционные силы
пренебрежимо малы, а катаракт существует. Такой регулятор
структурно устойчив. Сравнивая структуры регуляторов, изобра-
женные на рис. 2-13, а и б, можно установить, что отбрасывание
огибающей связи не делает элемент структурно неустойчивым.
Структурно устойчивые элементы, т. е. со всеми внутренними
связями от порядка огибающей до нулевого, связанные в цепочки
управления, сохраняют свою структурную устойчивость. Достаточ-
но одному элементу оказаться структурно неустойчивым, как вся
цепочка управления будет структурно неустойчивой. Структурная
устойчивость в этом случае может быть восстановлена либо недо-
стающей связью, либо воздействием обратной связи, как это будет
показано ниже.
СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ И СИНТЕЗ СИСТЕМ РЕГУЛИРОВАНИЯ 125
На рис. 2-14 изображена структурная схема прямого регулиро-
вания, система дифференциальных уравнений которой—(2-28).
В уравнение движения каждого элемента, естественно, входят толь-
ко силы, в том числе и внешние, действующие на данный элемент.
На схеме внешние силы имеют те знаки, которые получаются при
переносе всех членов в левую часть уравнения и после изменения
знака у замыкающей силы. В данном случае изменен знак у члена
ср (воздействие машины на регулятор) в уравнении регулятора.
При структурном изображении схемы изменение знака произво-
дится у силы, действующей в направлении, обратном прямой пере-
даче импульса. Напомним, что система регулирования сохраняла
структурную устойчивость и при отсутствии саморегулирования
у турбогенератора [см. анализ уравнений (2-29)] или пружины
у регулятора. Отсюда можно сделать вывод, что замыкающая
внешняя связь (обратная связь) может как бы замещать действие
ннутренней связи.
При использовании регулятора без катаракта, но реагирующе-
го не только на изменение угловой скорости, но и на ускорение ро-
тора агрегата, система регулирования была устойчива, т. е. можно
< формулировать такое правило: недостающая внутренняя связь
элемента может быть замещена действием внешней обратной свя-
ч/ того же порядка.
Отсюда можно сделать общий вывод, что недостающие внут-
рснннг (ня hi .могут замещаться внешними обратными, т. е. выклю-
‘| ||> 'Щнмп с в । »ямп того же или более высокого порядка.
Другой вывод введение внешних выключающих связей позво-
'I I I ок р чип а кос кс число внутренних связей того же порядка.
С шдоюисльно, и iii ’L Mv есть го наименьшее число связей, кото-
рое сохраняет сисгсмх структурно устойчивой. Оно равно числу
внутренних связей, структурно устойчивых элементов регулирова-
ния, объединенных в систему управления только прямыми связями.
Как видно из первого примера, шмещепие недостающих внут-
ренних связей внешними может производиться как в элементах на
входе (элемент, на который действует внешняя связь), так и в эле-
ментах на выходе (элемент, который действует внешней обратной
связью на один из предыдущих элементов). И. И. Гальперин по-
казал, что смешанное замещение связей на входе и выходе внеш-
ними выключающими связями недопустимо.
Это было выяснено нами при анализе устойчивости прямого ре-
гулирования, в котором регулятор скорости, обладающий доста-
точно большими массами, без катаракта становился устойчивым
при замыкании в систему регулирования, если он воспринимал им-
пульсы не только по скорости, но и по ускорению.
Но если машина не имеет саморегулирования, то система ока-
зывается структурно неустойчивой, несмотря на наличие двух вы-
ключающих связей (по скорости и ускорению). По теории Гальпе-
126
ДИНАМИКА
рина это получилось потому, что недостающий катаракт замещался
связью, воздействующей на регулятор (входное замещение), а от-
сутствие саморегулирования машины замещалось воздействием по
скорости этой машины на регулятор т), т. е. замещение связью на
ее выходе из элемента. Смешение двух способов замещения внут-
ренних связей внешними недопустимо, что и было обнаружено на-
ми при анализе.
Замыкая разомкнутую систему, т. е. вводя выключающую связь,
можно в системе регулирования исключить одну внутреннюю связь
Рис. 2-15. Схема входного замещения внутренних связей внешними
того же порядка в элементах, связанных этой связью. Если же
внутренняя связь не будет исключена при введении замыкающей
связи, система останется структурно устойчивой.
Добавление выключающих связей сверх необходимых для
структурной устойчивости сохраняет систему структурно устой-
чивой.
На рис. 2-15 дана система регулирования с двумя усилениями,
в которой все внутренние связи первого порядка, исключая сам
агрегат, замещены внешними выключающими связями на входе
в элементы. Система дифференциальных уравнений такой схемы
регулирования (знаки уже изменены при замыкании в цикл со-
гласно структурной схеме):
Ты ф' + аф — (1 — а) ц2 = 0;
Г о Цо "Ь ф — ц, = 0;
с2Н2-ГТ Ц, , (
Гс1 h + <р—п = 0;
Т'рП" + TKn' + <Р = о.
Можно показать, что эта система структурно устойчива, т. е.
всегда можно подобрать такое значение коэффициентов этой си-
стемы, что условия устойчивости будут выполнены. В этой системе
сохранено наименьшее число связей, поскольку каждая внешняя
выключающая связь заменила соответствующую внутреннюю связь
того же порядка.
Тот же эффект может быть достигнут выключением внутренних
связей на выходе этой связи из элемента (рис. 2-16).
СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ И СИНТЕЗ СИСТЕМ РЕГУЛИРОВАНИЯ 127
Система дифференциальных уравнений такой схемы регулиро-
вания:
(2-73)
Т’мф' — = 0;
^с2 ^2 Ml =
ТС1 h-n = 0;
Т2Р т]" + Тк т]' + т) + + р,2 + ф = 0.
Рис. 2-16. Схема выходного замещения внутренних связей внешними
Можно показать, что и эта система структурно устойчива. Но
гаточио исключить хотя бы одну внешнюю выключающую связь
в схемах рис. 2-15 и 2-16, как система становится структурно не-
lofblllBofi.
Р.нч MoipiiM для примера более простую схему, в которой внеш-
ни нык поч ИО1ЦЦГ вн in вмещают внутренние.
I. 1гм ‘nil hi., ‘но во втором случае регулятор идеальный и
I, / 0, ни 11
/м'г и» 0;
т. с — is 0;
—ч °;
Ч I-1’1 + + ф = о.
Исключая т), pi и ц2, получаем:
^71с1Тс2ф"' + ТмТс2ф" + 7мф' + <р = 0. (2-74)
Следует обратить внимание на то, что эту систему можно сде-
лагь с любыми динамическими свойствами, поскольку можно про-
извольно выбирать значение коэффициентов Тм, Tci и Тс2. Действи-
тельно, динамические свойства системы регулирования определя-
ются коэффициентами дифференциального уравнения системы.
Зададим желаемые значения коэффициентов в уравнении
а0 ф'" + а± ф" + а2 ф' + Ф = °-
128
ДИНАМИКА
Разделим на а3
_|_ £1. 4- ф' -I- ф = 0.
«3 Яд Gg
Выберем Тм = а2/а3, тогда TMTc2 = a1/a3i откуда Tc2 = ai/a2. Так
как ТмТс1Тс2 = а01а3, то Tci = aoMi- Первое условие устойчивости для
уравнения (2-74)—все коэффициенты больше нуля. Условие со-
блюдается, если Гм>0; Tci>0; ТС2>0. Второе условие устойчивости
откуда
ти-тс1>0.
Это легко соблюдаемое условие устойчивости.
Исключим одну внешнюю связь из уравнения регулятора, т. е.
примем его в виде
Т] + 1*2 + <Р = 0,
тогда, исключая те же переменные, получаем:
T'cl ?с2 ф7/ + Т'мф' + ф = 0.
Коэффициент при ф" равен нулю и система всегда при любых
значениях коэффициентов (т. е. структурно) неустойчива.
Попробуем нарушить запрет и провести смешанное замещение
внутренних недостающих связей. Для этого исследуем схему, изо-
браженную на рис. 2-17. В этой схеме действие пружины регуля-
тора замещено на входе действием выключающей связи от ф, а об-
ратная связь в сервомоторе замещена воздействием этого регулято-
ра на выходе.
Система уравнений (схема на рис. 2-17):
7М <р' + а<р — (1 —а) и = 0;
ТсР-'—Л = 0;
« + р+ф = 0.
Исключая переменные г] и ц, получаем:
Ты тк Тс ср"' + аТк Тс ф" + Тм ф' + ф = о.
Первое условие устойчивости может быть соблюдено при а>0;
7’м>0; 7'с^>0.
Второе условие устойчивости а7’м7’к7'с—ГмТкТс>0 или а—1 >0,
СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ И СИНТЕЗ СИСТЕМ РЕГУЛИРОВАНИЯ
129
что физически неосуществимо, и поэтому система не может быть
устойчивой ни при каких значениях Тм, Тв и ТС) т. е. эта система
структурно неустойчива потому, что в ней не выполнялись правила
замещения недостающих внутренних связей.
Прежде чем рассчитывать систему регулирования, необходимо
построить ее структурное изображение. Анализ этого изображения
наглядно покажет, можно ли добиться устойчивой работы этой си-
стемы и нет ли избыточных связей, которые можно удалить, не ли-
шая систему устойчивости. Только после структурного анализа це-
Рис. 2-17. Схема смешанного замещения внутренних связей внешними,
несообразно приступать к расчету параметров всех элементов регу-
oipi нация.
Здесь совершенно не затронут вопрос о влиянии нелинейностей
па работу системы регулирования. Не рассмотрен вопрос об оцен-
I I процесса регулирования. Не изложены весьма эффективные
г юлы о|ц>сдг.1еппя устойчивости на основе амплитудно-фазовых
ip.i к I* pin 1 пк < поемы критерии Михайлова, Найквиста. Все
। । । • ^ (it паю р.мобрппы г монографиях по общим вонро-
.«м кюрии регулирования, к которым и отсылаем интересующихся
HI I а 1ГЛГН.
Весьма краткий кскурс в теорию устойчивости систем автома-
ического регулирования дай в таком объеме, который позволил бы
правильно оцепить различные конструкции элементов регулирова-
ния паровых турбин по степени соответствия их свойств задачам ав-
томатического регулирования. Можно было бы сослаться на ка-
кой-либо уже известный курс автоматического регулирования, но,
во-первых, это затруднило бы чтение последующих глав и, во-вто-
рых, что, по нашему мнению, важно, предмет изложен таким об-
разом, что читатель сможет активно участвовать в решении по-
ставленных задач, а не воспринимать готовыми найденные ранее
решения. Можно надеяться, что такой метод поможет читателю
в самостоятельных исследованиях вопросов, которые еще не полу-
чили решения Это особенно важно при исследовании конструкций
>лсментов регулирования, поскольку конструкции необходимо все
время совершенствовать и важно научиться правильно выбирать
пути совершенствования. Обилие конструктивных решений — сов-
сем не признак трудности задачи. Это отражение большого коли-
9—730
130
ДИНАМИКА
чества авторов, которые подходят к решению с различных точек
зрения. В поисках наилучшего конструктивного решения нельзя,
как в математике, точно предугадать, что будет лучше, а что хуже
при массовом внедрении конструкции в эксплуатацию. Так, на-
пример, ЛМЗ в серии турбин высокого давления был использован
зубчатый редуктор для передачи движения от вала турбины к валу
масляного насоса и регулятора скорости. Этот редуктор хорошо
работал на всех турбинах этой серии, кроме ВК-100-2. В турбине
мощностью 100 МВт оказался относительно легкий ротор, вибри-
рующий с достаточно большой амплитудой на масляной пленке
подшипников. Вибрация ротора приводила к быстрому износу зуб-
чатой пары. Этот узел оказался очагом аварий. Только отказ от
редукторной передачи и использование центробежного масляного
насоса, расположенного на валу агрегата, позволили решить воз-
никшую задачу. Можно ли было предугадать появление повы-
шенной вибрации роторов? По-видимому, нет. Но можно с уверен-
ностью сказать, что работа центробежного масляного насоса с
диском на валу турбины меньше зависит от случайных причин,
чем работа зубчатого редуктора.
В дальнейшем мы попытаемся составить хотя бы общие пред-
ставления о методах рационального конструирования.
2-13. БЫСТРОДЕЙСТВИЕ СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
В паротурбинных установках системы регулирования выполня-
ют не только функции автоматического регулирования, но и за-
щиты. При мгновенном сбросе нагрузки избыточный паровой мо-
мент (1-3)
АМмакс = ^п-макс Мт = Мэ.макс = J • (2-75)
Соответственно этому угловое ускорение будет максимальным
и вызовет быстрый рост угловой скорости, определяемый уравне-
нием (1-5)
Л
ДМ dt = /Дсо = J (сох — соо).
to
Чем выше угловая скорость соь тем выше напряжение в дета-
лях агрегата. При расчете роторов турбины и генератора на проч-
ность задаются предельным значением соПред, по которому и под-
считывают максимальные усилия во вращающихся роторах. Чем
больше выбирать соПред, тем тяжелее будут роторы, тем меньше бу-
дет предельная мощность агрегата и тем дороже будет агрегат.
Обычно предельным значением угловой скорости выбирают соПред=
= (1,154-1,20)о0.
БЫСТРОДЕЙСТВИЕ СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
131
После сброса внешней нагрузки уровень повышения угловой
скорости Дсо определяется тем, насколько велико ДЛ1, мал момент
инерции роторов J и велико время воздействия избыточного паро-
вого момента на ротор (Zi—tQ). В современных турбинах время
(Л—/о), в течение которого достигается максимальное значение
(Об<сопред, составляет всего 1,5—2,5 с. За это время ни при каких
условиях невозможно прекратить доступ пара в турбину, воздей-
ствуя на парозапорные органы от руки или от электропривода. По-
этому безопасность агрегата обеспечивается только действием ав-
томатических устройств. В качестве защиты от чрезмерного повы-
шения угловой скорости применяется независимая система регули-
рования с неустойчивым регулятором скорости и специальным
парозапорным органом — стопорным клапаном. Принцип конструи-
рования системы защиты будет нами разобран ниже. Действие
этой защиты происходит следующим образом. Как только угловая
скорость достигнет установленного значения соб, неустойчивый ре-
гулятор мгновенно проходит весь ход ДхМакс и действует на пере-
даточный механизм, управляющий золотником сервомотора сто-
порного клапана, и сервомотор прикрывает этот клапан. Стремят-
ся добиться максимального быстродействия этой системы, чтобы
не происходило большого повышения угловой скорости сверх соб-
Важность поставленной задачи требует особо тщательного подхо-
да к конструированию всех элементов защиты. Тем не менее на-
1ГЖ1НИ гь ее действия не безусловна. Основной недостаток этой
in 1смы. как. впрочем, н любой системы защиты, состоит в том, что
и норма и.пых условиях эксплуатации все ее элементы неподвиж-
i.i в пег уперешки ги, чго в момент аварии защита будет действо-
пн и. (цок жво Н I-B I hi < -him но Правилам технической эксплуата-
ции Мин и» । । н!щ|ита oi повышения угловой скорости проверяет-
। а ti l. 1000 я работы агрегата. Такая проверка не только обе-
’исчивает лучший концх и. ш согюяпнем системы защиты, но и
И и repfl iyer ее как недостаточна и i щжную. В то же время без-
• гь людей, обслужш и тих вгрегот, и самого агрегата не
•пускает наличия даже небольшой степени ненадежности в этом
направлении. Поэтому по Правилам технической эксплуатации
(ПТЭ) требуется обязательное наличие второй, независимой
линии защиты в виде системы регулирования угловой скорости
^регата [Л. 10]. Требуется, чтобы при мгновенном сбросе полной
внешней нагрузки максимальное динамическое (т. е. максималь-
нос в переходном процессе) повышение угловой скорости не пре-
вышало о)б — уровня срабатывания скоростного автомата безопас-
ности. Хотя система регулирования скорости является второй ли-
нией защиты, уровень повышения угловой скорости в процессе ее
действия должен быть ниже соб. Это объясняется следующим. Про-
верка работы системы защиты проводится на холостом ходу. Отно-
сительно медленно повышая угловую скорость, машинист всегда,
9*
132
ДИНАМИКА
воздействуя от руки на стопорный клапан, может прекратить до-
ступ пара в турбину, а поскольку в этих условиях расход пара со-
ответствует холостому ходу, то дополнительного повышения угло-
вой скорости не может быть.
Проверка системы защиты на холостом ходу не в полной мере
отражает условия ее работы. На клапаны не действуют паровые
усилия. Исключено влияние промежуточных объемов пара. Темпе-
ратурный режим агрегата существенно отличается от нормального.
Поэтому в последнее время в СССР рекомендуется хотя бы
один раз за время эксплуатации агрегата проверять действие за-
щиты следующим образом.
В системах защиты современных агрегатов имеются механизмы
дистанционного управления с электроприводом. Не отключая гене-
ратор от сети, через механизм управления защитой в нее подают
мгновенный импульс. При этом записываются с помощью осцилло-
графа: мощность, передаваемая в электрическую сеть, давление
пара в наиболее характерных точках и перемещение всех регули-
рующих и отсекающих органов.
Планиметрируя площадь осциллограммы Д7И—/, можно полу-
чить величину работы, которая затрачивалась бы на разгон ротора
сверх (Об за счет конечного значения скорости движения стопорных
клапанов и влияния промежуточных объемов пара. Уровень сраба-
тывания автомата безопасности соб, как и прежде, проверяется на
холостом ходу.
Действие системы регулирования, как линии защиты, необхо-
димо проверять в условиях сброса полной внешней нагрузки, и ес-
ли максимальное повышение угловой скорости в переходном про-
цессе достигает значения, большего соб, в работу вмешается система
защиты и нельзя определить тот уровень со, до которого повыси-
лась бы угловая скорость, если бы защита не подействовала. Что-
бы определить действительный уровень повышения угловой ско-
рости при сбросе полной нагрузки, надо выключить защиту на вре-
мя опыта. А если повышение угловой скорости будет больше допу-
стимого? Нет гарантии, что агрегат останется цел. Поэтому в ПТЭ
установлено требование, чтобы при сбросе полной внешней нагруз-
ки при действии только системы регулирования угловая скорость
не превышала (Об. Какой-либо запас против соб не нужен потому,
что регулирование — вторая линия защиты и она удержит угло-
вую скорость в тех же пределах, близких к соб, даже если в про-
цессе последующей эксплуатации работа системы регулирования
несколько ухудшится.
Предлагался и такой метод проверки действия системы регули-
рования. На время испытаний системы перестроить момент сраба-
тывания автомата безопасности на уровень выше (Об, а после про-
верки вновь перестроить на соб- Такой подход тоже неправилен.
Основное достоинство защиты от разгона системой регулирования
БЫСТРОДЕЙСТВИЕ СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
133
скорости в том, что она все время находится в работе и ее готов-
ность непрерывно контролируема. При этом способе проверки
в случае сброса нагрузки в условиях нормальной эксплуатации
всегда будет срабатывать автомат безопасности и быстродействие
системы регулирования останется эксплуатационно непроверенным.
Чтобы выполнить задачу — ограничение уровня повышения
угловой скорости при сбросе нагрузки, система регулирования
должна обладать достаточным быстродействием, т. е. (^—/0)
[уравнение (1-5)] должно быть мало. Естественно, что время дей-
ствия системы регулирования определяется прежде всего временем
движения поршня сервомотора. Эта величина не соответствует вре-
мени Тс. Уравнение движения сервомотора (2-53а)
Тс ц' = о.
Если принять, что 0=1 = пост., то уравнение можно проинтегри-
ровать
= -Г или ф = ^; С d[i = ± С dt,
dt Тс Тс J Тс J
откуда
и = + с
Тс
Принимая, 1то при / = 0 р = 0, получаем С=0 и, следовательно,
|| /// , Koi да в гпх условиях поршень сервомотора пройдет путь
|1 I, то
F- 1: t Тс.
• с
Итак, То — это такое время движения поршня сервомотора, за
которое он проходит путь АгМнкс при условии, что золотник в тече-
ние всего времени движения поршня открыт на величину т]= 1 или,
иначе, на Думакс. Метод определения Аймаке показан выше.
В действительных процессах регулирования величина у меня-
ется от начального значения о=0 до какого-то значения о, когда
поршень сервомотора дойдет до положения холостого хода (ц=1).
При своем движении золотник может отклоняться и на величину,
большую Думаксл поскольку эта величина выбрана условно.
Действительный процесс движения поршня сервомотора может
быть определен по тому же уравнению (2-53а), но только о — вели-
чина переменная. На рис. 2-18 изображен процесс движения золот-
ника при условии апериодического (без колебаний) перехода от од-
ного установившегося состояния системы регулирования к другому.
По уравнению (2-53а) можно написать:
Тс = о; d[i = — odt,
dt Тс
134
ДИНАМИКА
откуда для полного хода поршня
to
Интеграл от перемещения золотника равен заштрихованной
вверху слева направо площади кривой o=f (t) (рис. 2-18).
Значение этой площади равно действительному значению вре-
мени движения поршня сервомотора. При выбранных размерах зо-
Рис. 2-18. Зависимость
лотника, сервомотора и источника питания Тс — постоянная вели-
чина. Действительное время (ti—/о) равно Тс, если о=1=пост.
и заштрихованная площадь превратится в площадь прямоугольни-
ка со сторонами 1 и (Л—/о), тогда
/1 tQ = Tc.
Может ли ti—tQ быть меньше времени Тс? Может, если о>1, что,
вообще говоря, возможно. Напомним, что отклонение золотника
равно разности перемещений муфты регулятора и поршня серво-
мотора, т. е.
а = т] — р.
о=1, когда т)=1, а р=0. Так как отклонение угловой скорости в
переходном процессе может быть больше Дюмакс, то и ц может быть
больше единицы.
По принятому условию р— относительное перемещение поршня
сервомотора от нового установившегося состояния. После сброса
нагрузки р = 0— положение холостого хода. В начале движения
р=1 (полная нагрузка) и rj = 1 (т) = 0 — холостой ход, муфта долж-
на переместиться на полный ход ДхМакс). Если после сброса полной
нагрузки р останется равным 1, а ц изменится до положения холо-
стого хода, т© только в этом случае будет о=1. Если же отклоне-
ние угловой скорости будет больше уровня холостого хода, то ц
станет отрицательным и тогда cr> 1. Можно получить о=1 или да-
же о>1, если в момент сброса нагрузки мгновенно отклонить муф-
БЫСТРОДЕЙСТВИЕ СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
135
ту регулятора до уровня т) = 0 или даже ц<0. Это возможно только
под действием какого-то дополнительного регулятора, поскольку
отклонение муфты регулятора скорости следует за со, а при откло-
нении о сервомотор начинает перемещаться и действием обратной
связи уменьшает о — отклонение золотника. Регулятором, переме-
щающим золотник на величину о>1, прежде всего может быть ре-
гулятор скорости и ускорения, уравнение которого (2-62)
Т) = ф + 7у<р'.
При / = 0 ф=0, но если произошел сброс полной внешней нагруз-
ки (избыточный момент ДЛ4 = ДЛ1макс), то по уравнению
TM<f =Н = 1; ф = — = 77^-
1 м J мшмакс
или, иначе,
d® _ Дюмакс
dt ~ J '
Отклонение муфты регулятора в начальный момент
Выбирая произвольное значение Ту, можно получить произволь-
на т in.i’i. Инг ip о, п частности ф-о=О и тр=о<О. При этом золот-
iiiih mi nnih ил. п । ншмлгк я mi максимальную или даже больше
Min * им гп ими и iipiHiiy и поршень сервомотора сразу начнет дви-
гаться < 1 Н и скоростью. Важно отметить, что как только
порш, in сервомотора достигнет уровня g = 0 (открытие клапана,
(поткете гнующее холостому ходу), то <р'=0 и действие импульса по
ускорению прекратится.
Итак, импульс по ускорению придает регулированию наиболь-
Ш( с бы< |родействие и одновременно повышает устойчивость систе-
мы. Поэтому все другие методы повышения быстродействия сле-
дует сравнивать по эффективности с этим методом.
Выше было показано, что пар, находящийся в промежуточных
емкостях турбины, существенно влияет на динамические процессы
регулирования. Но эти же объемы пара влияют и на динамическое
повышение угловой скорости при сбросе нагрузки. Предположим,
что мгновенно закрылся доступ пара в турбину — время сервомо-
тора равно нулю и поэтому при /=0. ц = 0, но по уравнению (2-70)
Гор+р = И^0. (2-76)
Истечение пара будет продолжаться и давление в камере пе-
ред соплами будет уменьшаться по закону (2-76). При учете влия-
136
ДИНАМИКА
ния промежуточного объема пара уравнение движения ротора тур-
бины вместо
Т„<р' + аф = (1 — а)р
будет
Тм ф' + аф = (1 — а) р.
И поэтому даже после мгновенного закрытия клапана ускорение
ротора будет оставаться положительным и угловая скорость будет
продолжать увеличиваться.
Это имеет особое значение для турбин, работающих паром
сверхвысоких параметров, и учитывается при определении необхо-
димого быстродействия регулирования.
При сбросе нагрузки и закрытии регулирующих клапанов дав-
ление пара во всех отсеках турбины уменьшится до давления за
турбиной. При этом уменьшится давление в камерах отборов и в
регенеративных подогревателях, в которых обязательно находится
некоторый объем конденсата VK- При падении давления из этого
объема выделится пар, который направится в турбину. Расширяясь
в турбине и совершая работу, этот пар будет дополнительно уве-
личивать угловую скорость ротора.
Заканчивая рассмотрение теоретических основ регулирования
паровых турбин, необходимо отметить, что в этой части изложен
метод теоретического анализа, который должен применяться при
создании систем регулирования.
В следующей части при рассмотрении вопросов конструирова-
ния изложенный метод будет использоваться не только для выбора
наиболее рациональных решений, но и для теоретического
анализа работы специфических конструктивных форм.
2-14. ИЗМЕНЕНИЕ НАСТРОЙКИ РЕГУЛИРОВАНИЯ
В процессе эксплуатации возникает необходимость изменения па-
раметров системы регулирования: степени неравномерности и уров-
ня регулируемого параметра. Рассмотрим возможные способы из-
менения настройки.
Статическая характеристика регулирования получается в ре-
зультате сложения характеристик элементов системы (см. рис. 1-8).
Чтобы изменить форму или угол наклона статической характери-
стики (степень неравномерности), необходимо соответственно из-
менить характеристику элемента системы регулирования. Предпо-
ложим для определения, что необходимо уменьшить степень нерав-
номерности б. На четырехквадраитной диаграмме регулирования.
ИЗМЕНЕНИЕ НАСТРОЙКИ РЕГУЛИРОВАНИЯ
137
(рис. 2-19) нанесем желаемую форму статической характеристики
Г—2 и определим необходимое изменение характеристики регуля-
тора скорости, которое обеспечило бы решение задачи. При этом
будем иметь в виду, что характеристика связи /2—22 и характери-
стика регулирующего органа /3—23 остаются неизменными, т. е.
точки /2, /3, 22 и 23 остаются в неизменном положении. Перенесем
точку Г на линию li—/2, тогда точка 1\ новой формы характери-
стики регулятора скорости будет удовлетворять поставленным
условиям (сохранение неизменными характеристик связи и регу-
Рк. 2 Г', Иэм» ниш’ степени неравномерности воздействием на ха-
| 'И. 1. рн. шку р« ул и гирл скорости.
я । ь | hi । и изменение формы статической характеристи-
ки си гемы). Характеристика регулятора скорости в данном случае
будет прямой /1—
Что же надо сделать для того, чтобы угол наклона характери-
iiikii регулятора был уменьшен? Судя по рис. 2-19, необходимо
шп•. hi такие изменения, которые привели бы к новому соотноше-
нию М’ жду Дхмакс И Д(Омаке- Неизменному ЗНЗЧеНИЮ Дх макс ДОЛЖНО
соответствовать меньшее значение ДсоМакс-
Пи уравнению (1-10) для максимального значения приращений
можно написать:
2/жоп гДсо = (с — тсо^ Дх
0 макс \ 07 макс
При неизменном значении т, соо, г и Дхмакс уменьшения ДсоМаке
можно добиться только соответствующим уменьшением с.
При новых значениях Дсомакс и с уравнение примет вид:
2/ПСО0гА®макс = (С' -Ш®2о) 4<акс-
10 730
138
ДИНАМИКА
Разделим новое равенство на предыдущее
Аь\,акс с'-ПКОр 6'
Д^макс с — терц
откуда
, 6' I 2 Л 6' \
с = с — + т«2 1 — — .
о \ о /
Итак, изменения степени неравномерности можно добиться со-
ответствующим изменением жесткости пружины регулятора.
По-видимому, тот же результат можно получить изменением ха-
рактеристики связи (рис. 2-20). При этом характеристики регуля-
тора и регулирующего органа останутся неизменными. Перенесем
точку Г на характеристику регулятора 1\—2Ь получим точку 1\.
Эту точку перенесем на линию 1%—1з, и тогда точка 1'2 будет нача-
лом новой характеристики связи. Как видно из рис. 2-20, измени-
лась величина Дхмакс, но неизменной осталась ДхМакс- Отсюда мож-
но заключить, что для изменения степени неравномерности доста-
точно изменить отношение Дхмакс/ДгМакс, т- е- отношение плеч
рычага АВС (см. рис. 1-11). Из отношения сторон треугольников
(рис. 2-20) можно написать:
Аймаке Аа>иакс '6'
Д^макс Д^макс $
Если обозначить отношение й =ДхМакс/Д^макс, то
. ДХмакс ^макс Дхмакс Ломакс ____ ^макс 6
J — ------ ------ - — t
Аймаке А*макс Аймаке ^макс 6'
МЗКС
Введя обозначение
АХмя„р
__ макс
Аймаке
получим:
6х
6
Для настройки удобнее определить величину, на которую следу-
ет перенести точку В подвеса рычага в сторону регулятора (для
уменьшения 6).
Обозначим АВ через а\ ВС через b и АС через /. Величина I
остается неизменной. Тогда
ИЗМЕНЕНИЕ НАСТРОЙКИ РЕГУЛИРОВАНИЯ
139
Подставим значения i\ и и в полученное равенство
2— 1),
bi 6 \ b J
откуда
6 +/-b
Наконец, изменение степени неравномерности можно получить,
изменив характеристику регулирующего органа.
Перенесем точку Г на характеристику регулятора (рис. 2-21),
получим точку /1. Полученную точку 1\ перенесем на характери-
стику связи, получим точку /2. Наконец, точку /2 перенесем на ось
Дг, получим точку /з> которая и будет началом новой характери-
стики регулирующего органа /з—2з- Рассматривая новое решение,
можем установить, что должны соответственно измениться ДхмаКс
и Домане- Но так как наклон характеристик 1\—2\ и /2—22 остался
неизменным, то, следовательно,
А*макс _ Д*макс
^M.kc ‘Vmokc
т. е. нт- н.'к ч рычат ,1/<С (см. рис. 1-10) осталось неизмен-
111.1» .11 <М<Ч111ЛФ‘|. И< .111411 I > \.
М ‘Щ.
_ б*
Асомакс Ь
( пособ уменьшения Д^макс при неизменности максимального
iponyi kj пара показан в гл. 3.
При работе на общую электрическую сеть частота тока поддер-
к и кается постоянной и изменение мощности турбины сопровожда-
< гея эквидистантным смещением статической характеристики с по-
мощью механизма управления.
Пределы смещения статической характеристики ограничивают-
ся пределами действия самого механизма. При этом не безразлич-
но, до какого уровня может смещаться статическая характеристика
н стороны увеличения и уменьшения угловой скорости. Если верх-
нее предельное положение статической характеристики будет соот-
ветствовать номинальной скорости при максимальной нагрузке, то
при повышенной частоте в сети нельзя будет восстановить макси-
мальную нагрузку агрегата действием механизма управления.
В то же время по международным нормам разрешается повышение
частоты сети на 1%. Следовательно, предел верхнего смещения
10*
140
ДИНАМИКА
статической характеристики должен быть на 1 % выше номиналь-
ного значения угловой скорости при максимальной нагрузке. Боль-
ший запас в действии механизма управления в сторону повышения
угловой скорости также недопустим. Максимальная мощность тур-
бины, определяемая полным открытием регулирующих клапанов,
может оказаться меньше номинального значения из-за отклонения
параметров пара от номинальных или отложения солей в проточ-
ной части турбины. Обычно нагружение агрегата ведется с электри-
ческого щита управления. Дежурный, видя, что нагрузка турбины
Рис. 2-20 Изменение степени неравномерности воздействием на характеристику
связи.
Рис. 2-21. Изменение степени неравномерности воздействием на характеристику
регулирующего органа.
не полная, попытается ее повысить и может переместить механизм
до предела на «прибавить». Статическая характеристика сместится
вверх, а нагрузка не возрастет из-за предельного положения регу-
лирующих органов. При сбросе полной нагрузки действие системы
регулирования начнется только после того, как угловая скорость
возрастет до уровня начальной точки статической характеристики
(например, точка 2х на рис. 2-22). Все это время клапаны будут
оставаться полностью открытыми. Поэтому даже статическое по-
вышение угловой скорости будет больше неравномерности регули-
рования на величину излишнего смещения вверх статической ха-
рактеристики.
Смещение статической характеристики в сторону уменьшения
угловой скорости должно допускать разгружение турбины при сни-
женной частоте тока сети. Излишний предел в данном случае не
может привести к каким-либо неприятностям, а поэтому он выби-
рается сравнительно большим. Может оказаться, что предел сме-
щения характеристики не позволяет получить полную мощность
ИЗМЕНЕНИЕ НАСТРОЙКИ РЕГУЛИРОВАНИЯ
141
турбины при номинальном значении угловой скорости (рис. 2-22).
Чтобы сместить пределы действия механизма управления, необхо-
димо соответственно воздействовать на характеристику элементов
регулирования.
Рассмотрим способ смещения статической характеристики с по-
мощью соответствующего смещения характеристики регулятора.
Снесем точки Г и 2' (рис. 2-22) на линии 1\—/2 и 2\—2%. Полу-
чим точки 11 и 2\ —новое положение характеристики регулятора.
Остальные характеристики неизменны. Судя по полученным графи-
PiH’. 2-22. Смещение статической характеристики воздействием на характеристи-
ку регулятора скорости.
Рис. 2 23. Смещение статической характеристики воздействием на характеристи-
ку I ВИ ш.
кам, juih смещения статической характеристики необходимо, чтобы
при к х положениях муфты регулятора Axi и Дх2 необходимая
углоння скорое и. была выше на Дсо. Положение муфты должно
и । hi . । п<‘и сменным, 1. е. г=пост. Неизменным сохраняется и угол
наклона характеристики регулятора, т. е. с=пост. По уравнению
I I 6) найдем • ooriioiiiriiiie приращений Дсо и Ду:
2<И«10гДю ; V/
или, разделив на уравнение (16), получим:
2 Дсо __ Ду
(% У
Чтобы сместить характеристику регулятора, а с ней и статиче-
скую характеристику системы на Дсо, следует соответственно изме-
нить натяжение пружины.
Тот же эффект может быть получен воздействием на характе-
ристику связи. Решим, как и прежде, задачу графически (рис. 2-23).
142
ДИНАМИКА
На основании приведенного графика можем установить, что для
параллельного смещения статической характеристики достаточно
сместить положение муфты регулятора на Дх при неизменном по-
ложении поршня сервомотора. При этом должно быть сохранено
среднее положение золотника 5 (см. рис. 1-11).
Этого можно добиться, изменив длину подвески золотника на
Ду (рис. 2-24). При этом
49=Дг“
Рис. 2-24. Система сервомоторного регулирования и ее настройка
(/ — пружины; 2 — золотник; 3 — пружина Ci).
Наконец, по аналогии мы можем установить, что перемещения
муфты регулятора на Дх при неизменном положении поршня серво-
мотора и золотника можно добиться смещением точки С вдоль што-
ка сервомотора (см. рис. 1-20).
Приведенные рассуждения показывают, что любое изменение
в каждом элементе системы регулирования, видоизменяющее ха-
рактеристику этого элемента или ее положение в пространстве, со-
ответственно изменяет статическую характеристику системы регу-
лирования.
В рычажных системах регулирования часто применяются пру-
жины силового замыкания. Применение таких пружин исключает
влияние люфтов в сочленениях, так как при всех положениях ры-
чага АВС они нагружают все шарниры усилием постоянного на-
правления.
Использование пружин силового замыкания вносит искажение
в работу системы регулирования. При всех статических положени-
ях системы регулирования точка В (рис. 2-24) занимает одно и то
ИЗМЕНЕНИЕ НАСТРОЙКИ РЕГУЛИРОВАНИЯ
143
же положение в пространстве. Поэтому усилие нижней пружины
с жесткостью Cj в этом случае остается неизменным, что исклю-
чает искажение статической характеристики. В динамике точка В
отклоняется от среднего положения. Это отклонение — результат
действия регулятора скорости, что в свою очередь определяется
изменением угловой скорости агрегата. Изменение центробежной
силы, вызванное изменением со, будет уравновешиваться не только
силой основных пружин, но и силой пружины с жесткостью с г.
2тсогДсо + ты* кг = скх + сгку .
При максимальном отклонении Дсомакс (в статике)
2mcor Дсомакс
(с — тсо2) * .А
7 Аймаке — Аймаке •
k
Уравнение движения регулятора (2-13) примет вид:
d^x
2тсоогДсо = ikx + h ку +Л4 — ,
а/2
где
вс
— С-t.
1 АС 1
За максимальное перемещение ку примем:
Аймаке ~ “77 А-^макс = Аймаке-
АС С±
Как и в прежних случаях, перейдем к относительным координа-
там. Для этого разделим все уравнение на 2тсоогб = 2Рб, тогда
Ф = 1(-|- ajOr-FT^'p
ГАС
Если Ci относительно мало, то членом оно можно пренебречь.
В противном случае влияние дополнительной пружины необходимо
учитывать при исследовании динамики системы.
Рассмотрим систему регулирования, имеющую пружину замы-
кания на золотнике. Тогда система уравнений:
ф' = н;
V + н = т1;
+ ф;
а =Т] — р.
144
ДИНАМИКА
ИЛИ
Т’кП' + (1 +а1)т] —а1Р, = —ф.
Исключая ц и т), получаем:
Тк Тс Тм ф'" + Тм [Тк + (1 + аг) Тс ] ф" + Тм ф' + Ф = 0.
Критерий устойчивости даст неравенство
[7’к + (1+а1)Тс]Тм-Тк7’с>0,
т. е. устойчивость регулирования повышается от введения замы-
кающей пружины, а быстродействие уменьшается, поскольку гру-
зы регулятора должны преодолеть натяжение не только основных
пружин, но и дополнительной. Предварительное натяжение допол-
нительной пружины складывается с предварительным натяжением
основных пружин и в среднем положении золотника, и поэтому это
натяжение должно учитываться при расчете или настройке регуля-
тора. В динамике изменится степень неравномерности, поскольку
изменится суммарная жесткость пружины. Динамическая степень
неравномерности будет равна:
6„.=Ц1 +f (£)•].
Такая величина неравномерности будет только при условии не-
подвижного сервомотора. Как только начнет двигаться поршень
сервомотора,
^ДИН ^СТ-
И при остановке поршня сервомотора
^дин ~ ^СТ-
Увеличением неравномерности и характеризуется уменьшение
быстродействия регулирования.
При расположении пружин не под золотником (рис 2-24) изме-
няется не только уравнение движения регулятора, но и его стати-
ческая характеристика.
В статике при расположении пружины слева от точки подвески
золотника переход от положения минимальной угловой скорости
к максимальной (из точки 1 в точку 2) приведет к уменьшению си-
лы пружины (ее действие направлено в сторону действия центро-
бежной силы), следовательно, грузам придется преодолеть мень-
шее приращение усилий и ДсоМакс уменьшится. Статическая харак-
теристика регулятора изменится так, как показано на рис. 2-25
(прямая 3). Если дополнительная пружина будет подвешена спра-
ИСПЫТАНИЕ СИСТЕМ РЕГУЛИРОВАНИЯ
145
ва от точки подвески золотника (см. рис. 2-24), то при переходе
от точки 1' к точке 2' ее натяжение увеличится, а ее действие бу-
дет направлено в ту же сторону, что и пружин регулятора, поэтому
потребуется большее приращение угловой скорости для того же
перемещения муфты регулятора и характеристика примет вид 2
(рис. 2-25). Соответственно изменится и степень неравномерности
регулирования.
Сила реакции потока масла, действующая на золотник, оказы-
вает такое же влияние, как и пружина Ci (рис. 2-24).
Рис. 2-25. Влияние на статическую характеристику дополнительных
пружин растяжения
Если нагрузить золотник 1 постоянным давлением масла, го си-
ла, действующая на регулятор, не будет зависеть от положения зо-
лотника.
В этом случае как в статике, так и в динамике статическая ха-
рактеристика регулирования останется неизменной. Поэтому луч-
шим способом силового замыкания рычажной системы всегда бу-
ле 1 ги । равличсское нагружение золотника.
2-15. И( ПЫ1АНИЕ СИСТЕМ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Испытания систем регулирования должны проводиться в следую-
щих целях: во-первых, для проверки совпадения действительных
характеристик элементов и систем регулирования в целом с задан-
ными или расчетными характеристиками и, во-вторых, для опреде-
ления изменений этих характеристик в процессе эксплуатации.
11ервые испытания обычно проводятся заводами и наладочными
организациями при первых пусках головного образца турбины или
после внесения в систему регулирования каких-либо изменений.
Вторые по ПТЭ Минэнерго должны проводиться ежегодно, а так-
же после каждого капитального ремонта.
Испытания, как и теоретические исследования, делятся на два
рода: статические и динамические.
146
ДИНАМИКА
Статическую характеристику регулирования можно снимать не-
посредственно, изменяя нагрузку генератора, и определять соот-
ветствующее изменение угловой скорости. При этом, кроме основ-
ных измерений мощности и частоты вращения, фиксируются пере-
мещение муфты регулятора скорости, ход поршня сервомотора и
соответствующее перемещение клапана. По полученным результа-
там можно построить не только статическую характеристику систе-
мы регулирования, но и подобные характеристики ее элементов.
При снятии статической характеристики необходимо особенно
высокие требования предъявить к точности используемых методов
измерения. Степень неравномерности регулирования по междуна-
родным нормам для паровых турбин должна быть порядка 0,05,
т. е. при номинальном значении частоты вращения п=3000 об/мин
неравномерность будет Дпмакс:=150 об/мин*. Следовательно, что-
бы измерить неравномерность даже с точностью 2%, точность из-
мерения частоты вращения должна быть равной АпшМо = О,О5х
Х0,02 = 0,001. При этом точность измерения мощности всего
АМ1Ж1акс = 0,02, т. е. в 5 раз меньше. При непосредственном снятии
статической характеристики регулирования необходимо особенно
тщательно следить за медленным и непрерывным изменением на-
грузки агрегата. Медленным потому, что положение почти всех
элементов в динамике отличается от таковых в статике. Непрерыв-
ным потому, что иначе нельзя определить зону нечувствительности
системы регулирования. Действительно, если нагрузка будет коле-
баться, то точка на статической характеристике, соответствующая
данному режиму, будет занимать произвольное положение в зоне
нечувствительности (§ 1-8).
При определении зоны нечувствительности необходимо учиты-
вать то, что нечувствительность самого прибора вычитается из не-
чувствительности системы регулирования. При изменении внешней
нагрузки частота вращения ротора, конечно, будет изменяться без
заметного отставания, но соответствующее изменение парового
момента из-за нечувствительности регулирования будет происхо-
дить с отставанием. Несоответствие моментов и вызовет изменение
частоты вращения. Следовательно, на статической характеристике
регулирования появится зона нечувствительности в том виде, как
это изображено на рис. 2-26.
Предположим увеличивается нагрузка агрегата и в данный мо-
мент времени она достигла величины Л/р Вследствие нечувстви-
тельности регулирования частота вращения ротора должна была
снизиться на величину, большую, чем а именно до п2. Разность
щ—П2=&пр и есть нечувствительность системы регулирования. Но
* Частота вращения ротора может измеряться в об/мин и в радианах. В пер-
вом случае по существу дается измерение не скорости, а частоты. Соответственно
используются два обозначения скорости: п — частота вращения, об/мин, и со — уг-
ловая скорость, 1/с.
ИСПЫТАНИЕ СИСТЕМ РЕГУЛИРОВАНИЯ
147
прибор, измеряющий угловую скорость, покажет не п2 а и2, где
^2—^2 = Д^и — нечувствительность прибора. Как видно по схеме на
рис. 2-26, нечувствительность регулирования уменьшилась на ве-
личину Дпи. Чтобы искажение не превосходило Дпц/Дпр=0,1, точ-
ность прибора, измеряющего частоту вращения, должна опреде-
ляться величиной Дпи=0,1 Дпр. Степень нечувствительности ер =
= 2Дпр/м0 по международным нормам для современных мощных
агрегатов не должна быть больше 0,12%. Следовательно, измере-
ния угловой скорости необходимо производить с точностью 0,0012 X
Рис. 2-26. Влияние нечувствительности прибора на определение не-
чувствительности регулирования.
Х0,1 =0,00012. При ^0=3000 об/мин точность измерения частоты
вращения должна составлять 3000• 0,00012 = 0,36 об/мин.
Современные мощные агрегаты невозможно нагрузить искусст-
венной нагрузкой (например, водяным реостатом, как это иногда
делалось при снятии статической характеристики паровых турбин
малой мощности), и поэтому непосредственное снятие статической
характеристики практически неосуществимо. В связи с этим стати-
ческую характеристику строят по методу проф. А. В. Щегляева,
пользуясь построением чгтырехквадрантной диаграммы.
Рассмотрим последовательно снятие всех составляющих харак-
теристик, необходимых для построения статической характеристи-
ки регулирования.
Статическая характеристика регулятора скорости снимается
при работе турбины на холостом ходу. При воздействии на систе-
му регулирования механизма управления статическая характери-
стика регулятора скорости смещается параллельно самой себе. По-
этому, чтобы полнее отразить работу регулятора, необходимо его
статическую характеристику, как и характеристики других элемен-
тов, снимать при нескольких положениях механизма управления.
Целесообразно снятие статической характеристики производить
при трех положениях механизма управления соответственно часто-
там вращения: 1,05; 1,0 и 0,95 номинального значения.
148
ДИНАМИКА
В процессе снятия статической характеристики на холостом хо-
ду механизм управления должен находиться в неподвижном состо-
янии. Изменение угловой скорости производится изменением про-
пуска пара в турбину с помощью байпаса главной паровой задвиж-
ки. При снятии статической характеристики необходимо следить за
непрерывностью и медленностью изменения угловой скорости. Пер-
вое потому, что иначе нельзя будет определить нечувствительность
собственно регулятора. Второе — в статическую характеристику
войдут отклонения, определяемые динамическими зависимостями
(например, отклонением золотника от среднего положения).
Максимальная расчетная скорость движения поршня сервомо-
тора по уравнению (2-50) равна:
, _ 1
^макс т *
1 с
Такая скорость достигается при условии отклонения золотника
от среднего положения на величину Дг/макс (см. рис. 2-8). Если при-
нять, что весь путь ДгМакс сервомотор пройдет со скоростью , то,
* с
следовательно, уже к началу движения муфта регулятора отклони-
лась на величину ДхМакс, что соответствует изменению угловой ско-
рости на величину ДюМакс- Перемещение сервомотора на Дгмакс при
неизменном положении золотника требует дополнительного пере-
мещения муфты регулятора на ДхмаКс и изменения угловой скоро-
сти на Дсомакс- При движении системы в обратную сторону все за-
висимости повторятся. Следовательно, при максимальной скорости
движения поршня сервомотора нечувствительность увеличится на
26. Если принять допустимую ошибку в определении нечувстви-
тельности в 0,01% от номинального значения со0, то скорость дви-
жения поршня сервомотора должна равняться:
, 0,01 соо
м = ---I---0_
200 Л(Омакс
При 100 = 5% р' = 0,001.
(00
В современных мощных агрегатах максимальная скорость дви-
жения поршня сервомотора определяется временем Тс = 0,1 с, т. е.
1 in 1
LI = ---- = 10-- .
Гмакс 0,1 с
Принимая упомянутую точность измерений в 0,01% <оо> получа-
ем необходимую скорость движения поршня сервомотора:
р' = 0,001-10 = 0,01 — .
с
Или при ДгМакс = 0,25 м скорость и = 0,0025 м/с, или v=2,5 мм/с.
ИСПЫТАНИЕ СИСТЕМ РЕГУЛИРОВАНИЯ
149
При использовании золотников с перекрышами нечувствитель-
ность соответственно возрастет, но в данном случае это действи-
тельная характеристика системы, не зависящая от скорости дви-
жения поршня сервомотора.
Точность измерения хода муфты регулятора или соответствую-
щего ему параметра можно определить, предположив, что нечув-
ствительность регулятора не должна превосходить половины зна-
чения нечувствительности системы в целом, т. е. ереч = 0,5 ер = 0,5х
X 0,0012 = 0,0006. При этом следует помнить, что степень нечувстви-
Рис. 2-27. Влияние скорости движения поршня сервомотора на опре-
деление величины п чувствительности регулирования.
Н'лыюстн о гноен гея к поминальной угловой скорости, а величина
АХмакс —к неравномерности. Ошибка в измерении величины ДхМакс
должна быть меньше
Дх„ < -0,00®6 или Дх„ < 0,012 Дхмакс.
0,05
Если принять ход муфты регулятора равным 10 мм, то измере
ние этого хода должно вестись с ошибкой, меньшей 0,12 мм, т. е. с
точностью десятых долей миллиметра.
Статическая характеристика сервомотора также снимается на
холостом ходу. Напомним, что статической характеристикой серво-
мотора будет зависимость z=f(x) или z=f(zi), где z^— ход серво-
мотора промежуточного усиления. Относительное значение ошиб-
ки при измерении перемещения поршня сервомотора должно быть
таким же, как и в случае снятия статической характеристики ре-
гулятора скорости, но поскольку абсолютное значение Аг макс ЗНа-
чительно больше ДхМакс, абсолютное значение допустимой ошибки
150
ДИНАМИКА
в измерении хода поршня сервомотора будет больше, чем при из-
мерении хода муфты регулятора. Так, ход на неравномерность сер-
вомотора регулирующих клапанов части высокого давления турби-
ны К-300-240 ХТГЗ равен примерно 270 мм и, следовательно, изме-
рение этого хода должно вестись с ошибкой, меньшей 0,012-270 =
= 3,24 мм, т. е. по крайней мере с точностью миллиметра.
При снятии статической характеристики сервомотора необходи-
мо учитывать и то, что поскольку испытание проводится при непре-
рывном движении поршня сервомотора, золотник, управляющий
сервомотором, смещен из своего среднего положения на величину
Ду (рис. 2-27), определяемую скоростью движения поршня серво-
мотора.
Предположим, что скорость движения поршня сервомотора во
время испытаний составляет 0,05 максимальной скорости, тогда зо-
лотник должен сместиться на величину
Ду = 0,05Думакс.
При этом муфта регулятора сместится из положения, соответ-
ствующего данному положению сервомотора (Ду=0), на величину
ДХ = Дг//^макс+ Н
\ Аймаке /
по § 2-6
Аймаке Д^макс Д^/макс
и, следовательно, для данного случая
Лх ку __ Асо
Д^макс Д^макс Д^макс
Соответствующая степень нечувствительности равна:
е _ 2Лсо _____ <2Ay
Д^макс ДУмакс
или для принятого нами примера eci = 2-0,05=0,1, т. е. нечувстви-
тельность системы возрастет на 0,1, что соизмеримо с допустимой
величиной нечувствительности всей системы. При использовании
золотников с перекрышами величина Ду возрастает на величину
активной перекрыши.
Отсюда видно, насколько медленным должно быть перемеще-
ние поршня сервомотора, чтобы не искажалось истинное значение
нечувствительности, т. е. чтобы ес->0. В то же время влияние пере-
крыши должно входить в истинное значение нечувствительности.
При достаточной мощности сервомотора силы сопротивления
движению его поршня обычно настолько малы, что действительная
нечувствительность сервомотора близка к нулю. В то же время же-
ИСПЫТАНИЕ СИСТЕМ РЕГУЛИРОВАНИЯ
151
лательно знать изменение усилий на поршень по его ходу и значе-
ние сил трения в нем. Для этого необходимо при снятии статиче-
ской характеристики измерять давление жидкости по обе стороны
поршня сервомотора при его движении вверх и вниз. На рис. 2-28
нанесена зависимость р\—p2 = f(z').
Заштрихованная зона — зона нечувствительности. Условный
нуль — когда р\=р2- Изменение знака р\—р2 характеризует собой
изменение знака паровых усилий, передаваемых на шток сервомо-
тора. Условная средняя линия 1q—20 (при условии, что силы тре-
Рис. 2-28. Влияние ошибок измерений при снятии характеристики
сервомотора.
Рис. 2-29. Снятие статической характеристики по характеристике ме-
ханизма управления.
ния одинаковы при движении сервомотора вниз и вверх) позволя-
ет определить величину паровых усилий при всех положениях
поршня сервомотора. И в данном случае ошибка в измерении пе-
ремещений муфты и поршня сервомотора искажает зону нечувстви-
тельности. Если принять, что измеренная прибором величина всег-
да отстает от истинного ее значения, то ошибка при измерении хо-
да сервомотора увеличивает зону нечувствительности на
(рис. 2-28), а ошибка в измерении давления уменьшает зону нечув-
ствительности на Дрь Характеристика р\—p2 = f(z) не связана со
статической характеристикой регулирования и не используется при
ее построении.
Независимо от снятия статической характеристики сервомотора
или одновременно с ее снятием определяется зависимость подъема
клапанов от перемещения поршня сервомотора. Если у турбины,
как, например, в парораспределении турбины К-300-240 ЛМЗ, каж^
дый клапан приводится индивидуальным сервомотором, то подъем
всех клапанов (и как следствие суммарное перемещение поршней
сервомоторов) строится на одной характеристике в зависимости от
командного импульса; так, например, в системах регулирования
152
ДИНАМИКА
К-300-240 ХТГЗ — в зависимости от изменения давления в линии
первого усиления. В этом случае необходимо дополнительно снять
зависимость давления в линии первого усиления от перемещения
муфты регулятора.
Пользуясь полученными зависимостями и складывая их графи-
чески по методу А. В. Щегляева, можно получить зависимость пе-
ремещения клапанов турбины от изменения угловой скорости рото-
ра. Далее, при работе турбины в сеть определяют зависимость
электрической мощности агрегата от перемещения регулирующих
органов турбины. При снятии последней характеристики важно
поддерживать все параметры турбины на номинальном уровне.
На основании результатов всех испытаний, исключая все про-
межуточные переменные, строят зависимость Мэ=/(о>), что и явля-
ется статической характеристикой системы регулирования. Неко-
торая условность снятой характеристики заключается в том, что
в ней не учтено свойство саморегулирования агрегата, которое ска-
залось бы при непосредственном снятии статической характери-
стики. Но поскольку величина саморегулирования паротурбинного
агрегата очень мала, то такой способ снятия статической характе-
ристики вполне допустим. В тех же случаях, когда паровая турби-
на приводит в действие агрегат, обладающий большим саморегу-
лированием, снятие статической характеристики целесообразно
проводить непосредственно, изменяя нагрузку турбины извне без
воздействия на механизм управления.
Иногда применяется несколько иной способ снятия статической
характеристики [Л.70], более широко используемый в иностранной
практике (рис. 2-29).
На холостом ходу турбины, с помощью механизма управления,
меняется угловая скорость ротора турбины и снимается зависи-
мость <o = f(w), где w — положение характерного элемента меха-
низма управления (рис. 2-29). При включенном генераторе в сеть
с помощью того же механизма управления изменяется нагрузка
агрегата при неизменном значении «о- Для каждой из отмеченных
на механизме управления точек /, 2, 3, 4 определяется соответ-
ствующая нагрузка ЛЧ, N2, По отмеченным точкам строится
статическая характеристика системы регулирования (точки Г, 2',
З',4п4{).
Подобный способ построения действителен только при условии
строгой линейности формы статической характеристики, и более
или менее точно определяется только величина неравномерности.
При таком способе снятия статической характеристики невозмож-
но определить нечувствительность системы регулирования потому,
что, как бы точно не поддерживалась угловая скорость системой
регулирования, колебания этой скорости могут сместить точку, ха-
рактеризующую данный момент в пределах зоны нечувствительно-
сти, и тем исказить ее значение.
ИСПЫТАНИЕ СИСТЕМ РЕГУЛИРОВАНИЯ
153
Динамические испытания элементов и системы регулирования
в целом требуют более тщательной подготовки. Особенно ответ-
ственно проведение испытаний со сбросами нагрузки путем отклю-
чения генератора от сети.
При подобных испытаниях и записи необходимых параметров
с помощью осциллографа можно получить все основные динамиче-
ские характеристики: co = f(/); z=f(t) и др. Если принять^
что уравнение движения этих элементов
=<т —|i;
с dt r
TM-*₽ = p
м dt r
или
Тк dt] = (pdl — r\dt\
Тс du — adt — pdt;
Ты dy — ^dt,
то, зная из осциллограмм зависимости
ф = fi (0; ° = /2 (0; н = /з (0; л = /4 (0.
можно проинтегрировать предыдущие уравнения:
с f. t,
Тк f di] = j* dt — j* т] dt-,
tt fi л
/2 Z2 A
Tc J d[i = j* о dt — j’ p dt\
Л 6 h
f ^P = f p dt
и по ним определить времена Гк, Тс и Тм. Но такое определение
времен весьма затруднительно, поскольку требуется с большой точ-
ностью планиметрировать осциллограммы. Такой способ целесооб-
разно применять для контроля другого метода.
Зная начальное значение р0, которое пропорционально величи-
не сбрасываемой электрической нагрузки, определяют из уравне-
ния турбины
т —
1 м .
Ф
154
ДИНАМИКА
При этом q/ находится как касательная к зависимости co=f (/)
в начальной точке отсчета, когда соблюдается равенство (2-75).
Следует заметить, что при таком методе не учитывается влияние
аккумулированного в турбине пара на ф'.
Время сервомотора Тс легко определить по осциллограммам в
том случае, если выбрать участок на зависимости y.=f(i)» в преде-
лах которого о=1= const. Тогда действие обратной связи исклю-
чено (|л = 0) и поэтому
гр _^макс
1 с — / >
И
где — угол наклона касательной к кривой p, = f (Z), которая в дан-
ном случае будет прямой и, следовательно, равно наклону ха-
рактеристики = к оси времени.
Время катаракта Тк для современных регуляторов скорости
очень мало, и его можно определить только на специальном стенде,
а при всех расчетах его принимают равным нулю.
Опыты с полным сбросом нагрузки достаточно опасны и долж-
ны проводиться только специализированными организациями.
К сожалению, еще не удалось разработать методику снятия ди-
намических характеристик системы регулирования без отключения
генератора от сети, как это проводится при проверке защиты. Труд-
ность заключается в том, что действие регулятора скорости — на-
чального командного органа зависит от изменения со, а при прове-
дении испытаний без отключения от сети угловая скорость ротора
практически остается неизменной. Можно искусственно переме-
щать муфту регулятора скорости и тем воспроизвести действие си-
стемы регулирования. Определив по зависимости N=f(t)
(см. § 2-13) работу, которая вызвала бы соответствующий разгон
ротора, можно определить величину предельного увеличения угло-
вой скорости. Но как точно имитировать зависимость r] = f(co) при
неизвестной функции со = /(/), пока решить не удалось и поэтому
при проведении приемочных испытаний систем регулирования п>
ловных образцов турбин приходится проводить опыты со сбросом
полной нагрузки. Вопрос о применяемой аппаратуре рассматрива-
ется в специальной литературе.
ЧАСТЬ ВТОРАЯ
Конструирование элементов
регулирования
Надежность работы системы регулирования в значитель-
ной степени определяет целесообразность ее применения.
Наладка и наблюдение за работой систем регулирова-
ния современных паровых турбин требует высокой квали-
фикации соответствующего персонала. В то же время не-
достатки в работе систем регулирования могут привести
к весьма серьезным последствиям — вплоть до полного
разрушения агрегата.
Надежность работы регулирования зависит в первую
очередь от выбранной конструкции отдельных элементов.
Обилие применяемых решений затрудняет выбор наибо-
лее правильного направления. Это обилие в значитель-
ной степени определяется воззрениями и опытом кон-
структоров и потому разработка рационального похода
к конструированию осложняется трудностью изучения
предыдущего опыта.
Во второй части книги делается попытка наметить
такие подходы к выбору конструкции, которые позволя-
ли бы критически рассмотреть степень совершенства
данного решения и его целесообразность с точки зрения
удобства и эксплуатационной надежности.
С этой целью конструкции рассматриваются путем
сравнения различных вариантов.
При создании систем регулирования иногда упуска-
ется из вида надежность параллельного включения регу-
лирующих элементов. Так, например, чем больше коли-
чество предохранительных клапанов включается парал-
лельно на одну предохраняемую камеру, тем надежнее
система. Действительно, при отказе одного из клапанов,
оставшиеся в работе могут обеспечить достаточную без-
опасность объекта.
Другое положение со стопорными клапанами. Чем
больше стопорных клапанов устанавливается на парал-
лельных линиях, тем меньше надежность потому, что
отказ каждого из них при сбросе нагрузки может при-
вести к гибели турбины.
ВВЕДЕНИЕ
Конструирование — наиболее сложная часть проектирования эле-
ментов регулирования. Поскольку мощные паровые турбины вы-
пускаются по нескольку штук в год, их монтаж и проверка в экс-
плуатации затягиваются на годы, необходимо использовать в
системах регулирования только отработанные элементы, а это за-
трудняет совершенствование этих систем. Чтобы облегчить пони-
мание принципов конструирования, во второй части проводится
разбор отдельных элементов с позиции наилучшего приспособле-
ния их к условиям эксплуатации.
Каждая конструкция элемента регулирования прежде всего
должна удовлетворять тем требованиям, какие выдвигаются прак-
тикой перед автоматическим регулированием. При предыдущем из-
ложении мы пытались вместе с читателем искать конструктивные
формы решения задачи (например, конструкция регулятора скоро-
сти), но мы не делали попыток найти лучшее решение, да и не ста-
вили вопрос, что считать лучшим конструктивным оформлением
принципиального решения.
Применением систем регулирования всегда преследуется цель
замены ручного управления автоматическим. Если при этом авто-
матические устройства потребуют создания специальной сложной
службы наблюдения за качеством и правильностью их работы, то
пропадает смысл применения автоматизации технологического,
процесса. Как правило, наблюдение за работой автоматических
устройств выполняется персоналом более высокой квалификации,
чем квалификация персонала, управляющего самим процессом,
и труд менее квалифицированный приходится заменять трудом бо-
лее квалифицированным. Применение автоматизации по существу
целесообразно только в том случае, если средства автоматизации
не требуют специального ухода и наблюдения за их работой.
Исключением могут быть только случаи, когда человек не может
управлять процессом без автоматизации. В то же время системы
регулирования непрерывно усложняются, и поэтому их обслужива-
ние требует все более высокой квалификации. Выход может быть
только один. Системы автоматического регулирования должны
быть настолько надежны, чтобы не требовали постоянного наблю-
дения за их работой.
ВВЕДЕНИЕ
157
Надежность — вот мерило качества конструктивного оформле-
ния. Это хорошо выражено на Первом всемирном конгрессе по ав-
томатике 1960 г.: «Теории — практическое применение, техниче-
ским средствам — максимальную надежность, автоматизации про-
изводства — максимальную эффективность».
Но само понятие надежности требует специального рассмотре-
ния. Надежным считается тот механизм, который достаточно дли-
тельное время работает безотказно. Но ведь и отказ в работе того
или иного механизма еще не свидетельствует о его плохой кон-
струкции.
Поломка может произойти из-за пороков в металле, непроду-
манной технологии изготовления, конструктивных ошибок и т. п.
Как же из опыта эксплуатации выделить то, что определяет на-
дежность собственно конструкции? Единственным критерием на-
дежности может быть только опыт. При этом следует подчеркнуть,
что надежность — понятие статистическое. Если конструкция по-
вторяется в большом количестве экземпляров и в большинстве слу-
чаев в течение длительного времени работает безотказно, то мож-
но считать эту конструкцию надежной. Но как же выбрать лучшее
решение перед созданием системы регулирования?
Получается, что все зависит от искусства конструктора, умения
использовать уже достаточно апробированные узлы. А как же ис-
кать новые решения? Как применять на первый взгляд более со-
вершенные, но не проверенные практикой конструкции? Создается
какой-то заколдованный круг: опробованные в длительной эксплу-
атации конструкции более надежны, но именно из-за длительной
эксплуатации они уже устарели.
В связи с важностью вопросов надежности появилось большое
количество теорий надежности, но все они сводятся к определению
относительной надежности данного элемента по сравнению с други-
ми деталями конструкции на основе опыта эксплуатации [Л. 11].
Попробуем выяснить, что определяет надежность именно кон-
структивного решения. Выбор материала, выбор наиболее совер-
шенной технологии тоже влияют на надежность работы механизма,
но нам хочется выделить факторы, определяющие только каче-
ство конструктивного решения. Если все детали конструкции рас-
считаны правильно, с достаточным запасом прочности, то такая
конструкция должна была бы работать вечно, но есть причины,
вызывающие постепенное разрушение детали, и тогда отказ в ра-
боте определяется только временем, в течение которого степень
снижения работоспособности детали или выход ее из работы ста-
новятся опасными для работы машины.
К таким причинам относятся явления трения и износа, уста-
лость материала, коррозия и эрозия, пригорание контактов, эмис-
сия в радиолампах и ряд других. Наличие таких явлений резко
снижает надежность конструкции, даже если по расчетам допусти-
158
ВВЕДЕНИЕ
мое накопление отрицательных свойств достигается за пределами
срока между периодическими ремонтами системы регулирования.
В эксплуатации всегда могут оказаться такие утяжеляющие усло-
вия, которые приведут к преждевременному нарушению работы
элементов. Между трущимися деталями попадает абразивный ма-
териал и повышенное трение исказит действие механизма; повы-
сятся напряжения в деталях, работающих при явлениях усталости,
и разрушение детали наступит раньше предполагаемого срока
и т. д. Поэтому наличие таких элементов, работа которых зависит
от времени, — признак недостаточной надежности системы, исклю-
чение таких элементов всегда приводит к повышению надежности
работы узла и всей системы в целом. Сравнивая различные кон-
струкции элементов, можно заранее сказать, что надежнее та кон-
струкция, в которой меньше подобных элементов.
Все перечисленные явления, снижающие надежность конструк-
ции, можно объединить в одно общее условие, своеобразный кри-
терий надежности, который позволит не только выбирать
наиболее надежные конструкции, но и наметить пути совершен-
ствования элементов регулирования.
Чем больше в конструкции элементов, работа которых зависит
от фактора времени, тем она менее надежна. Этот критерий впер-
вые сформулирован нами в более узкой форме в 1941 г. [Л. 12].
К нему сначала отнеслись как к тривиальному заключению, но
впоследствии все же пользовались именно этой формулой [Л. 13].
Попробуем, пользуясь приведенной формулировкой, разобрать-
ся в многообразии конструктивных решений и покажем пути их
совершенствования.
Поскольку система регулирования замкнутая, выделение в ней
начального элемента условно. По нашему мнению, удобно начать
рассмотрение с регулирующих органов, непосредственно связанных
с объектом регулирования. Конструкция объекта регулирования в
основном не зависит от выбранной системы регулирования, и- поэ-
тому последовательное рассмотрение элементов следует начинать
от объекта и далее, по направлению воздействия одного элемента
на другой, что позволит изложить материал в логической связи про-
цесса регулирования.
3
РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ ТУРБИНЫ
3-1. ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ
С помощью регулирующих органов система регулирования изменя-
ет паровую мощность агрегата. Паровая мощность может быть вы-
ражена зависимостью:
N H^]
860
(3-1)
где Но — располагаемый тепловой перепад, который может быть
превращен в механическую энергию в паровой турбине; Д — часо-
вой расход пара через турбину; т) — к. п. д. агрегата.
Чтобы изменить величину NUi необходимо изменить один из со-
множителей числителя в формуле (3-1).
Дросселируя пар, можно изменять Но (энергетическое качество
iHip.i) и тем соответственно менять Afn. Такая система регулиро-
111'11144 п ।1 и в и* । сн качественной. Так как при этом сохраняет-
ся pm хи ! пара, го сохраняются и все потери, связанные с тран-
iiopioM пари и ibuiij, увеличиваются потери, связанные с конден-
сацисй пира, и, « uh n.inJiHi" i iivif способ неэкономичен.
Второй способ и »менсние расхода пара при сохранении его
работоспособно* ш I ь.герн на транспортировку пара уменьшаются,
ц относительная величин.! пон-рь с охлаждающей водой остается
неизменной, и поэтому этот < пособ более экономичен Способ изме-
нения количества пара называется коли енным.
Чтобы применить чисто количественный способ, необходимо
менять количество сопл первой, регулирующей ступени, сохраняя
параметры пара перед соплами неизменными. При этом получается
ступенчатое изменение пропуска пара, и оно тем точнее будет со-
ответствовать теоретическому изменению расхода, чем больше бу-
дет количество последовательно открываемых сопл.
Изменять к. п. д. турбины, например охлаждая пар по пути его
следования в турбине, — наименее целесообразный метод, посколь-
ку он ведет к непосредственному снижению качества работы агре-
гата и поэтому никогда не применяется.
В действительности в чистом виде не используется ни один из
приведенных способов. При дросселировании изменяется не только
качество, но и количество пара. При количественном регулирова-
160
РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ ТУРБИНЫ
нии конструктивно невозможно создать регулирующие органы пе-
ред каждым соплом. Обычно группа сопл объединяется, и про-
пуск пара через нее регулируется одним органом. При частичном
положении регулирующего органа между его полным открытием
и закрытием происходит дросселирование пара, т. е. расход пара
через регулируемую группу сопл изменяется при одновременном
изменении качества проходящего пара.
Но все же при первом способе потери при уменьшении пропуска
пара больше, чем при втором, и поэтому в подавляющем большин-
стве способов паровая мощность агрегата регулируется последова-
тельным изменением открытия группы сопл первой, регулирующей
ступени. В большинстве случаев таких групп сопл четыре, что
наиболее целесообразно с конструктивной и экономической то-
чек зрения.
В практике сооружения паровых машин применялось три типа
регулирующих органов: золотниковый, крановый и клапанный.
Преимущество первого в том, что он разгружен от паровых усилий
(цилиндрическиезолотники),но при золотниковом парораспределе-
нии невозможно добиться полного прекращения доступа пара в тур-
бину (плотности закрытия). Пока давление пара и мощность агре-
гата были невелики, остающийся пропуск пара (при полном закры-
тии регулирующего органа) был значительно меньше мощности
холостого хода и поэтому такой пропуск пара не угрожал сохран-
ности агрегата. При повышении давления пара его пропуск через
неплотности возрастал настолько, что уже стал превосходить рас-
ход холостого хода, что было недопустимо по условиям безопасно-
сти агрегата.
Крановое парораспределение обладает теми же недостатками,
что и золотниковое. Преимущество — поворотное движение, при ко-
тором относительно мал момент трения. Из-за присущих неплотно-
стей и больших сил сопротивления крановое парораспределение не
применяется в паротурбостроении. Единственным пока регулирую-
щим органом, используемым в паротурбостроении, является кла-
пан. Исключение составляет регулирование пропуска пара в ЧНД
в турбинах с отбором пара, где нашло широкое применение золот-
никовое парораспределение с плоскими золотниками (поворотные
заслонки). Поэтому начнем рассмотрение конструкции с клапанов
3-2. КЛАПАННОЕ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ
На рис. 3-1 изображен простейший клапан, с помощью которого
можно изменять пропуск пара в турбину. Давление пара над кла-
паном ро, за клапаном р\. Проходное сечение, открываемое клапа-
ном, равно:
F = ndh.
КЛАПАННОЕ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ
161
Секундный весовой расход пара через это сечение равен:
G — \indh
ц — коэффициент расхода.
При отношении давлений р\1р& меньше критического
пара критическая и расход пара
(3-2)
скорость
(3-3)
где Скр — критическая скорость пара, соответствующая начальным
параметрам пара.
При Р1/Ро = ₽кр зависимость расхода пара от подъема клапана
подчиняется линейному закону (участок 0—1 на рис. 3-2). При
Р1/Ро>₽кр расход пара подчиняется линейному закону измене-
ния от подъема клапана (рис. 3-2). Предельный расход пара до-
стигается тогда, когда сопротивление его движению становится
определяющим в горловине (диаметр d), а не в кольцевой щели,
открываемой клапаном. Наименьшее сопротивление клапана опре-
деляется раЗНОСТЫО Ро—Рмакс-
Расход пара через группу сопл, расположенных за данным ре-
гулирующим клапаном, определяется перепадом р\—р2, где р2 —
давление за соплами. Чем больше pi, тем больше пропуск пара че-
рез данную группу сопл. При ршакс — максимальный пропуск. Ес-
ли при Р1<Ршакс снижение этого давления неизбежно в связи
с необходимостью уменьшения расхода пара, то при максималь-
ном пропуске пара через сопла при р1макс разность Ро—Ршакс —
вынужденная потеря. Поэтому необходимо так конструировать
клапан, чтобы р0—ршакс было минимальным.
Как видно из рис. 3-2, зависимость G=f(h) нелинейная. Нели-
нейность этой зависимости соответственно исказит форму статиче-
ской характеристики, и поэтому желательно искусственными при-
емами свести зависимость G=f(h) к линейной. На рис. 3-2 пунк-
тиром нанесена та форма этой зависимости, какую хотелось бы
получить. Задача сводится к тому, чтобы при том же подъеме клапа-
на А/i расход пара был не AGb а AG2. При этом AG2<AGj. Из
уравнения (3-3) мы видим, что ц, л, d и скр — величины постоян-
ные (до pi/ро^Ркр) и не зависящие от подъема клапана. Единст-
венная величина, связанная с подъемом клапана, — ширина про-
ходного сечения. В принятой нами схеме клапана (см. рис. 3-1) ши-
рина проходного сечения равна его подъему, т. е. h. Следует
изменить это соотношение. Обозначим ширину желаемого проход-
ного сечения й, тогда мы можем написать:
AGi = pndftcKp; AG2 = p^dbc^,
11—730
162
РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ ТУРБИНЫ
откуда
= b = h и
Д(?2 p<i b |J-i AGi
(3-4)
По этому соотношению можно определить ту ширину проход-
ного сечения b при данном подъеме клапана ft, которая необходи-
ма для пропускания пара Дб2.
По уравнению (3-4) ширина ft прямо пропорциональна отно-
шению AG2/AGb В эту зависимость вносит искажение отношение
Рис. 3-1. Схематическое изображение односедельного клапана.
Рис. 3-2. Спрямление характеристики односедельного клапана.
р/ць характеризующее изменение газодинамических качеств регу-
лирующего клапана при изменении его конфигурации. Это отно-
шение приходится определять по данным газодинамических иссле-
дований модели клапана.
Чтобы при том же подъеме Дй уменьшить проходное сечение,
необходимо ввести в него какое-то загромождение. Это можно сде-
лать либо в виде специальной профильной части внизу клапана
(рис. 3-3, а), либо в виде золотниковой части с профильными окна-
ми (рис. 3-3,6). При высоких параметрах пара трудность созда-
ния конструкции заключается в необходимости иметь ширину ft
в начале открытия клапана очень малой, чтобы можно было ре-
гулировать пропуск пара на достаточно большом подъеме Aft при
холостом ходе турбины. И та и другая конструкция должны соз-
даваться с учетом тепловых расширений. При пуске турбины кла-
пан прогревается быстрее, чем паровая коробка, и поэтому зазор
между подвижной и неподвижной частями должен быть достаточ-
но большим. Для предотвращения защемления клапана на ЛМЗ
в конструкциях турбин на среднее давление пара [около 3 МПа
(30 кгс/см2] применяли клапан колокольного типа, надевавшийся
на седло сверху. Но в этом случае конструкция получалась гро-
моздкой. Значительно увеличивалась паровая коробка, что при вы-
КЛАПАННОЕ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ
163
соких давлениях и больших толщинах стенки увеличивало массу
и снижало маневренность агрегатов (требовалось большое время
на прогрев паровой коробки).
При полностью открытом клапане и расчетном перепаде на нем
Ро—Ршакс через клапан проходит вполне определенное количест-
во пара. Следовательно, если необходимый полный пропуск пара
распределить на какое-то число клапанов, то последовательным
открытием этих клапанов модшо пропорционально увеличивать
пропуск пара и тем соблюсти приближенно линейный закон рас-
Рис. 3-3. Спрямление расходной характеристики клапана введением
дроссельного конуса (а) и выполнением юбки с окнами (б), входя-
щими в седло перед соплами.
хода пара. (Каждый клапан регулирует пропуск пара в выделен-
ную группу сопл. Если же все клапаны подают пар в одну группу
сопл, то их последовательное открытие не будет отличаться от ре-
гулирования одним клапаном.)
Газодинамическое совершенство клапана определяется коэф-
фициентом расхода р. Чем больше р, тем меньше должна быть
площадь проходного сечения ndh при том же расходе пара — фор-
мула (3-2). Но меньшее значение р совсем не определяет увеличе-
ние потери в клапане р0—Ршакс. Можно всегда сохранить отноше-
ние Ршакс/Ро неизменным (3-2), если при меньшем значении р со-
ответственно увеличить ndh. При этом небольшое увеличение массы
в большинстве случаев за короткое время окупается уменьшени-
ем ро—Ршакс. При некотором снижении ро—Ршакс ограничивающи-
ми элементами становятся местные сопротивления корпуса клапана
и паропровода, и поэтому всегда есть предельно минимальное
значение ро—Ршакс, которое определяется технико-экономически-
ми расчетами.
Рассмотрим далее наиболее распространенный способ спрямле-
ния расходной характеристики парораспределения.
Предположим для простоты, что расчетный расход пара на
турбину будет пропускаться через три последовательно открываю-
11*
164
РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ ТУРБИНЫ
щихся клапана (рис. 3-4). Характеристика G=f(h) (начальный
участок кривой 2) по форме подобна той, какая была бы у одного
клапана на полный пропуск пара (кривая 1 на рис. 3-4), но, при
последовательном открытии нескольких клапанов, получается бо-
лее спрямленная характеристика (кривая 2 на рис. 3-4). Можно
получить еще большее приближение к линейной зависимости G =
=f(h), если последующий клапан начать открывать раньше, чем
полностью откроется предыдущий (рис. 3-5). Большинство турбо-
строительных заводов использует этот метод для получения спрям-
Рис. 3-4. Характеристика многоклапанного парораспределения.
Рис. 3-5. Многоклапанное парораспределение с перекрышами.
ленной расходной характеристики парораспределения. Разделение
потока пара на ряд потоков через отдельные клапаны и соответ-
ствующие группы сопл рационально, как уже упоминалось, и с точ-
ки зрения экономичности агрегата. При частичной нагрузке поток
пара, проходящий через полностью открытый клапан, не дроссели-
руется и потому не снижается его качество.
3-3- ПАРОВЫЕ УСИЛИЯ НА РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ
Парораспределительные органы управляются сервомоторами, мощ-
ность которых должна быть достаточна для преодоления паровых
усилий и вредных сил сопротивления. Для преодоления больших
паровых усилий требуются сервомоторы большой мощности, что
значительно усложняет систему регулирования и увеличивает за-
трату энергии. В то же время непрерывное увеличение давления
пара и единичных мощностей паровых турбин приводит к значи-
тельному увеличению паровых усилий. Поэтому задача уменьше-
ния паровых усилий при одновременном сохранении плотности ре-
гулирующих органов является одной из важнейших задач при кон-
струировании регулирующих органов паровых турбин.
ПАРОВЫЕ УСИЛИЯ НА РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ
165
Рассмотрим силы, действующие на клапан турбины
(см. рис. 3-1):
(nd2 ' (nd2) D
4--—H-W-*
(Ро—Pi) (3-5)
При полном открытии клапана ро—р\ является потерей в нем.
Уменьшение этой величины возможно только за счет увеличения
проходного сечения или в конечном счете диаметра d. Так как ве-
личина ро—Pi выбирается по возможности малой, то чаще всего
бывает
и знак усилия R меняется на обратный (рис. 3-6). При полном
закрытии клапана сила R равна:
/л£2_ _ D
I 4 4 ) ~ ^макс’
Знак силы R не безразличен для надежности работы клапана.
I <ми так R положительный, то пара сил, действующих на шток
। I шана (рис. 3-7), стремится повернуть его в положение, соосное
......очи hi направляющей втулки. При отрицательном знаке R
н- । щj..ni г., n.ip.i сил шщемляет шток во втулке. Конструктор
11< нс к.»! < i ni' hi им. В. 11 .Irinina М. В. Карпасов [Л. 14] заметил,
«и > при |.н |.иочпо i пшпых штоках сила защемления очень мала
и» иго игм- ci ’iiiiiii'iTi. с направление. В действительно-
III ч<’ ю • •• юн не совсем так. Усилие от привода к клапану пе-
р< ць п । ш непосредственно жесткому шгоку, а обычно через не-
• колько сочленения и поэтому может действовать под углом к оси
штока Можно показать, что если угол р (рис. 3-7) составляет все-
го 1°, то и тогда защемляющие усилия будут значительны. Сказан-
ное свидетельствует о том, что необходимо так конструировать при-
вод, чтобы по возможности направление действующих сил сов-
падало с осью штока, что особенно важно при отрицательном
направлении R. Опыт эксплуатации паровых турбин показывает,
что на штоках клапанов бывают весьма значительные натиры,
которые вызываются большими защемляющими силами.
Положим, что знак усилия на клапан на всем его ходе не ме-
няется и что при полном открытии клапана будет предельный слу-
чай R = 0. Тогда в момент начала открытия клапана сила R равна:
г» / ч nd2 п
Я ~ (Ро Р1) Ро 4 ~ ^макс ’
166
РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ ТУРБИНЫ
при полном открытии клапана
nd,2_________________________
\Ро Р1)мин 4 ~~ Ро 4
В большинстве случаев можно считать, что в момент начала
открытия клапана р\ =0 и тогда первое уравнение примет вид:
п Г^_^] - Р
Рис. 3-6. Изменение усилий на односедельный клапан по мере его
открытия. Знак усилий изменяется на обратный.
Рис. 3-7. Влияние направления действия сил на шток клапана. При
Положительном направлении сил шток автоматически становится
соосно с расточкой втулок.
Из двух полученных уравнений исключим лс?2/4:
п Г____________ Ро 11 ^макс
! ’ Р°1 / \ М о ’
L \Ро Р1)мин J Лб/щ
4
откуда
[Ро Р1)мин 1
----------- = —--------- , •
Ро . . ^макс
1 л2
Ро 4~
Величина кмаКс/“у = %кс ~ максимальное расчетное напряже-
ние в штоке, и поэтому
(Ро Р1)мин 1 /о
----------- =----------- . (3-0)
Ро । । амакс
Ро
ПАРОВЫЕ УСИЛИЯ НА РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ
167
Полученное простое уравнение характеризует собой те трудно-
сти, которые возникают при конструировании регулирующих кла-
панов. В левой части равенства (3-6) — относительная потеря дав-
ления в клапане. Она должна выбираться по возможности малой.
Отсюда следует, что необходимо выбирать большим отношение
а/р0, что сделать тем труднее, чем больше начальное давле-
ние пара.
Рассмотрим два других возможных случая соотношения сил,
действующих на клапан.
1. Примем выталкивающую силу при полном открытии в k раз
меньше растягивающей при полном закрытии клапана, т. е. прене-
брежем влиянием направления действия сил, тогда
, Г '\™*2
Ро 4 (Ро Р1) 4 ~~ Ро
nd2
4 4
(Рр Pl Iми 11 /fe-p 1 \ / \2_1 ,
ре \ k /\ d / k *'
При /г 1 и (рп Р1)мии-0г/Н1 o,7d.
7 I Ipir:<‘м, что противодавление пара при полном закрытии кла-
।.ma in равно пулю, т. е. Pj>0. Тслда уравнения примут вид:
п'\п<Р г, nd* _ D
(ро Р1) 4 Ро 4 —
при полном открытии,
i j2
/ ч nd2
(Ро~ Pl) Ро~4~ ~
— в начале открытия
Исключаем из двух уравнений nd2/4 и, имея в виду, Что
о — • п------
G0 .2 ’ °т А ’
4 4
получаем:
1 | gт
(Ро ^1)мин __ Ро (3-7)
(Ро~~ Р1) 1 + —
Ро
При р? = pi сила R остается неизменной и напряжение в штоке по-
стоянно, и так как (ро—Pi) мало, то и напряжения малы.
Проведенный несложный анализ позволяет наметить пути усо-
вершенствования клапанов, чтобы по возможности уменьшить
влияние паровых усилий на прочность штока клапана.
168
РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ ТУРБИНЫ
Желательно знак паровых усилий иметь положительным (рас-
тягивающим шток) на всем ходе клапана. В простом клапане это-
го можно добиться только повышением напряжения в штоке. Если
допустить изменение направленности усилий, то диаметр штока
придется выбирать достаточно большим даже при малых значени-
ях потери в клапане.
Наиболее рациональный способ уменьшения паровых усилий
без увеличения потерь в клапане — повышение противодавления
в момент начала открытия клапана.
Рис. 3-8. Восстановление давления с помощью диффузора.
Рис. 3-9. Регулирующий клапан с разгрузочным клапаном.
Прежде всего следует обратить внимание на то, что потеря
в клапане по существу определяется не р0—Рь а ро—Рь Но мы
считали, что PiCpi и, следовательно, действительная потеря в кла-
пане больше той, которая принимается в расчет при определении
паровых усилий. А нельзя ли сделать так, чтобы pi было больше
Pi? Тогда можно было бы разность р0—pi взять большей при той
же потере в клапане и, следовательно, о — меньшим. Увеличение
давления по мере движения пара возможно при использовании
диффузора за клапаном. На рис. 3-8 изображен подобный клапан.
Такая конструкция широко применяется в практике паротурбо-
строения.
Другие способы решения поставленной задачи можно полу-
чить, если найти способ повышения давления р? за клапаном до
начала его открытия.
Положим, что в одну и ту же камеру перед группой сопл пар
подается через два клапана. Один из них — вспомогательный, на-
ПАРОВЫЕ УСИЛИЯ НА РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ
169
значение которого создать противодавление за основным клапа-
ном. По формуле (3-6) напряжение в штоке зависит от перепада
Ро—Р\- Для вспомогательного клапана можно выбрать значительно
большую разность давлений, потому что она уменьшится, когда от-
кроется основной клапан и потеря давления сохранится приемле-
мой. Вспомогательный клапан, открываемый первым, называется
разгрузочным. В большинстве прежних конструкций этот клапан
встраивается в основной так, как показано на рис. 3-9: основной
клапан /, разгрузочный 2. При этом основной клапан шарнирно
подвешивался на шток клапана. Это приводило к резким колеба-
ниям клапана под динамическим воздействием пара и к повреж-
дениям штока и клапана. Поэтому в конструкциях турбин боль-
ших мощностей и работающих при сверхкритических давлениях
пара привод разгрузочного клапана отделяется от привода основ-
ного. Иначе говоря, в одну и ту же камеру пар подается через два
последовательно открываемых клапана. Это значительно услож-
нило привод, по повысило надежность конструкции.
. lyniiniii способ р згрузки от паровых усилий применялся в ци-
iiiii ipii’iecKiix ю iotiihkjix паровых машин Давление пара на тарел-
ку ш.|огнпка уравновешивалось тем же давлением на симметрич-
ную вторую тарелку. Недостаток такой системы — неплотность
♦акрытия. Тот же способ можно применить и для клапанной конст-
рукции (рис. 3-10). Давление р0 одинаково действует как на ниж-
нюю, так и на верхнюю тарелки клапана. Составим уравнение рав-
новесия сил, действующих на такой клапан. Давление в зазоре
между кроющими кромками клапана и седла обозначим Др. Тогда
nd?
— Ро
nd2
4 Т
л (dt + 2Д)2
4 4
л (d2 + 2Д)2 _л^ ,
4 4 J
Л^
—Pi ^—Р^ М2 + di) =
Ро f [(4, + 2А)2 - Щ - р. f [d> - Id, ч- 2Д)* - <РШ] -
-pA«A[d2 + d,] = R. (3-8)
+ Р1
+ Ро
ad?
Соответствующим подбором диаметров можно свести R к ма-
лой величине. При этом повышается значение усилия от давления
пара на кромки седла, взаимно не уравновешивающиеся. При под-
счете R можно принять рд=ркр при Р1/ро^₽кР; Рд =Pi при Pi/Po>
>ркр. Таким образом, переход через критическое давление приво-
дит к изменению не только величины /?, но и характера зависимо-
сти этой силы от подъема клапана. Большое значение имеет ши-
рина кромок Д При периодических ремонтах — проточках клапана
величина Д иногда увеличивалась, что приводило к резкому изме-
12—730
170
РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ ТУРБИНЫ
нению R. В 30-х годах было несколько случаев тяжелых аварий
(некоторые с полным разрушением турбины) из-за того, что увели-
ченная ширина А привела к столь значительному повышению вы-
талкивающей силы R, что с ней не справился приводной механизм
и клапан остался незакрытым при сбросе нагрузки. На значение
ширины кромок А впервые обратил внимание А. В. Щегляев [Л. 15].
В этой конструкции легко добиться постоянства знака силы R.
Выполнив d2 больше можно получить усилия, постоянно рас-
тягивающие шток, хотя и переменные по величине. Затруднение
Рис. 3-10. Схематическое изображение двухседельного клапана.
Рис. 3-11. Односедельный клапан с паровой разгрузкой.
в том, что клапан в этом случае нельзя вынуть вверх. Фирма ВВС
выполняла верхнее седло разрезным, съемным, что и давало воз-
можность вынимать клапан вверх. Конечно, такую конструкцию
при наличии горячих частей клапана было трудно разбирать, и по-
этому она недостаточно целесообразна, но ее создание подчерки-
вает правильность поисков конструкторов, стремившихся создать
более надежную (с меньшими силами трения) конструкцию с по-
стоянно растянутым штоком.
При двухседельной конструкции клапана практически невоз-
можно было добиться плотности его закрытия. Температура кор-
пуса клапана в работе всегда отличалась от температуры хорошо
обогреваемого клапана, и поэтому расстояние между двумя седла-
ми в эксплуатации всегда меньше, чем расстояние между кроющи-
ми кромками клапана, даже если в холодном состоянии эти рас-
стояния одинаковы. При сборке клапана необходимо как-то учиты-
вать последующую разницу этих расстояний. Было предложено
много способов решения этой задачи: притирка седел с заранее рас-
ПАРОВЫЕ УСИЛИЯ НА РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ
171
считанным зазором с тем, чтобы в нормальных условиях эксплуа-
тации зазор доходил до нуля и клапан становился плотным; фирма
ВВС для этой цели применяла упругое седло, которое деформи-
руется при закрытии клапана и тем обеспечивает плотное приле-
гание обеих кроющих кромок. Все эти способы не могли обес-
печить плотного закрытия клапанов, и при сбросе нагрузки не-
плотность достигала таких размеров, что протечка пара превышала
расход холостого хода, а это могло привести к гибели турбины.
Трудность подгонки кроющих кромок усугублялась тем, что усло-
вия работы клапана в значительной степени зависели от случайных
причин: качество изоляции, условия охлаждения клапанной короб-
ки снаружи, колебание температуры пара и т. п.
Второе решение не получило широкого распространения. Упру-
гость гибкого седла при работе в среде высокотемпературного пара
постепенно падала, что приводило к остаточной деформации и по-
явлению значительной неплотности.
Удовлетворительного решения задачи повышения плотности
двухссделыюго клапана найти не удалось, и поэтому от этой кон-
трую ши при создании турбин на высокие параметры пара при-
п| ни ь отказаться. Во то же время, как упоминалось ранее, внут-
ренняя паровая разгрузка от усилий, передаваемых на шток кла-
пана, наиболее совершенная. Она сохраняется почти без изменений
при любых соотношениях давлений р\1р^ снимает эти усилия в мес-
к ич появления, и поэтому разгруженными оказываются не только
привод, нс р( мощающпй клапан, но и все детали, связывающие кла-
......им приводом.
I . hi пленным может быть только односедельный клапан, то
и и * г in • -j). и ».|м>|О|Ц1ч п к использовать в качестве разгру-
10ЧПО1О? 11.। рш. 3 II и км pa iv II клапан подобного типа. Клапан
/ ]><•> у пр) vi пропуск и ip.। н пространство Ь, сообщаемое с груц-
пиГ| сипл регулирующей ступени. Разгруженным клапан будет
н ц iv । тм . лучас, если пространство а будет в работе сообщать-
‘I < пространством b и тем выравнивать давления р1&=р{. В этом
• лучае клапан будет автоматически разгружаться от паровых уси-
лий. При закрытии клапана 1 пространство а должно разобщаться
пространством Ь, иначе сохранится ненагруженность клапана
п он будет неплотным. Чтобы давление в камере а могло отли-
чаться от ро, это пространство должно сообщаться с подводящей
камерой сечением малого размера, в котором могло происходить
шачительное падение давления. Таким сечением может быть либо
зазор б, либо специальное сверление f. Напишем уравнение нераз-
рывности потока пара, протекающего через камеру а:
Qa = h ЧЧ = 1х27сз>
где сб— скорость пара в зазоре; с3 — скорость пара в отверстии d3.
12*
172
РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ ТУРБИНЫ
При малых открытиях клапана, когда piCPo, скорости с& и Сз
велики. При большом размере d{ проходное сечение зазора будет
большим даже при малом значении б. Это потребует большого раз-
мера клапана 2, закрывающего сечение rf3. Клапан 2 неразгружен-
ного типа, и поэтому его открытие потребует больших усилий. В то
же время скорость пара с6 определяется перепадом давления
(Ро—pia), а скорость Сз — перепадом (pia—Pi). Для лучшей раз-
грузки Pia~Pi и, следовательно, скорость с3 должна быть значи-
тельно меньше с6, а отсюда б придется выбирать очень малой ве-
Рис. 3-12. Обтекание плоской модели клапана первоначальной фор-
мы турбины ВК-100-6 Л М3.
личины, иначе усилия на неразгруженный клапан 2 будут так ве-
лики, что потеряет смысл паровая разгрузка основного клапана 1.
На ЛМЗ применяли подвод пара в камеру а через сверление ма-
лого сечения. Зазор же б выполнялся практически равным нулю,
что обеспечивалось установкой специальных поршневых колец на
разгрузочный поршень d{. Сечение подводящего канала f проще
подобрать необходимых размеров, чем зазор б.
На клапан, кроме статических усилий, действуют еще динами-
ческие силы от потока пара, проходящего в канал Ь. Силы эти зна-
чительны. Клапан / подвешен на штоке 2 свободно, и поэтому под
действием динамических сил его подбрасывало вверх, отверстие d3
закрывалось, давление pia возрастало и клапан рывком переме-
щался вниз. Такие броски клапана часто приводили к обрыву што-
ков клапанов. Чтобы избежать этого, приходилось диаметр di раз-
грузочного поршня брать меньше диаметра d2 и тем создавать по-
стоянную силу, прижимающую клапан 1 к клапану 2. Но этим
снижалась эффективность паровой разгрузки клапана.
Ю. В. Ржезников и Э. А. Бойцова [Л. 16] детальными иссле-
дованиями потока пара в клапанах показали, что значительные
динамические воздействия происходят вследствие изменения струк-
ПАРОВЫЕ УСИЛИЯ НА РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ
173
туры потока. Поток пара может прижиматься к стенкам диффузо-
ра за клапаном (рис. 3-12, а) либо к поверхности клапана
(рис. 3-12,в). При переходе от одной формы потока к другой насту-
пает неустойчивый режим, вызывающий значительные колебания
динамических воздействий на клапан как по величине, так и по на-
правлению (рис. 3-12,6). Чтобы избежать неустойчивости потока,
необходимо добиться того, чтобы его структура оставалась неиз-
менной в период всего движения клапана. Ю. В. Ржезниковым
и Э. А. Бойцовой найдена такая форма клапана, при которой по-
Рис. 3-13. Форма клапана с устойчивым обтеканием (я— подрезан-
ный клапан; б — репчатой формы).
гок пара всегда остается прижатым либо к стенкам диффузора
(рис. 3-13, а), либо к клапану (рис. 3-13,6). Пульсации усилий на
клапан приводили к повреждению уплотняющих поверхностей, что
нарушало и статическую разгрузку от паровых усилий.
Используется ли зазор б или отверстие малого сечения f для
подвода пара в камеру а, скорость пара в начале открытия глав-
ного клапана 1 (см. рис. 3-11) обычно критическая. При высокой
плотности пара его течение с критическими скоростями приводит
к износу подводящих сечений, увеличению их размера и соответ-
ствующему искажению разгружающей способности клапана.
При больших скоростях движения пара через клапан старают-
ся не делать выступающих частей на седле, а для того чтобы со-
хранить плотность клапана, его очертания делают шарообразными.
Тогда, даже при некоторых перекосах, клапан будет плотно приле-
гать к седлу. Но разгрузочный клапан при этом неплотно закроет
отверстие d3. Чтобы избежать этого, разгрузочный клапан выпол-
няют свободно висящим на штоке, а его прижатие к седлу осуще-
ствляется через шаровое окончание штока 2 (см. рис. 3-11).
Несмотря ни на что, в этих конструкциях не удается добиться доста-
точной плотности клапана. Неплотность клапана возрастает с те-
174
РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ ТУРБИНЫ
чением времени, потому что при малых открытиях и при больших
перепадах давления р0—Pi пар через открывшееся сечение дви-
жется с критической скоростью, что приводит к износу седла
и кроющей поверхности основного клапана.
Чтобы избежать этого, следует кроющую часть отделить от
дросселирующей, но для этого поток пара надо пропустить через
два изменяемых сечения. Отсюда и возникла идея клапана двой-
ного дросселирования [Л. 17]. Схематически такой клапан изобра-
жен на рис. 3-14. Пар из паровой коробки с давлением р0 прохо-
дит через первое регулируемое сечение Fb представляющее собой
кольцевую щель, и попадает в замкнутую полость а. Из полости а
через окна, открываемые юбкой клапана, пар проходит в сопло-
вую камеру.
В сечении F{ пар протекает со скоростью, определяемой разно-
стью ро—р1а. Выбирая эту разность малой, можно, во-первых, до-
биться весьма существенной разгрузки клапана, а во-вторых, полу-
чить малые скорости пара и тем исключить износ кроющих кромок.
Основное дросселирование происходит в окнах, площадь открытия
которых равна F2. Перепад давления на этих окнах равен pia—Рь
Выбирая при всех подъемах клапана р!а близким к р0, можно и при
больших разностях р0—Pi основное уменьшение давления сосредо-
точить на этих окнах.
Давление pia определяется выбором соотношения сечений F[ и F2.
Форму F2 можно подобрать так, что при всем подъеме клапана бу-
дет сохраняться постоянным давление р!а и, следовательно, посто-
янным усилие R на клапан, определяемое разностью давлений
Ро—Pia. Через регулируемые окна F2 проходит все количество пара.
Поэтому их размер достаточно велик, и износ кромок этих окон не
может сколько-нибудь значительно изменить площадь F2. Это обес-
печивает стабильность характеристик клапана. Когда клапан за-
крыт, его плотность такая же, как и у односедельного клапана. Он
прижимается к седлу полным давлением р0 на всю поверхность
клапана. Перед началом открытия основного клапана 1 (рис. 3-14)
поднимается разгрузочный клапан 2. Окна F2 обычно при этом за-
крыты. Пар, проходя через седло разгрузочного клапана, попадает
в закрытую полость а, из которой вытекает в окна F через зазор б.
При выбранном значении pia и зазоре б определяется сечение раз-
грузочного клапана.
Так как в клапане происходит двойное дросселирование пара,
то коэффициент расхода ц значительно меньше того, который обыч-
но бывает для клапанов «репчатой» конструкции (см. рис. 3-12).
Казалось бы, что вследствие этого потери давления р0—Pi в таком
клапане при полном его открытии будут больше, чем в обычном,
что привело бы к значительному снижению экономичности агрега-
та. В действительности это не так. Выше было показано, что умень-
шение р ведет только к увеличению площади проходного сечения
ПАРОВЫЕ УСИЛИЯ НА РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ
175
клапана. Необходимое проходное сечение клапана можно опреде-
лить по формуле
F =----------.
рДРо —₽1)
Задаваясь определенным значением ро—р\ и зная р, опреде-
ляют F. Если для клапана двойного дросселирования pi<p, то
при той же потере давления должно быть соответственно больше
проходное сечение, которое можно определить из /71//?=р/рь
Рис. 3-15. Конструкция клапана двойного дросселирования.
Рис. 3-14. Схематическое изображение клапана двойного дросселирования.
Таким образом, потеря давления р0—Pi может быть той же,
а размеры клапана иные. При этом надо иметь в виду, что паро-
вая коробка, размеры которой также определяются расходом пара,
будет одинаковой для клапана любой конструкции. Размеры соп-
ловой камеры и проходного сечения за клапаном также одинаковы,
следовательно, увеличиваются только размеры клапана в районе
седла. Но и здесь надо подчеркнуть одну особенность. В клапане
двойного дросселирования давление pia может выбираться любым.
Нет необходимости в его увеличении, как это имело место в одно-
седельном клапане обычной конструкции. Поэтому не нужен диф-
фузор за клапаном. Отказ от диффузора позволяет увеличить про-
176
РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ ТУРБИНЫ
ходкое сечение в седле практически без увеличения горловины кла-
панной коробки. На рис. 3-15 изображен клапан двойного
дросселирования, вписанный в паровую коробку тех же размеров,
которые брались для обычных клапанов ЛМЗ на давление 9 МПа
(90 кгс/см2).
Применение такого клапана для дроссельных установок выяви-
ли еще одну любопытную его особенность: даже при большой сте-
пени дросселирования (большая разность давлений р0—Pi), шум
пара в нем незначительный. Подобные клапаны проработали на
турбине 15 лет и не потребовали притирки кроющих кромок.
3-4. ПОВОРОТНЫЕ ДИАФРАГМЫ
При регулировании расхода пара в ЧНД в турбинах с отбором
пара приходится пропускать через регулирующие органы большие
объемные пропуски пара (низкое давление). Это вынуждает стро-
ить громоздкое парораспределение. В то же время утечки пара
через неплотности в этих случаях имеют меньшее значение, по-
скольку удельная работоспособность (особенно объемная) такого
пара мала. Пренебрегать этими утечками, конечно, нельзя, так как
они все-таки могут достигнуть расхода, соответствующего величи-
не при холостом ходе турбины, и тогда возможны тяжелые послед-
ствия из-за нерегулируемых утечек. За последние годы по этой
причине вышли из строя четыре турбины.
Плотно закрывать регулирующие органы ЧНД тоже нельзя.
При максимальном пропуске пара в отбор, когда в ЧНД можно
полностью прекратить расход пара, ротор ЧНД будет вращаться
в неподвижном паре или воздухе. Потери на трение дисков о воз-
дух или пар приведут к значительному нагреву ротора ЧНД, ослаб-
лению дисков и к более тяжелым последствиям. Поэтому необхо-
димо пропускать в ЧНД небольшой расход пара с тем, чтобы он
охлаждал вращающийся ротор. Итак, при полном закрытии регу-
лирующих органов ЧНД необходима некоторая неплотность, при
которой обеспечивалось бы охлаждение ротора, но этот пропуск
пара должен быть меньше расхода, обеспечивающего холостой ход
турбины. Такие условия позволили применить в ЧНД более ком-
пактные, но менее плотные золотниковые регулирующие органы.
На рис. 3-16 изображена поворотная диафрагма, применяемая
на ЛМЗ. Диафрагма 2 имеет два яруса каналов, через кото-
рые пар подводится к двухъярусной рабочей лопатке. В поворотном
кольце 1 выполнено два ряда окон, соответственно изменяющих
пропуск пара через диафрагму 2. При повороте кольца 1 сначала
открывается доступ пара к нижнему ряду каналов 2, а затем
к верхнему. При повороте диафрагмы ее части, совпадающие при
полном открытии со стенками сопл, перекрывают сопловые кана-
ПОВОРОТНЫЕ ДИАФРАГМЫ
177
лы. По схеме действия видно, что ширина стенок сопл должна быть
равна или даже больше ширины входа в сопловой канал. Так как
конструкция диафрагмы разъемная, то требуется выполнить соеди-
нительные фланцы, что уменьшает степень парциальности регули-
рующей ступени ЧНД. Обычно диафрагмами осуществляется дрос-
сельное регулирование, т. е. менее экономичное. Изображенная на
рис. 3-16 двухъярусная поворотная диафрагма равнозначна двух-
клапанной конструкции, что дает более экономичное парораспре-
деление, но усложняет конструкцию диафрагмы.
Рис. 3-16. Регулирующая поворотная диафрагма ЛМЗ, равнозначная двухкла-
панной системе.
178
РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ ТУРБИНЫ
Двухъярусная диафрагма ЛМЗ, изображенная на рис. 3-17, со-
ответствует четырехклапанной конструкции парораспределения.
Поворотные диафрагмы, используемые в качестве регулирую-
щих органов ЧНД, прижимаются давлением пара к сопловой
решетке.
Хотя перепад давления на эту диафрагму мал (мало абсолют-
ное значение давления пара в отборе), суммарная площадь входа
в сопла, перекрываемая регулирующей диафрагмой, велика и по-
этому прижимающее усилие большое.
Направление поворота кольца
в сторону закрытия диафрагмы
Рис. 3-17. Двухъярусная регулирующая поворотная диафрагма ЛМЗ с четырьмя
группами сопл.
ПОВОРОТНЫЕ ДИАФРАГМЫ
179
Чтобы разгрузить диафрагму от прижимающих усилий на ЛМЗ
(А. С. Зильберман), была предложена диафрагма с паровой раз-
грузкой, конструкция которой изображена на рис. 3-17.
Поворотная диафрагма, изображенная на рис. 3-17, располо-
жена в корпусе /, из которого по патрубкам 2 пар направляется
к потребителю. Диафрагма 5 укреплена в обойме 3. Между рото-
ром 4 и диафрагмой 5 имеются лабиринтовые уплотнения. К диаф-
рагме 5 крепятся верхнее 7 и нижнее 8 покрывающие полукольца.
Регулирующее кольцо 6 изменяет пропуск пара в верхние 9 и ниж-
ние 10 сопла таким образом, что группы сопл № /, 2, 3 и 4 откры-
ваются последовательно, как в четырехклапанной конструкции па-
рораспределения. Лопатки регулирующей ступени 11 одноярусные.
Поворотное кольцо 6 перемещается сервомотором 12.
Регулирующая поворотная диафрагма расположена в пазу так,
что пар подводится с обеих ее сторон. На кроющую часть диаф-
рагмы 5 действует перепад давления, определяемый степенью дрос-
селировапи । в ней пара. Чтобы разгрузить диафрагму от прижи-
МлкицП ' 1д вл( ни из камеры Z* за кроющей частью переда-
ки но каналу в камеру п. При малом зазоре б верхняя часть
диафрагмы находится под действием начального давления. Разность
•того давлс ння и давления в камере п отжимает диафрагму от соп-
ловой камеры и тем уравновешивается прижимающее усилие. Под-
бирая площади воздействия паровых усилий, можно добиться зна-
чительного их выравнивания. Однако при возможном короблении
подвижной диафрагмы и ее износе увеличивается неплотность
и ухудшается разгрузка диафрагмы, что снижает ее конструктив-
ны преимущества. Надежность работы поворотной диафрагмы
получается меньше надежности клапанного парораспределения.
Лучший способ разгрузки — симметричный подвод пара, как
>го выполнялось в двухседельном клапане. На поворотную диаф-
рагму действуют несимметричные усилия; чтобы их сделать сим-
метричными, следует регулирующую диафрагму выполнить ци-
линдрической формы. Такая конструкция предложена на КТЗ
Г. Ф. Харицким и в другой, опытной конструкции — Г. Н. Хруще-
вым (рис. 3-18). Диафрагма выполнена в виде цилиндрического
кольца. Паровые усилия направлены радиально, и поэтому проис-
ходит их взаимное уравновешивание. Недостатком этой конструк-
ции оказалось ее коробление и из-за этого заедание при вращении.
Следует разработать более жесткую конструкцию. Второй недо-
статок — большие зазоры между диафрагмой и сопловой решеткой.
Имея в виду, что диаметр диафрагмы обычно достаточно велик, ра-
диальные зазоры б между подвижной и неподвижной частями нель-
зя выполнять малыми. Возможны значительные изменения этого
зазора из-за температурных деформаций диафрагмы и сопловой
решетки. Это приводит к большим пропускам пара. Последний не-
достаток может быть устранен применением уплотнений на боко-
180
РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ ТУРБИНЫ
вых стенках диафрагмы (изображены пунктиром на том же
рис. 3-18). Тогда изменение осевого зазора 6] определяется отно-
сительным расширением диафрагмы в направлении ее ширины
и при малом значении этого размера можно уверенно выбирать
малыми зазоры бь
В практике турбостроения еще иногда применяются поворотные
диафрагмы с осью вращения, перпендикулярной направлению по-
тока пара (рис. 3-19). Паровые усилия на такие диафрагмы не пе-
редаются на сервомотор. Но их неразгруженность при полном за-
Рис. 3-18. Радиальная регулирующая диафрагма, созданная на КТЗ.
Рис. 3-19. Регулирующая лопастная поворотная диафрагма.
крытии прохода пара приводит к появлению большого изгибающего
момента на диафрагму и ось и поэтому эти диафрагмы можно при-
менять только для регулирования потока пара относительно малого
давления и при малых размерах проходного сечения трубы. При
открытии диафрагмы за счет динамического воздействия потока
пара появляются усилия, передаваемые на шток сервомотора. Эти
усилия определяются при газодинамических продувках модели по-
добного регулирующего органа. Для современных мощных турбин
поворотные диафрагмы подобного типа неприменимы.
3-5. ПЕРЕДАТОЧНЫЕ МЕХАНИЗМЫ
Перемещение клапанов или поворотных диафрагм в современных
турбинах совершается под действием вспомогательных машин —
сервомоторов.
Передача движения от сервомотора к парораспределительному
органу происходит с помощью передаточного механизма, связыва-
ющего эти элементы. Поскольку передаточный механизм нагружен
большими усилиями, его конструкция должна быть особенно про-
думанной и надежной.
ПЕРЕДАТОЧНЫЕ МЕХАНИЗМЫ
181
Лучшее решение вопроса — отсутствие всякого передаточного
механизма. В этом случае поршень сервомотора связывается жест-
ким штоком непосредственно с регулирующим клапаном. Такое со-
единение было особенно целесообразно при использовании паро-
вых машин в качестве сервомоторов. Но от них пришлось отка-
заться (см. ниже) из-за сжимаемости пара. При использовании
масла в качестве рабочей жидкости непосредственно^ соединение
поршня сервомотора и клапана вызвало ряд затруднений. Утечки
масла могут вызвать пожар. В то же время к клапанам подводится
нар максимальной температуры. При повышении температуры ост-
рого пара особенно опасным стало загорание масла. Несмотря на
ли недостатки, такую конструкцию широко применяла фирма
ВВС. Задача сводилась к тщательному разобщению пара и мас-
ла, что, конечно, не всегда удавалось выполнить надежно.
При многоклапанном парораспределении использование инди-
видуальных сервомоторов усложняло конструкцию и приводило
к повышению утечек масла. Развиваемое сервомотором усилие рав-
но /?, = \pnJ2/4. Количество перетекаемой жидкости можно при-
ближеиио принять равным ру = Дрбдб/, где б — зазор; Др — пере-
п и давления па поршне; d— диаметр поршня. Отношение величи-
ны утечки к усилию сервомотора составит:
Qy__ Apdnd __ 46
Я? ~ А ш/2 ~ Т ’
4,-4
Таким образом, при прочих равных условиях относительная
величина утечки тем больше, чем меньше диаметр поршня сер-
вомотора.
Если вместо одного сервомотора с поршнем диаметром d в че-
гпрехклапанной конструкции будет использовано четыре серво-
мотора с поршнем диаметром d/2, утечка масла возрастет в 2 раза.
I io, конечно, не это является определяющим при выборе схемы
привода. Главное — пожароопасность и сложность: большее число
сервомоторов, большее число золотников, приводов к ним и т. п.
При передаче движения от штока сервомотора к штоку клапа-
на необходимо стремиться к тому, чтобы усилия были по возмож-
ности только растягивающими. Этим удастся избежать возникно-
вения сил, перекашивающих шток. При появлении перекашиваю-
щих усилий возникают силы трения, что снижает надежность
механизма. Можно использовать два типа передающих механиз-
мов: качающийся и поворотный.
На рис. 3-20, а изображен качающийся передаточный механизм.
Шток клапана 1 жестко связан с рамкой 2, которая также жестко
связана с направляющими. В этой рамке укреплен подпятник 5, на
который опирается качающийся опорный сухарь 4. Второй конец
этого сухаря опирается на подпятник, укрепленный на конце ры-
182
РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ ТУРБИНЫ
чага 5. Выбирая по возможности большими плечи рычага 5 и дли-
ну сухаря 4, можно добиться того, чтобы при полном подъеме кла-
пана было относительно малым отклонение оси сухаря от оси што-
ка. Соответственно малыми будут и перекашивающие усилия.
На рис. 3-20, б изображен другой тип механизма. На переда-
точном валу 3 насажен кулак 5 необходимой формы. На этот кулак
опирается ролик 4, связанный с опорой и передаточной рамой 2.
Профиль кулака 5 выполняется так, чтобы при его повороте ролик
4, а с ним и клапан 1 поднимались. Чем больше диаметр кулака
Рис. 3-20. Рычажный (а) и кулачковый (б) приводы клапанов.
ПЕРЕДАТОЧНЫЕ МЕХАНИЗМЫ
183
и угол его поворота, тем меньшее перекашивающее усилие воспри-
нимает опора.
Паровые усилия, действующие на клапан, не всегда можно вы-
полнить постоянного знака. При перемене знака усилия клапан бу-
дет подбрасываться вверх на всю величину зазора б, который из-за
тепловых расширений приходится выполнять достаточно большим.
Чтобы избежать такой статической неустойчивости клапана, его-
шток нагружается сверху пружиной 6. При наличии пружины ее
силу и жесткость можно выбрать так, чтобы суммарные усилия
на шток — паровые и пружины всегда были направлены вниз. Пру-
жина должна выполнять и другое назначение. Если исчезнет дав-
ление рабочей жидкости, клапаны под действием пружины должны
закрыться, иначе их открытое состояние может привести к гибели
агрегата в аварийных условиях. Поэтому пружину 6 проектируют
так, чтобы при отказе в работе сервомотора ее усилия было доста-
точно для преодоления сопротивления передаточного механизма
и закрытия клапана.
При вынесении сервомотора в сторону от штока клапана при
многоклапанной конструкции целесообразно применять один сер-
вомотор на всю группу клапанов. Для этой цели необходимо вы-
полнить передающий механизм, который объединял бы движение
всех клапанов. Наиболее распространенной и удобной является пе-
редача с помощью кулачкового вала.
На рис. 3-21 изображена такая передача, объединяющая шесть
клапанов. На вал 1 насажены шесть кулаков 2 профильной формы.
На каждый кулак опирается роликом передающий рычаг 3, приво-
дящий в движение соответствующий клапан. Подбирая необходи-
мое расположение кулаков, можно получить поочередное открытие
клапанов. Чтобы и в этом случае исчезновение давления жидко-
сти приводило к закрытию клапанов, необходимо так выбирать
размеры и профиль кулаков, а также силу пружин, чтобы очеред-
ной открывающийся клапан мог повернуть всю систему в сторону
его закрытия.
Вращение вала 1 может производиться сервомотором с пово-
ротным поршнем, и тогда его ось муфтой связывается с этим ва-
лом либо при использовании поступательного движущегося поршня
сервомотора шток последнего связывается с валом 1 специаль-
ным механизмом. Поворотные сервомоторы, получившие распрост
ранение при относительно малых давлениях пара, почти полно-
стью изъяты из систем регулирования паровых турбин, работаю-
щих на паре высоких параметров. Причина заключалась в высокой
пожароопасности, малом угле поворота при двухлопастной конст-
рукции или большом моменте при однолопастной, что вызывало
трудность при создании плотной конструкции.
Сервомоторы с поступательным движением поршня на турби-
нах СССР располагались в стуле переднего подшипника (что сни-
184
РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ ТУРБИНЫ
жало их пожароопасность). Передача движения от штока серво-
мотора к кулачковому валу всеми заводами осуществлялась с по-
мощью зубчатой рейки (рис. 3-22). Такая передача удобна тем,
что позволяет расположить шток сервомотора под любьп^ углом
в плоскости, перпендикулярной оси кулачкового вала, а главное —
передавать усилия в обе стороны направления вращения этого ва-
ла и использовать полный угол поворота вала. Трение в передаче
велико, но мощность сервомотора выбирается с таким запасом,
что эта сила трения мало сказывается на работе регулирования.
Рис. 3-21. Передаточный механизм с поворотным сервомотором малых турбин.
При заедании передаточного механизма сервомотор может пре-
одолевать силы сопротивления обоих направлений. Если усилия на
шток клапанов всегда направлены в одну сторону (тянущие), то
тогда износ в зубцах реечной передачи не имеет существенного
значения. Увеличение зазора между зубцами в этом случае только
ПЕРЕДАТОЧНЫЕ МЕХАНИЗМЫ
185-
несколько смещает положение поршня сервомотора по отношению
к положению клапанов. Поэтому создание усилий постоянного зна-
ка, хотя бы с помощью пружин, имеет значение для всего переда-
точного механизма. На ХТГЗ использовали индивидуальный при-
вод к клапанам без пружин. В этом приводе (см. рис. 3-20, а, толь-
ко без пружины 6) зазор б поддерживается постоянно равным
нулю специальными тарельчатыми пружинами замыкания. При
этом появляется трение между рычагом 5 и деталью 2, из-за чего
при повороте рычага 5 шток клапана может прижиматься к стенке
Рис. 3-22. Реечная передача от сервомотора к кулачковому валу подъема клапанов.
втулки и тем вызывать дополнительные силы трения. Только при
наличии постоянных растягивающих сил, действующих на шток
клапана, можно исключить пружину 6 без каких-либо ухудшений
работы такого передаточного механизма. При наличии замыкаю-
щей силы постоянного знака износ во всех шарнирах передаточ-
186
РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ ТУРБИНЫ
ного механизма не может привести к появлению нечувствительно-
сти регулирования, и поэтому такое требование для выбора конст-
рукции является решающим.
При кулачковой передаче, когда клапан поднимается полностью
и ролик рычага выходит на концентрическую окружность кулака,
силы, действующие на шток этого клапана, не передаются серво-
мотору. От полностью открытого клапана сервомотору передаются
только силы трения, намного меньшие, чем усилия на шток данного
клапана. Поэтому на сервомотор при многоклапанной конструкции
передаются главным образом силы сопротивления очередного от-
крывающегося клапана. При усилиях пружин, соизмеримых с па-
ровыми усилиями, изменения параметров пара меньше сказывают-
ся на величине сил, передаваемых сервомотору, чем при инди-
видуальном, беспружиннбм приводе ХТГЗ, использованном в
турбинах ВКТ-100. Значительные изменения паровых усилий при
изменении мощности агрегата при значительных утечках в серво-
моторе и золотнике могут приводить к колебаниям нагрузки.
При конструировании передаточного механизма важно следить
и за тем, чтобы было обеспечено плотное закрытие клапанов. Осо-
бое внимание надо уделить влиянию температурных расширений
элементов парораспределения и влиянию на него расширений са-
мого агрегата. Защемления из-за перекосов при температурных
расширениях конструкций могут быть настолько велики, что ни-
какая мощность сервомоторов их не преодолеет. Проверку плотно-
сти закрытия клапанов легко провести на работающем агрегате.
При передаче по схеме а на рис. 3-19 и при крайнем положении
сервомотора в сторону «убавить» сухарь 4 должен быть свободным;
при передаче по схеме на рис. 3-19, б при тех же условиях должен
быть зазор между верхним роликом 4 и кулаком 5; при передаче
по схеме на рис. 3-21 должны быть зазоры между роликами и ку-
лаками 3. Эти зазоры можно устанавливать примерно равными
0,2—0,5 мм при горячем состоянии машины.
Особенно большие затруднения в эксплуатации вызвали непо-
ладки с подшипниками распределительного вала. Находясь в об-
ласти высоких температур и подвергаясь большим нагрузкам, эти
подшипники часто выходят из строя. Проблема полностью не ре-
шена до сих пор.
4
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
4-1. СЕРВОМОТОРЫ С ОТСЕЧНЫМ ЗОЛОТНИКОМ
Выше мы рассмотрели работу схемы регулирования с поршневой
гидравлической машиной (сервомотором) двустороннего действия.
Сервомотор используется для перемещения нагруженных регули-
рующих органов турбины, для преодоления неуравновешенной си-
лы 7? и сил трения. Силы трения не поддаются какому-либо точно-
му расчету. Достаточно измениться условиям (попадание твердых
частиц загрязнения, влияние температурных расширений и т. п.),
как силы трения могут возрасти в любое число раз вплоть до пол-
ного заклинивания трущихся пар. Поэтому приходится вести рас-
чет на какую-то усредненную величину сил трения, определенную
па основе длительного изучения условий эксплуатации турбин. Так
как эти условия непрерывно меняются (меняются мощности и пара-
метры пара турбоагрегатов), то только квалифицированное изуче-
ние эксплуатации может дать необходимые сведения конструк-
торам.
Сила 7?, действующая на шток клапанов, может быть подсчита-
на достаточно точно. В последнее время проведены серьезные ра-
боты по экспериментальному определению этих сил в условиях как
стендовых исследований, так и эксплуатационных. Пользуясь этими
данными, можно более точно подсчитать силу 7?. Далее по вели-
чине силы и силам пружин, устанавливаемых на клапанах и в
сервомоторах, определяются силы трения в сочленениях передаточ-
ного механизма и по их сумме — расчетная сила, преодолеваемая
поршнем сервомотора. Учитывая возможное увеличение сил тре-
ния, расчетное усилие сервомотора следует выбрать с запасом. На
основании опыта эксплуатации установлено, что расчетное значе-
ние усилия сервомотора должно быть равно:
7?с = ^?сум>
где /?Сум — максимальное суммарное усилие на сервомотор; k —
коэффициент запаса, k = 1,54-2,0.
Как было показано выше, паровые усилия на клапан сущест-
венно меняются по величине и направлению в пределах полного
хода клапана. Особенно значительно колебание этого усилия при
188
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
осуществлении группового привода (например, по схеме на
рис. 3-20). На рис. 4-1 приведен график изменения силы 7? для од-
ной из реальных конструкций парораспределения турбины. Рас-
четное усилие сервомотора Rc по отношению к /?Макс выбрано с за-
пасом k. Ясно, что по отношению к другим положениям поршня
сервомотора запас будет еще большим, но выбирать k по отноше-
нию к какому-то среднему значению R было бы неправильно, так
как это снижало бы степень надежности регулирования. Конечно,
при хорошо поставленной эксплуатации коэффициент запаса k
Рис. 4-1. График изменения сил, действующих на сервомотор.
Рис. 4-2. Перестановочная сила сервомотора с отсечным золотником.
можно было бы уменьшить, но все-таки вряд ли это целесообразно.
Если учесть случайное увеличение сил сопротивления, а также то,
что от надежности закрытия клапанов зависит сохранность агре-
гата, то уменьшение k окажется просто опасным.
Уравнение равновесия сил в статике для сервомотора двойного
действия можно написать в виде (см. рис. 2-6)
p2F2 — PiFi = R. (4-0
В этом уравнении активные площади поршней приняты разны-
ми, как это обычно бывает на практике. Чтобы определить макси-
мальные усилия при движении вверх и вниз, которые может пре-
одолеть сервомотор, подсчитаем их при условии полного защем-
ления поршня сервомотора. Движения поршня нет. Не движется
поток жидкости через золотник 2, и поэтому в нем не происходит
падения давления. Тогда уравнение равновесия сил примет вид
(при небольшом смещении золотника вверх):
РСЛ ^2 — РоЛ =
так как
Pi = Ро! Р2 = Рсл-
СЕРВОМОТОРЫ С ОТСЕЧНЫМ золотником
189
Это соотношение сил не зависит от положения поршня серво-
мотора и поэтому сохраняется на всем протяжении от одного до
другого крайних положений поршня. На рис. 4-2, а приведена ди-
аграмма максимальных усилий при статическом перемещении
поршня сверху вниз.
На том же рисунке приведена диаграмма изменения макс При
движении поршня вверх. Как видно из диаграмм, 7?макс > /?макС •
Если сила R постоянна по величине и направлена всегда вниз, то
естественно выбрать F2 и Fi так, чтобы соблюдалось равенство
рв рн ____р.
А макс Амакс — А,
или подставив значения величин /?макс и /?SaKC , получим:
Ро^2 —Рсл fl — Po Fl + Рсл Fg =
откуда
Ро (Fa - F,) + рсл (F2 - Л) = R; F2 - Л = . (4-2)
Ро Рсл
Далее должно быть:
kR — 7?макс»
откуда k—RusKc IR; или, подставив значение величин, получим:
£ _ Ро Рсл Р1 __ Рр (Pg Pl) ~Ь Fl (Ро — Рсл) _
(Р2 — Р1) (Ро+Рсл) (Pg — Pl) (Ро + Рсл)
__ Рр Р1 Ро Рсл
(Ро + Рсл) Pg— Fl Ро+Рсл ’
Отсюда, учитывая (4-2), можно определить Ft:
Ft. =-----— (k------I. (4-3)
Ро — Рсл \ Ро + Рсл /
При Рсл=0 и k=l Л = 0; F2=R/pQ. Это понятно. Значение R при-
нято нами постоянным и направленным всегда вниз, а силы тре-
ния не учитывались.
Напомним, что /?маКс получается при минимальном смещении
золотника и нулевой скорости движения поршня сервомотора.
Как уже было показано, при движении поршня сервомотора в
напорной полости давление (например, pi при движении вниз) бу-
дет всегда меньше pQ из-за наличия сопротивления в золотнике.
Перепад давления на окнах золотника определяется из соотно-
шения (2-41)
AQ = ab\y |/ -^(Ро —Pi).
190
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
откуда
/ AQ \2 У
Для максимального расхода Дфмакс
„ __ / АОмакс \2 У
Ро — Pi — ~Т\---- ~7Г *
\ ОСЬ Ломакс / 2g
Величина Дфмакс определяет время Тс, т. е. в конечном счете
скорость движения поршня сервомотора, и поэтому ее выбор дол-
жен проводиться из условий динамики регулирования. Чтобы
иметь относительно малое значение ро—pi, необходимо выбирать
достаточно большими размеры золотника ЬДрмакс-
Расход ДСмакс обеспечивается соответствующей производитель-
ностью насоса. Действительное максимальное отклонение золотни-
ка чаще всего не соответствует о=1, поэтому ДфмаКс следует опре-
делять по действительному значению омакс (см. рис. 2-19).
Подсчитаем для примера Дфмакс для условий работы сервомо-
тора турбины мощностью 100 МВт. Диаметр поршня 300 мм, ход
250 мм. Объем, описываемый поршнем сервомотора, равен 17,7 л.
В современных условиях необходимо, чтобы время Тс было около
0.2 с. Следовательно, для получения такого времени необходимо
АСмакс = ~~ = 88,5 л/с = 5310 л/мин = 318 м8/ч.
Такая, требуемая только в динамике, производительность насо-
са, подающего жидкость в сервомотор, намного превосходит по-
требность в масле подшипников агрегата и постоянного расхода
в систему регулирования.
И все-таки, для того чтобы обеспечить необходимое быстродей-
ствие, приходится на агрегат ставить мощный насос, максималь-
ная производительность которого нужна только при сбросах пол-
ной нагрузки.
Сбросы нагрузки—достаточно редкая авария, что особенно -
подчеркивает целесообразность поиска иных путей решения постав-
ленной задачи повышения быстродействия, более оправданных эко-
номически.
Столь большая скорость движения поршней сервомотора необ-
ходима главным образом в сторону закрытия клапанов. Но это
движение можно обеспечить силой пружины. Тогда сервомотор
схематически будет выглядеть так, как показано на рис. 4-3. Пру-
жина 3 действует в сторону закрытия клапана. Жидкость подво-
дится только с нижней стороны поршня 1 и управляется отсечным
золотником 2 При сбросе нагрузки скорость движения поршня
определяется только скоростью истечения жидкости из нижней по-
лости сервомотора, а последняя — размерами золотника и силой
СЕРВОМОТОРЫ С ОТСЕЧНЫМ золотником
191
пружины. Производительность источника питания расходуется
только при открытии клапана, а величина скорости движения в эту
сторону выбирается по условиям устойчивости (см. выше) и по
требованиям системной автоматики. Как правило, скорость порш-
ня в сторону открытия клапанов может быть меньшей, чем для
обеспечения малого динамического повышения угловой скорости.
Уравнение равновесия сил, действующих на шток сервомотора,
Рис. 4-3. Главный сервомотор с односторонним подводом жидкости
Рис. 4-4. Диаграмма усилий в одностороннем сервомоторе.
Как и при исследовании работоспособности сервомотора дву-
стороннего действия, определим максимальные усилия, которые
могут быть получены в сервомоторе для преодоления внешних со-
противлений.
Рассмотрим сначала перемещение сервомотора вверх с беско-
нечно малой скоростью и максимальным сопротивлением движе-
нию, когда нет падения давления жидкости в золотнике. Тогда
уравнение (4-4) примет вид:
Ро Р — CZ — Rmzkc • (4-5)
По уравнению (4-5) построена диаграмма усилий на рис. 4-4
(вертикально заштрихованная площадь).
При полном открытии клапана сила 7?макС =РоР — с(г0+Дгмакс)
минимальная. Если R постоянна по ходу клапана, то расчетное
усилие сервомотора надо выбирать по этой величине
192
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
При движении поршня сервомотора в сторону закрытия урав-
нение равновесия сил при тех же условиях примет вид:
— рсл F = — Rmbkc •
Диаграмма этих значений 7?Макс показана на том же рисунке
(горизонтальная штриховка). При полностью закрытом клапане
сила прижатия, развиваемая сервомотором, равна:
£ ^0 1Рсл = RmZKC •
Усилие сгМакс—Рсл/?=^макс в сочетании с паровыми усилиями
должно обеспечивать необходимую скорость закрытия клапана и
преодоление сил сопротивления. Работоспособность такого серво-
мотора определяется величиной заштрихованной площади диа-
граммы усилий:
при движении поршня вверх
А = [ро F - с (г0 + Агмакс;
при движении вниз
л —\г(г -I- 'j п /Я Az
^2 — ° I ^0 * 2 / "ел 1
Сумма работ при движении вниз и вверх равна:
^4 ~ “Ь ^2 = (Ро R Рсл Дюмакс = (Ро Рсл) ^^макс*
Работоспособность сервомотора двустороннего действия
(см. рис. 2-6) равна площади диаграммы на рис. 4-2
= [Ро Рсл ^2^ Аймаке»
^2 == [Ро ^2 Рсл ^11 Аймаке*
Сумма работ в этом случае равна:
А = [ро (F1 + F%) — Рсл (^i + Рг)1 Агмакс — СРо — Рсл! X
X (Fi + F2) Дзмакс.
Принимая
F _^1 + Р2
ГсР - 2 •
можем написать:
А = 2F ср [р0 — рсл] Д^макс. (4*7)
Сравнивая полученное значение работоспособностей, можно
установить, что работоспособность сервомотора с односторонним
(4-6)
СЕРВОМОТОРЫ С ОТСЕЧНЫМ золотником
193
подводом жидкости почти вдвое меньше, чем у двустороннего, и
поэтому при прочих равных условиях у первого емкость сервомото-
ра должна быть вдвое больше, чем у второго. Отсюда, если даже
время на открытие одностороннего сервомотора Тс принять в 2 ра-
за больше, чем на закрытие, Д(?макс будет таким же, как и у дву-
стороннего сервомотора.
В сервомоторах одностороннего действия располагаемый пере-
пад давлений р0—Рсл делится на две части. Если учесть, что на-
дежность работы и запас по усилию должны быть одинаковыми на
Рис. 4-5. Односторонний сервомотор, в котором вместо пружины на
закрытие действует питательная вода или другая жидкость того же
рода, что и основная, но от насоса высокого давления.
обоих направлениях его движения, то расчет придется вести для
преодоления внешних усилий, направленных вверх, по величине
cZq—Рсл^=^макс , а для преодоления сопротивлений, направлен-
ных вниз, по величине poF—cz=Rm&kc . Сумма этих сил равна:
RwaKc Rmzkc Ро F — рсл F — (Zi — Zq) с, (4-8)
т. е. располагаемое усилие уменьшается на величину (zi—z0)c. Чем
меньше жесткость пружины сервомотора, тем больше располагае-
мое усилие сервомотора одностороннего действия.
Важным преимуществом таких сервомоторов является то, что
при исчезновении давления рабочей жидкости р0 клапаны надежно
закрываются под действием пружины. Поэтому только такого ти-
па сервомоторы применяются в качестве приводов стопорных кла-
панов. Для привода стопорного клапана усилие cz0 определяет
плотность его закрытия. В данном случае такой сервомотор обес-
13—730
194
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
печивает своеобразную блокировку — прекращение доступа пара,
как только останавливается насос, подающий жидкость в систему
регулирования.
Действие пружины с успехом может быть заменено действием
пара, если применить клапаны с постоянной величиной паровых
усилий, направленных в сторону закрытия клапана на всем про-
тяжении хода сервомотора.
Такое решение можно легко осуществить, применив клапан
двойного дросселирования (см. рис. 3-13). При этом на шток серво-
мотора будут постоянно действовать растягивающие усилия, что
обеспечит более надежную работу привода (см. рис. 3-7).
Другой способ замены механической пружины на гидравличе-
скую с нулевой жесткостью показан на рис. 4-5. Вместо пружины
3 (см. рис. 4-3) к верхней части поршня 1 подводится питательная
вода через трубу 3. Питательная вода действует на площадь Fx с
давлением р\. Это действие остается неизменным на всем протяже-
нии хода поршня сервомотора, т. е. как бы действует пружина
с жесткостью, равной нулю. Подвод питательной воды должен осу-
ществляться из питательного трубопровода между обратным кла-
паном насоса и котлом. Это обеспечит сохранение усилия p\F\ да-
же при остановке питательного насоса за счет сохранения давления
в котле. В этом случае уравнение (4-8) примет вид:
•^макс ’ h -^макс = Ро F рсл F = F (/?q Рсл) •
И если принять /?маКС = Ямакс , то будет:
pH ___ рВ ___ F (р0 Рсл)
А макс — А макс —
Расход питательной воды определяется только утечкой через
уплотнения между поршнем 4 и цилиндрической частью поршня 7.
В динамике в связи с малой величиной F, расход воды будет так-
же невелик, что обеспечит максимально возможное быстродействие
из-за возможности на долю секунды использовать достаточно боль-
шую часть производительности питательного насоса. Такой тип
сервомотора проверен в условиях длительной эксплуатации (более
10 лет) и показал полную работоспособность такой конструкции.
4-2. СЕРВОМОТОРЫ С ПРОТОЧНЫМ ЗОЛОТНИКОМ
В обоих типах сервомоторов (см. рис. 2-6 и 4-3) с отсечными зо-
лотниками обязательно наличие рычага, связывающего импульс-
ный орган, золотник и сервомотор. Привод регулятора скорости
наиболее удобно располагать в переднем стуле турбины. При ры-
чажной передаче необходимо жестко к нему привязывать и рас-
СЕРВОМОТОРЫ С ПРОТОЧНЫМ золотником
195
положение сервомотора. Трение и износ шарниров вызывают не-
чувствительность регулирования, что резко снижает качество ра-
боты системы. Поэтому конструкторы искали способ избежать
рычажной передачи импульса в гидравлических системах от регу-
лятора к сервомотору.
Рассматривая уравнение равновесия сил, действующих в сер-
вомоторе одностороннего действия, можно заметить, что каждому
положению сервомотора соответствует вполне определенное уси-
лие пружины. Решая уравнение (4-4) относительно pF, получаем:
pF = cz + R.
(4-9)
В сервомоторе с отсечным золотником его положение опреде-
ляется только положением рычага АВС. Давление р соответствует
гумме сил пружины и внешних усилий на шток клапана и серво-
мотора. Это давление р в свою очередь определяется положением
сервомотора По можно себе представить и такую систему, когда
|д|вле1!и< р изменяется независимо от положения сервомотора, тог-
да П" к • иве такого capMNOTOpi будет соответствовать давле-
нию 11 ш мне про гой способ изменения давления любой сре-
II цн» .» ।пр »iK.iiiiH се потока Предположим, что по трубе течет
к ил кость, 1 < ли на се нуги поставить дроссель, то при постоянном
давлении источника и стока изменение сопротивления дросселя
будет меняться соответственно изменению расхода. Предположим,
что мы пропускаем поток жидкости от источника с давлением р0
последовательно через два дросселя: один постоянного сечения /о,
। другой — переменного fx, тогда уравнение неразрывности потока
— Рх) =«1М/ ~(Рх — Рсл)>
V F у
> । куда
Ро +
Рх = —
Р I Рсл
о /
(4-10)
\ ^7 0 /
Если слив из конечного дросселя будет происходить в свобод-
ное пространство рсл=0, то уравнение (4-10) примет вид
Рх = Ро----?
(4-И)
\ ^/о /
Можно изменить сопротивление первого дросселя, а второй вы-
полнить постоянным, тогда
1
Рх~Р° . . /«/о? ’
(4-12)
13*
196
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
т. е. и в этом случае давление рх однозначно и также по квадра-
тичному закону меняется в зависимости от открытия дросселя fx.
Связав дроссель переменного сечения с импульсным органом, а
линию переменного давления (между дросселями) — с нижней
полостью сервомотора одностороннего действия, можно переда-
вать импульс от датчика к сервомотору не рычагом, а через поток
жидкости.
На рис. 4-6 изображен сервомотор с гидравлическим управле-
нием. В отличие от ранее разобранных типов сервомоторов в этом
Рис. 4-6. Сервомотор с проточным золотником. Регулирование пото-
ка жидкости на сливе.
нет отсечного золотника. Положение управляющего проточного
золотника различно в зависимости от действия командного орга-
на. Каждому положению золотника должно соответствовать опре-
деленное положение поршня сервомотора.
Построим диаграмму усилий для сервомотора с проточным зо-
лотником (рис. 4-7). Так как в этом случае усилия в сервомоторе
однозначно определяются положением золотника, то удобно слева
к этой диаграмме пристроить диаграмму связи золотника с давле-
нием рх.
Работоспособность этого сервомотора зависит только от вели-
чины внешнего усилия R. Если величина этого усилия меняется,
то меняется и положение сервомотора, соответствующее определен-
ному давлению рх. Для примера на рис. 4-7 приведено положение
сервомотора Z\ при определенном положении проточного золотни-
ка Х[ (точка 1) и определенной величине внешнего усилия R. Пред-
положим, что почему-либо (например, мы перемещаем золотник
на остановленной турбине, когда нет паровых усилий) /? = 0, тогда
при том же положении золотника (точка 1) сервомотор пере-
СЕРВОМОТОРЫ С ПРОТОЧНЫМ золотником
197
местится в положение z2 (точка /2) без дополнительно^ внешнего
воздействия. Если так сильно влияют внешние усилия на положе-
ние поршня сервомотора, то, видимо, силы трения в сервомоторе и
приводимой им системе также будут влиять на связь положения
сервомотора с положением золотника.
Предположим, что проточный золотник непосредственно связан
с муфтой регулятора скорости. Присоединим к построенным диа-
граммам статическую характеристику регулятора скорости (ниж-
ний левый квадрант на рис. 4-7).
Рис. 4-7. Диаграмма взаимодействий регулятора и серврмотора с
проточным золотником.
Составим уравнение равновесия сил, действующих на поршень
’ рвомотора в точке /:
CZ± + R = pxF. (4-13)
Предположим, что в системе, перемещаемой поршнем сервомо-
тора, есть трение, сила которого Т. Далее положим, что угловая
скорость начинает уменьшаться от значения соь Тогда муфта регу-
лятора скорости, а вместе с ней и золотник будут перемещаться
вниз (см. рис. 4-6), повышая давление рх. Но движение сервомо-
тора начнется только тогда, когда изменившаяся величина рх (на
Арх) уравновесит силу трения Т, т. е. уравнение равновесия сил
в момент начала движения поршня сервомотора
(рЛ + Арх) Р — Сг1 + Я + Т. (4-14)
Вычитая из (4-14) выражение (4-13), получаем:
ApxF = 7\
198
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
Если бы угловая скорость регулятора стала увеличиваться от
(Оь то, прежде чем началось бы движение сервомотора вниз, угло-
вая скорость должна была бы измениться на такую же величину
Дсо. Таким образом, при изменении угловой скорости в пределах
±Д(о сервомотор оставался бы неподвижным. По аналогии с рас-
смотрением влияния нечувствительности на работу регулятора ско-
рости зону 2 Дсо следует назвать зоной нечувствительности, а отно-
шение ес = 2Дсо/соо — степенью нечувствительности сервомотора.
Номинальному значению угловой скорости соо соответствует опре-
деленное положение поршня сервомотора и давление Под-
держивающая сила сервомотора равна:
Р = Р F
1 С Г ХО 1 •
Если принять все зависимости линейными, то можно написать:
рх() = Ьрх — кЛы\ ?^ = — == ?^-= ес. (4-15)
Рхо Pc Wo
Так как нечувствительность сервомотора в данном случае вы-
зывает необходимость соответствующего отклонения со, то степень
нечувствительности такого сервомотора складывается с нечувстви-
тельностью других элементов системы. Так, если нечувствитель-
ность регулятора скорости ер, то нечувствительность системы с сер-
вомотором С проточным ЗОЛОТНИКОМ Е = Ер + ес.
При появлении сил трения в сервомоторах с отсечным золотни-
ком нечувствительность системы не увеличивается, так как макси-
мальное усилие в них появляется при малейшем смещении золот-
ника. Если же располагаемое усилие окажется меньше внешних
сил, то какое бы ни было дальнейшее перемещение золотника, дви-
жения сервомотора не будет. Итак, в сервомоторах с отсечным зо-
лотником степень нечувствительности может быть либо ес~0,
либо ес = оо. Промежуточных положений теоретически быть
не может. Все это относится к идеальным золотникам без пере-
крыш и без протечек жидкости через зазоры в золотнике и серво-
моторе. При наличии перекрыш в пределах их длины пере-
мещение отсечного золотника происходит по типу проточного.
4-3. ДИНАМИКА СЕРВОМОТОРА С ПРОТОЧНЫМ
ЗОЛОТНИКОМ
При выводе уравнения движения мы пользовались схемой серво-
мотора двустороннего действия с отсечным золотником. Выведем
уравнение движения поршня сервомотора с проточным золотни-
ком. Для упрощения примем, что сила инерции подвижных частей
относительно мала по сравнению с внешними усилиями на пор-
ДИНАМИКА СЕРВОМОТОРА С ПРОТОЧНЫМ ЗОЛОТНИКОМ
199
шень. Тогда уравнение равновесия сил и при движении поршня
сервомотора сохранит вид:
> PXF = cz ± R-
Если принять, что сила R постоянна, то
^Рх F ~ ДРхмакс ~ ^А^макс’ (4-16)
Величина рх зависит от перемещения золотника х. В динамике
это давление, кроме того, зависит и от движения поршня сервомо-
тора. Действительно, предположим, поршень сервомотора дви-
жется вниз (см. рис. 4-6). Тогда вытесняемый поршнем объем жид-
кости складывается с потоком проходящей жидкости. Для прохода
этого дополнительного количества жидкости необходим допол
пительный напор Дрх- Составим уравнение баланса жидкости, те-
кущей чере i дроссели сечением /о и fx: в статике Qo = Qx или в при-
р 1ЩСПНЯХ AQo—AQa-. В динамике уравнение неразрывности потока
\Q. AQf A(?v (4-17)
• ii.iix перед AQ ппшсит от направления движения поршня сер-
н' «мотора.
Примем, что золотник поднимается и fx увеличивается, т. е.
v н \fx — положительные величины. Это вызовет уменьшение рх,
। с. \рх отрицательное. Поршень сервомотора пойдет вниз,
вытесняя объем AQZ, значит, это приращение расхода положи-
гельное.
Выясним связь приращений расходов AQ0, AQZ и AQX с изме-
нением сечения fx и давления рх. Изменение расхода Qo через дрос-
сель постоянного сечения fo определяется только изменением дав-
I'ния рх
Qo = f(Px) = afo |/ у (Ро — Рх)
Величина ро принята постоянной. По ранее применявшемуся
< иособу линеаризации
дрх
Чем больше рх, тем меньше расход, поэтому dQ$ldpx отрицательное.
Объем вытесняемой поршнем жидкости в единицу времени по-
прежнему равен:
\Q = F — .
г dt
200
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
Расход жидкости через сечение дросселя fx определяется как
изменением сечения fx, так и изменением рх
Qx = f (рх, fxY,
AQx=^&px + d£-*&fx.
ОРх ofx
В данном случае увеличение рх и fx увеличивает Qx, следова-
тельно, производные dQxldpx и dQx/dfx положительные. Подставим
значение приращений расходов в уравнение (4-17), тогда
Лрх + F — = Lpx + Щх.
дРх dt дРх ^x dfx 1х
По выбранному нами направлению движения поршня Д/х поло-
жительное, а Дрх отрицательное, следовательно,
откуда
- Др, + F— = — —х Др, + — Д/„
дРх Их dt дРх Их dfx
др Г_^о4-^л1 = _р'А + ^д£
L дРх dt dfx ,х
Производные берутся по статическим зависимостям в начале
процесса. Так как в статике всегда сохраняется уравнение нераз-
рывности потока, то можно написать:
Афхмакс — AQomakc
или
___&Qx д п i ЭДх дг — Ап
^гхмакс ~ пг хмакс_п ^гхмакс»
Орх of х Орх
откуда
/ + dQ,\ д = дО^ д^ м (4.18)
\ ОРх UPxJ ofx
Продолжим преобразование полученной зависимости. Перей-
дем к относительным координатам
Г ^Qo I д &Рх
Т ^глмакс А
L ^Рх Эрх] АРхмакс
_1 dQx л £ ^fx
”Г ^/хмакс Л-
о/х ^/хмакс
(449)
ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ ПРУЖИНА
201
Разделим все уравнения на
ство (4-18), получим:
___dQo । dQx
. дрх дрх.
| ЛРхмакс и, учтя равен-
d
^макс/ &Рх __ &fx
dt Аймаке А/хмакс
_______^А^макс
Г__
I дрх + дрх]
По уравнению равновесия сил, действующих на поршень (4-16),
. (4-20)
ДРхмакс Аймаке
Принимая, что открытие окна сечением fx пропорционально хо-
ду муфты регулятора, можно написать: 2
Afi = k\x~, Аймаке = ^АхмаКс,
откуда
Л6 Лл
Подстилая полученные значения величин в уравнение (4-19) и
ннодя принятые раньше обозначения, получаем:
Тс + р = т).
(4-21)
^7АгМакс
с
'хмакс
F Аймаке
№x.f
г Щ хмакс
Ofx
< лсдует еще раз напомнить, что знак производной dQddpx—
отрицательный, и поэтому в знаменателе стоит сумма двух чисел.
Итак, вид уравнения движения сервомотора с проточным золот-
ником такой же, как и сервомотора с отсечным золотником. Раз-
лично только в величине Тс. Но и эта величина по существу одно-
шина Время сервомотора — время заполнения объема, описывае-
мого поршнем сервомотора при полном открытии золотника
\//мпкс = Д/хмакс и условном перепаде давления на этом золотнике.
(4-22)
4-4. ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ ПРУЖИНА
Нами установлено, что сервомотор с проточным золотником обла-
дает малой перестановочной силой и что трение в перемещаемых
им деталях соответственно увеличивает нечувствительность серво-
мотора и складывается с нечувствительностью системы регулиро-
вания в целом. Поэтому при конструировании таких сервомоторов
14-730
202
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
особенно важно исключать все, что может привести к усилиям, вы-
зывающим трение. Пружина в сервомоторе всегда вызывает пере-
кашивающие усилия, потому что упругость витков только прибли-
зительно можно передать по оси пружины. Применение качающих-
ся и шарнирных опор (об этом будет подробнее сказано в гл. 6,
исключает защемляющий момент, но сохраняет перекашивающие
усилия.
Поэтому возникает^ естественное желание устранить необходи-
мость применения металлических пружин, тем более что пру-
Рис. 4-8. Поршневой сервомотор с гидравлической пружиной.
жины работают с относительно высокими напряжениями и поэтому
подвержены явлению усталости. Нельзя ли усилие пружины заме-
нить давлением жидкости? Пружина в сервомоторе с проточным
золотником выполняет роль фиксатора положения поршня серво-
мотора, что в сервомоторе с отсечным золотником соответствует
действию обратной связи.
Только благодаря наличию пружины каждой величине рх со-
ответствует вполне определенное положение поршня сервомотора.
Пружина связывает положение поршня с силой давления жидко,-
сти на поршень (рис. 4-7).
Чтобы заменить действие металлической пружины, уравновесим
давление рх на площадь F соответствующим противодавлением ру,
действующим на противоположную площадь поршня F\.
Действие уравновешивающего давления ру должно заменить
действие пружины. Для этого необходимо, чтобы его величина из-
менялась при движении поршня сервомотора. Давление рх управ-
ляется проточным золотником, перемещаемым муфтой регулятора.
Давление ру должно также управляться проточным золотником, но
перемещаемым самим сервомотором (как и рычаг обратной связи
в сервомоторе с отсечным золотником).
На рис. 4-8 изображен такой сервомотор, в котором роль про-
точного золотника, жестко связанного с поршнем 1 сервомотора,
выполняет конус 2.
ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ пружина
203
Металлическая пружина заменена гидравлической. Этим ис-
ключены перекашивающие усилия и повышена чувствительность
сервомотора. Но при движении поршня сервомотора, например,
вниз давление под поршнем увеличивается за счет выталкиваемого
объема жидкости и тем создается дополнительная сила сопротив-
ления, величина которой и характеризует время Тс. Сверху объем
увеличивается, и поэтому давление ру соответственно уменьшается.
Но ведь это — действующая сила, и поэтому ее уменьшение также
тормозит движение поршня сервомотора. Таким образом, время Тс
такого сервомотора зависит от потока не только через нижнюю, но
и через верхнюю полость.
Напишем уравнение равновесия сил на поршень в приращениях
^Рх Г = Ьру F1-
Для максимальных приращений это же уравнение имеет вид:
ДРхМИКС ~ Аймаке ’ (4-23 I
Как и н предыдущем случае, пренебрегаем величиной силы
инерции подвижных частей, тогда в динамике будет то же уравне-
ние сил Значение рх, как и в предыдущем случае, можно опреде-
лить по уравнению
Не повторяя всех рассуждений, для верхней полости сервомото-
ра можно написать такое же уравнение, только для иных значений
расходов и давления:
Знак перед F^dzldt иной, чем перед Fdzldt, потому что измене-
ние объема сервомотора имеет противоположное направление.
Значения Дрх и \ру подставим в уравнение равновесия сил, для
этого умножим первое уравнение на F, а второе на Fx и разделим
их на выражения в скобках при приращениях давлений:
\Рх F = F- Г- Г аОо , «ЗлП L L дрх 1 dpxJ AA/F1== fl L Г L L dPu 1 dp u J <4-24> UL u!x J 1. (4.25) °! у J
14*
204
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
Вычтем из уравнения (4-24) уравнение (4-25) и получим:
Дрх F — Др Fi =--------Г- F — + Д/J —
У Г_^о+Щ L dt dfx '*]
L дрх дрх ]
-------------[Л — 1 = 0.
Г_^ + ад I- dt dfy J
L дру дру J
Умножив и разделив все члены уравнения на соответствующие
максимальные величины и использовав равенства (4-18), (4-20)
и (4-23), получим:
__________F_
( dQp dt
_\ dpx dj
x Дг„ак> + т^-
А/г/макс
'лмакс
ь-----------
/ dQi । dQy
\ дРу + дру
=0.
А/хмакс
) Д₽{/макс
Примем, что сечение fy (рис.
ходу сервомотора, тогда
ДД/макс Дгмакс
Обозначим:
4-8) меняется пропорционально
3Q1 . dQy 1
-j ~Г -ч ^Pt/макс
дру дру j
F1 Дюмакс
, (4-26)
тогда
ТсИ'+И-т] = 0. (4-27)
Как и следовало ожидать, время Тс получается равным сумме
времен, определяемых потоками жидкости через нижнюю и верх-
нюю полости сервомотора. Если потоки жидкости Qo и Qi будут
одинаковыми, то время Тс сервомотора с гидравлической пружи-
ной будет вдвое больше времени сервомотора с металлической пру-
жиной.
Время сервомотора с проточным золотником определяет-
ся сопротивлением дросселей. Если бы это сопротивление
было близким к нулю, то и время Тс приближалось бы
к нулю. Если в сервомоторе с металлической пружиной
нельзя избавиться от сопротивления дросселей, ибо само
изменение давления рх связано с изменением степени дросселиро-
вания, то в сервомоторах с гидравлической пружиной, по-видимо-
ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ ПРУЖИНА
205
му, не обязательно дросселировать оба потока жидкости. Можно
регулировать открытие двух дросселей одного из потоков. Оба эти
дросселя можно поставить на одном пути, дросселируя подвод
и слив жидкости. Один дроссель передает команды сервомотору,
а второй дроссель выполняет роль обратной связи. Значит, то же
число регулируемых дросселей даже на одном потоке достаточно
для выполнения обеих функций. Но без дросселирования можно
подвести только постоянное давление ро непосредственно от источ-
ника. На рис. 4-9 изображен сервомотор такого типа.
Рис. 4-9. Сервомотор с гидравлической пружиной с одним потоком
жидкости
Регулятор скорости 3 управляет подводом жидкости в верхнюю
полость сервомотора 1, конус обратной связи или самовыключения
2 — сливом из той же полости. Давление в нижней полости посто-
янно и равно ро. Это давление подводится без дросселирования, и,
следовательно, время такого сервомотора будет того же порядка,
что и сервомотора с металлической пружиной.
Уравнение неразрывности потока для верхней полости
1/^(Ро ~ Рх) =0С1^ ]^^~Рх'
откуда
2
Рх . afx =
Ро ’ — Рх а1 fy
Уравнение равновесия сил
PoFi = PxF-, рх = р0-^.
Г
Но так как р0=const, то и рх=const и, следовательно,
= А = const; afx = Аа1 fu.
aify ,х
206
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
Таким образом, площади открытия окон прямо пропорциональ-
ны. В этом случае можно применять окна постоянной ширины.
Площади окон подсчитываются на основании простой зависимости.
Давление
Используя уравнение равновесия сил, получаем:
откуда
(4-28)
Отношение площадей fjfy не зависит от величины р0. Это обстоя-
тельство очень важно. Колебания ро, всегда возможные в системе
питания, не отражаются на положении поршня сервомотора. Нет
изменения fx (нет команды), нет и ответного изменения fy (нет
движения поршня).
Положение поршня сервомотора с металлической пружиной
(4-13) зависит от начального давления среды р0- К сожалению,
это свойство сервомотора с гидравлической пружиной не соблю-
дается в точности потому, что характер изменения а и «1 при
изменении р0 различен, а потому и соотношение fx/fy не остается
постоянным.
Относительное давление над поршнем равно:
Рх 1
”• 1+№)'
\«1 fy/
Выясним вопрос, при каком отношении afx/aify или соответст-
венно рх/ро изменение площади регулируемого сечения fx(fy) даст
наибольшее приращение рх/ро- Обозначим р = рх/ро и G = aifx/afy.
Тогда можно написать:
1
r 1+02
откуда
dp 26
de ii + е2]2
ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ ПРУЖИНА 207
Для определения максимального значения этой функции возь-
мем вторую производную
d2p __ 2 [1 4-е2]2 —40 [1 + О2] 20
jo2 ~ [1 + е2]4
и приравняем ее нулю, тогда
[1 4- 0212— 402[1 4- 02] = 0,
откуда
Или, подставляя 0 в первоначальное равенство, получаем:
Р=^ = —Ц- = -4
''° 1 + 4
О
1 leper।аионочпиЯ с ила сервомотора с гидравлической пружиной
п рвого типа (рис. 4-8) определяется так же, как п сервомотора
с механической пружиной, т. е. она будет равна:
ДРямакс
Для сервомотора второго типа (рис. 4-9) перестановочная сила
определяется из условия изменения рх при неподвижном поршне 1.
Примем для данного случая f2/ = const. Тогда по уравнению нераз-
рывности потока (4-12)
Рх =—тЧт?’
1+4
11ерепишем это уравнение в приращениях
^Рх__2 ____!____
Рх afx t [ / afx \2
или для максимальных приращений
Рх <*fx t / afx \2
т. е. перестановочное усилие Држмакс+ пропорционально максималь-
ному приращению площади проходного сечения регулируемого
дросселя 3 (рис. 4-9).
208
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
Но, по-видимому, можно одновременно управлять сливом из
обеих полостей сервомотора с гидравлической пружиной, как это
показано на рис. 4-10.
Уравнение неразрывности потока для верхней полости будет:
a Ji j/"^- (Ро - Ру) = fa РУ + ayfv ру =
= (“х fa + ау fy) |Z^ р« ’
откуда
Ру — Ро
I | /аХ fxi + ау fy \2
\ «1/1 )
Сечения fxi и fy изменяются в разных направлениях, т. е. их
приращение будет разного знака и поэтому
(axfxi + ayfy \ f
М,,.Д «1А
ру 1 | / axfxi + «г/ fy \2
\ «1/1 /
__ 2 — &fxl_________!________
axfxi+ayfy t / «i/i \2
\«X fxi 4“ «£/ fy)
Если принять, что перестановочное усилие верхней части сер-
вомотора должно сохраниться таким же, как и при регулировании
одного слива, то можем написать:
^Ру макс __ 2 А/#макс А/хмакс________1___________
Ру axfxl~^ayfy 1 । / «1/1 \2
\«x/xl + «^/J
о А/хмакс ____1______
ах?х ! _|_ (ai '
\«х fx)
Это возможно при условии
ах fxi “Ь ^у fy = а1 fxl> ^fi/мако хХмакс ~ ^fх1макс»
откуда должно быть
^fz/макс “ 2Д/дг1Макс>
ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ ПРУЖИНА
209s
т. е. открытие сливного конуса должно компенсировать прикрытие
окна fxi и дополнительно открыть такое сливное сечение, которое
бы вызвало уменьшение ру на величину Др^макс.
Чтобы определить перестановочное усилие сервомотора по
рис. 4-9, определим изменение рх и ру при неподвижном поршне 1
и перемещении регулирующего золотника на ход Дхмакс. Тогда
в верхней полости давление ру увеличится на Др^макс/р?/, а в ниж-
ней уменьшится на Дрхмакс/Рх и, следовательно, в этом случае пе-
рестановочное усилие возрастет примерно вдвое.
Рис. 4-10. Сервомотор с гидравлической пружиной и управлением
двумя сливами. Два однотипных дросселя должны располагаться
вблизи друг от друга. В этом случае и в динамике не будет переме-
щения сервомотора при колебаниях давления подводимой жидкости.
Подытожим все, что было сказано о гидравлических сервомо-
торах. Сервомоторы с отсечным золотником и двусторонним подво-
дом жидкости при прочих равных условиях имеют примерно вдвое
большую перестановочную силу, чем сервомоторы с односторонним
подводом рабочей среды. Но скорость движения поршней первых
сервомоторов в обе стороны органичивается производительностью
источников питания, в то время как у сервомоторов с пружинным
перемещением поршня скорость его движения только в одну сто-
рону зависит от производительности источника. В сторону дейст-
вия пружины (обычно в сторону закрытия клапанов) скорость дви-
жения поршня определяется только сопротивлением управляющего
органа.
У сервомотора с пружиной имеется еще одно существенное
преимущество: если прекращается подача рабочей жидкости, то
сервомотор закрывает регулирующие клапаны, в то же время сер-
вомотор с двусторонним подводом жидкости остается в неуправля-
емом состоянии.
Пружинные сервомоторы с проточным золотником обладают
малой перестановочной силой, и их нечувствительность непосред-
ственно складывается с нечувствительностью системы регулирова-
210
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
ния. Но это единственный вид сервомоторов, которые позволяют
использовать гидравлические связи.
Учитывая сказанное, конструкторы применяют сервомоторы
с отсечным золотником для перемещения регулирующих клапанов,
а сервомоторы с проточным золотником — в качестве промежуточ-
ного усиления.
Выбор главного сервомотора с двусторонним или односторон-
ним подводом жидкости определяется располагаемой мощностью
источника питания.
4-5. КЛАПАННОЕ УПРАВЛЕНИЕ СЕРВОМОТОРАМИ
Наиболее целесообразными органами управления сервомоторами
были бы клапаны. Их преимущество заключается в том, что при
закрытии они практически не пропускают рабочую жидкость (вред-
ные утечки равны нулю). Клапаны можно выполнить конструктив-
но так, что они не будут иметь трущихся пар в направляющих. На
рис. 4-11 схематически изображено клапанное управление серво-
мотором первого усиления, выполненное фирмой Вестингауз на
турбинах с гидродинамической системой регулирования. В каме-
ру а подводится масло давлением рх от гидродинамического дат-
чика. Это давление однозначно определяется угловой скоростью
агрегата (см. ниже). Давление жидкости передается на сильфон 2
и уравновешивается пружиной 3. К днищу сильфона жестко при-
креплен стержень 5 с заостренным концом. Стержень удерживает-
ся от бокового смещения тонкой упругой стальной лентой 4, жестко
соединенной как со стержнем 5, так и с корпусом регулятора. На
заостренный конец стержня свободно помещен клапан 1. Из ка-
нала 6 вытекает масло, слив которого регулируется клапаном 1.
Канал 6 сообщается с полостью сервомотора промежуточного уси-
ления с гидравлической пружиной. Действие этого регулятора ясно
из рисунка. В данном случае клапан 1 заменяет собой проточный
золотник. В примененной передаче полностью исключается нечув-
ствительность и тем повышается качество регулирования. Недоста-
ток этой системы управления заключается в том неразгруженном
усилии, которое действует на клапан. Это усилие передается силь-
фону и искажает воздействие импульсного давления рх. При из-
менении начального давления р0 и соответствующем изменении р\
произойдет смещение днища сильфона 2. Соответственно изменит-
ся натяжение пружины. Напишем уравнение равновесия сил, дей-
ствующих на днище сильфона
Fc Рх — сх — FK Pl = 0, (4-29)
где Fc — эффективная площадь днища сильфона; с, х — жесткость
пружины и ее натяжение; FK — площадь клапана.
КЛАПАННОЕ УПРАВЛЕНИЕ СЕРВОМОТОРАМИ
211
При постоянных значениях (для случая изменения р0) Fc, рх, с,
/;к изменение давления pi однозначно определяется соответствую-
щим изменением х. Предположим, уменьшилось давление р0 и со-
ответственно давление р{. Чтобы равенство сил сохранилось, натя-
жение пружины должно увеличиться и клапан должен подняться
вверх, уменьшив слив масла из канала 6. Может ли при этом дав-
ление Pi восстановиться до первоначальной величины? Конечно,
нет, поскольку новое равновесие возможно только при увеличенном
натяжении пружины, а ему соответствует уменьшенное значение
Рис. 4-11. Сильфонный регулятор давления фирмы Вестингауз.
Рис. 4-12. Рычажно-клапанное управление сервомотором с отсечкой.
Рь являющееся импульсом для последующего звена усиления. Из
iTOio примера видно вредное влияние неразгруженного усиления
на клапан 1.
Трудности применения клапанного управления несоизмеримо
возрастают при использовании его для сервомоторов с отсечкой.
Рассмотрим простейший случай: сервомотор с односторонним под-
водом жидкости и с отсечкой (см. рис. 4-3). Попробуем заменить
золотник 2 клапанным управлением. Клапанов должно быть два
(рис. 4-12): один (/) управляет сливом жидкости из полости под
поршнем сервомотора, другой (2) регулирует подвод жидкости
в ту же полость. Сохраняя конструкцию рычажной связи управля-
ющего элемента, например регулятора 3 и сервомотора с золот-
ником, можно схематически клапанный распределительный орган
представить в виде, изображенном на рис. 4-12. При среднем поло-
жении распределительного органа оба клапана закрыты. Пред-
положим, увеличивается угловая скорость турбины. Муфта регуля-
тора скорости поднимается вверх. Клапан подвода жидкости под
сервомотор служит опорой рычагу 4, и поэтому поднимается слив-
ной клапан. Поршень сервомотора опускается вниз и возвращает
сливной клапан в положение полного закрытия. При уменьшении
угловой скорости сливной клапан становится опорой, а открывает-
212
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
ся напорный клапан. Разница в передаточных отношениях к кла-
панам 1 и 2 может быть скомпенсирована соответствующим выбо-
ром диаметров клапанов.
Для сервомотора с двусторонним подводом жидкости потребо-
валось бы применить четырехклапанную систему.
Сравнивая клапанную (рис. 4-12) и золотниковую (см. рис. 4-3)
конструкции, видим, что первая не разгружена от давления рабо-
чей жидкости и, кроме того, знак усилия меняется при изменении
направления движения жидкости. Это введет прямую нечувстви-
тельность в систему регулирования, а также требует значительного
увеличения мощности управляющего узла Неразгруженность кла-
панов приводит к зависимости усилий сопротивления от начально-
го давления и от давления в полости сервомотора. Все это мешает
управлению и создает пока непреодолимые трудности в их исполь-
зовании в системах регулирования. Можно было применить двух-
седельные клапаны (см. рис. 3-12). Но, во-первых, они не полно-
стью разгружены и, во-вторых, не могут быть очень плотными.
Кроме того, их применение еще больше усложнило бы конструкцию
управляющего органа.
Достоинства клапанной системы — плотное закрытие и возмож-
ность открытия клапана при любом загрязнении рабочей жидко-
сти. Закрытию управляющего клапана может воспрепятствовать
загрязнение, попавшее между тарелкой клапана и седлом, но и оно
не задержит повторный подъем клапана.
Следовательно, загрязнение может только вызвать протечку
рабочей жидкости, но не выведет из строя управляющую систе-
му. Это — большое преимущество клапанного управления, ко-
торое до сих пор вызывает интерес у конструкторов и исследо-
вателей.
Рассматривая внимательно схематическое изображение клапан-
ного управления на рис. 4-12, можно заметить, что оно требует на-
личия направляющих штоков и дополнительного количества шар-
ниров. Все это снижает качество работы подобного устройства, и
поэтому в турбинной практике клапаны в этом случае обычно не
применяются.
Как можно было бы преодолеть некоторые недостатки клапан-
ного управления? Как уже упоминалось, фирмой Вестингауз трение
направляющего штока было исключено введением гибкой держа-
щей пластины 4 (см. рис. 4-11). Нами в клапанных конструкциях
управления для той же цели применялись неупругие мембраны, ко-
торые ограничивали возможность смещения клапана в радиальном
направлении, но не препятствовали его перемещению в осевом
(конечно, также на небольшую величину) без появления сил со-
противления.
Ниже (§ 7-8) дается описание клапанного управления стопорны-
ми клапанами Трубины.
золотники
213
4-6. ЗОЛОТНИКИ
Наибольшее распространение в практике турбостроения получили
гидравлические сервомоторы с золотниковым управлением. При
этом в подавляющем большинстве случаев применяются цилинд-
рические золотники.
При рассмотрении клапанного управления мы обратили внима-
ние на то, что одним из основных недостатков этой конструкции
является их неразгруженность от давления рабочей среды. Приме-
нением цилиндрических золотников эта проблема решается прак-
тически полностью. Давление жидкости на верхнюю и нижнюю
регулирующие кромки (рис. 4-13) взаимно уравновешивается. Если
длина кроющего лица золотника а равна ширине расточки в буксе
&, то в момент прекращения подачи жидкости в одну из полостей
сервомотора (например, в /), начинается подача жидкости в дру-
гую его полость II, При этом не происходит изменения статического
усилия на шток золотника. В действительности при смещении зо-
лотника из среднего положения появляется сила реакции R струи
жидкости, стремящаяся вернуть золотник в исходное положение
[Л. 7]. Эта сила, впервые исследованная А. В. Щегляевым, увели-
чивается (пропорционально изменению количества движения)
с увеличением смещения золотника, но не пропорционально этому
смещению, потому что направление и величина усредненной ско-
рости меняются. Угол а растет с увеличением регулируемого сече-
ния, и приращение составляющей R по оси золотника уменьшает-
ся. Чтобы уменьшить силу реакции, А. В. Щегляевым предложено
делать выточки в золотниках так, как показано пунктиром на
рис. 4-13. Полностью устранить силу R таким способом не удалось
[Л 21]. Сила реакции R относительно мала и зависит только от по-
ложения золотника и не зависит от направления его движения.
Поэтому эта сила не может вызвать нечувствительности регули-
рования. Ее влияние может сказаться только на положении эле-
мента управления, передающего импульс на золотник. Если зо-
лотник перемещается сервомотором с отсечкой, то влияние силы
R ничтожно. Если же импульс на золотник передается от датчика,
измеряющего величину параметра, или от сервомотора с проточ-
ным золотником, то силу R необходимо по возможности уменьшать
и учитывать при проектировании этих элементов регулирования.
Практически сила R определяется прямым взвешиванием при ис-
следовании работы опытного прототипа золотника. По опытным
данным [Л. 7] составлена эмпирическая формула, по которой можно
определить приблизительное значение силы R для золотника без
выточек диаметром 60 мм и с перепадом давления от 0,45 МПа
(4,5 кгс/см2):
R = 1,28Др°’9 Д«/°'5,
(4-30)
214
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
где Ар — перепад давления жидкости на отсекающей кромке,
кгс/см2; Ар—смещение золотника из среднего положения, мм.
Несмотря на симметричность золотника, на него могут переда-
ваться перекашивающие и прижимающие усилия.
Перекашивающие усилия передаются от серьги 5 (см. рис. 4-3),
связывающей рычаг АВС с золотником. Величина этого усилия
трудно определима, так как она в свою очередь зависит от сил тре-
ния в золотнике, которые невелики по сравнению с другими сила-
ми. Прижимающие силы на золотник могут возникнуть из-за не-
Рис. 4-13. Цилиндрический золотник гидравлического сервомотора
(а — форма золотника; б — щелевые перекрыши на регулирующем
лице золотника).
равномерности подвода жидкости по длине отсекающей кромки.
Для устранения этого недостатка ЛМЗ с давних пор выполняет
кольцевые выточки в буксе золотника, которые выравнивают уси-
лие на его кроющее лицо; глубина этой выточки (т на рис. 4-13)
около 2—3 мм для золотников большого диаметра и 0,5—1,0 мм
для золотников диаметром 20—30 мм.
Прижимающие силы на золотнике могут возникать в тех слу-
чаях, когда на направляющий поршень 1 (рис. 4-13) действует
давление жидкости. Жидкость, протекая через зазор, создает в за-
зоре прижимающее усилие [Л. 18]. По данным опыта это усилие
может быть достаточно велико. Для устранения прижимающего
усилия на поверхности направляющих поршеньков делаются ка-
навки глубиной 0,5—1,0 и шириной 1,0—2,0 мм. Эти канавки вы-
равнивают давление по окружности и тем устраняют прижимающее
усилие. Более поздние исследования показали, что прижимающие
силы возникают только при ламинарном течении (В. А. Леснов).
золотники
215
Часто золотник соединяется в одно целое с поршнем сервомо-
тора промежуточного усиления, и тогда металлические пружины
этих сервомоторов передают перекашивающие усилия на пор-
шень и золотник.
Сравнивая с этой точки зрения пружины растяжения и сжатия,
можно видеть (рис. 4-14), что при перекосах пружины сжатия по-
лучается неустойчивое равновесие. Момент Ра стремится еще боль-
ше перекосить пружину и тем увеличить момент силы. При исполь-
зовании пружины растяжения момент Ра стремится повернуть
Рис. 4-14 Самоцентрирование пружин сжатия и растяжения.
Рис. 4-15. Качающаяся опора для компенсации момента.
пружину в соосное положение с силами и тем уменьшить перека-
шивающий момент.
В конструктивном отношении пружины сжатия предпочтитель-
нее пружин растяжения, потому что предварительное натяжение
для первых не требует соответствующего пространства в корпу-
се, а для вторых такое пространство необходимо. Тем не менее все-
гда целесообразнее применение пружин растяжения.
Чтобы уменьшить величину перекашивающего момента от пру-
жин сжатия, применяют специальные качающиеся опоры [Л. 7].
Одна из конструкций такой опоры изображена на рис. 4-11, при-
меняемая в качестве опоры клапана. Применяя закаленные под-
пятник и острие опоры, можно добиться малого момента трения.
Другой тип качающейся опоры изображен на рис. 4-15. В нижней
части опоры 1 пружины 5 засверливаются по два углубления с про-
тивоположных сторон. В эти углубления вставляются шарики 3.
В промежуточном кольце 2 также засверливаются два соответст-
216
СЕРВОМОТОРЫ И золотники
вующих углубления для тех же шариков. С противоположной плос-
кости кольца 2 на оси, перпендикулярной оси первых углублений,
засверливаются еще два углубления для шариков 4. Этими шари-
ками кольцо 2 опирается на деталь основного узла конструкции
Получается своеобразный шарнир Гука. Надо иметь в виду, что
все подобные конструкции устраняют воздействие на опорную часть
только перекашивающего момента. Действие перекашивающей
силы сохраняется. Наличие перекашивающих сил вызывает по-
явление соответствующей силы трения, которая и определяет не-
чувствительность данного узла.
Как было показано выше [формула (1-24)], степень нечувстви-
тельности равна:
Согласно этой формуле уменьшения степени нечувствительности
можно добиваться двумя путями: уменьшением силы трения Т или
увеличением поддерживающей силы Р данного элемента. Оба пути
широко используются в практике турбостроения. ЛМЗ идет по
пути выбора больших значений Р. По нашему мнению, главное
внимание следует уделять уменьшению Т и только в качестве не-
обходимого резерва выбирать достаточно большие значения Р.
Сила трения может зависеть от многих случайных причин. Ее ве-
личина всегда может возрасти настолько, что даже при больших
значениях Р появится существенная нечувствительность.
Цилиндрический отсечный золотник обладает еще рядом важ-
ных свойств, которые трудно воспроизвести в клапанной системе.
В сервомоторах с двусторонним подводом жидкости (рис. 2-6) и
особенно в сервомоторах с односторонним подводом (см. рис. 4-3)
давление жидкости в их полостях не однозначно связано с поло-
жением поршня. Может изменяться сила R и могут появляться
значительной величины силы трения. Давления рх и р2 должны
отличаться от р0 хотя бы на величину запаса по перестановочной
силе. Следовательно, давления рх и р2 должны определяться соот-
ветствующим протоком жидкости, дросселируемым в проходных
сечениях золотника, и поэтому золотник не должен полностью от-
секать подвод жидкости в статике, поскольку величины pi и р2, от-
личные от ро, могут быть только при дросселировании потока.
В клапанной системе (см. рис. 4-10) в этом случае клапан 2 должен
быть приоткрыт, а для протока из-под поршня необходимо иметь
специальный небольшой сток. При этом клапан /, являющийся
опорой, не может быть открыт. И, наконец, давление под поршнем
сервомотора действует на управляющие клапаны и тем меняется
усилие, передаваемое на импульсный орган (тяга 3 на рис. 4-12).
Все эти вопросы легко решаются применением цилиндрического
золотника
ВРАЩАЮЩИЕСЯ ПОРШНИ И ЗОЛОТНИКИ
217
4-7. ВРАЩАЮЩИЕСЯ ПОРШНИ И ЗОЛОТНИКИ
Сила трения Т пропорциональна прижимающему, нормальному
к поверхности трения усилию N, т. е.
Т = fN> (4-31)
где f — коэффициент трения.
Выше были рассмотрены способы уменьшения прижимающих
усилий. Не менее эффективным может быть уменьшение коэффи-
циента трения. Еще Н. П. Петровым [Л. 19] был показан способ
уменьшения коэффициента трения — переход от полусухого трения
к жидкостному. Этот же способ может быть применен и для умень-
шения трения поршней и цилиндрических золотников. Вращая пор-
шень и подавая в зазор с торца жидкость, можно создать поддер-
живающую силу в месте расположения наименьшего зазора между
поршнем и цилиндром. Такой поршень всегда стремится занять
соосное положение с расточкой цилиндра. При наличии прижима-
ющих усилий поршень сместится из центра. Там, где будет наи-
меньший зазор 6Ь поддерживающая сила будет максимальной
(рис. 4-16), в месте расположения максимального зазора 62 будет
наименьшая поддерживающая сила. Разность поддерживающих
сил уравновесит внешнюю прижимающую силу.
Используя теорию расчета подшипника М. И. Яновского [Л. 20],
составим расчетную формулу, на основании которой можно опре-
делить поддерживающую силу в вязком клине [Л. 24].
Для вращения поршней обычно используются гидравлические
реактивные турбинки. Реакция вытекающей жидкости создает вра-
щающий момент, уравновешивающий момент сил трения. Опреде-
ляя силы трения по уравнениям М. И. Яновского и приравнивая их
вращающему моменту гидравлической турбинки, можно опреде-
лить необходимый расход жидкости по формуле
/ие (2,75+ о,1-^-)
2G = ——t (4.32)
Wu 1 \
—
\ и 2 /
где G — количество жидкости, вытекающей из одного сопла тур-
бинки; I — длина несущей части поршня; р— вязкость масла; d—
диаметр поршня; wu — окружная составляющая относительной
скорости жидкости; и — окружная скорость поршня; k2 — отноше-
ние плеч приложения силы реакции струи и силы трения; 4f=6/d—
относительный зазор.
Для создания клина в зазор должно подаваться достаточное
количество жидкости. Поэтому при использовании вращающихся
поршней приходится применять увеличенные зазоры 6. При этом
218
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
нельзя допустить, чтобы произошло касание регулирующих
поршеньков 2 о буксу (см. рис. 4-13), и поэтому увеличенные ради-
альные зазоры приходится делать по всей длине золотника.
И. И. Гальпериным было предложено выполнить на наружной по-
верхности глубокие винтовые канавки в виде многозаходной резь-
бы. Движение масла по этим канавкам должно было создать ре-
активный вращающий момент на поршне. Но при этом боковая
поверхность поршня перестала быть несущей. На малой поверхно-
сти между канавками масло почти не заклинивалось. На основа-
Рис. 4-16. Вращающийся поршень создает жидкостную пленку.
нии проведенных исследований было предложено выполнять вин-
товые канавки малой глубины (0,2—0,5 мм) [Л. 18], но достаточно
широкие (4—6 мм). Наличие таких канавок практически сохраняет
несущую поверхность поршня, позволяет подать достаточное коли-
чество масла в зазор без его увеличения и, наконец, счищает за-
грязнения, попадающие в зазор. Некоторые авторы [Л. 7] считают
особенно важным преимуществом вращающихся поршней возмож-
ность визуального наблюдения за отсутствием заеданий подвиж-
ных элементов. Думается, что эта точка зрения неправильна.
Необходимо иметь надежную систему регулирования, которая не
требовала бы систематического наблюдения за ее работой. Иначе
бесцельно применение автоматики, для ухода за которой необхо-
дим персонал более высокой квалификации.
Вращающиеся золотники впервые были применены фирмой
Вестингауз [Л. 21], использовавшей для этой цели активную гид-
равлическую турбинку. Эта конструкция была повторена нами
с некоторым усовершенствованием: было использовано два сопла
вместо одного, чем исключалось прижимающее усилие на золотник
САМОЦЕНТРИРУЮЩИЕСЯ ПОРШНИ
219
[Л. 23]. Реактивные гидравлические турбинки для свободно пла-
вающих поршней были применены фирмой Сименс — Шуккерт.
Впоследствии они применялись И. И. Гальпериным и другими при
конструировании гидродинамических систем регулирования. Ме-
ханический привод вращающихся золотников использовался фир-
мой Тома [Л. 36].
Вращающиеся поршни целесообразно применять только для
сервомоторов с гидравлической пружиной. Вращение поршней, на-
груженных металлическими пружинами, требует применения спе-
циальных подпятников, что значительно снижает надежность и
эффективность их работы. Для вращения поршней лучше использо-
вать тот поток масла, который подается для управления движе-
нием поршня, иначе потребуется большой дополнительный расход
рабочей жидкости. Поддерживающая сила прямо пропорциональ-
на вязкости жидкости, поэтому вращающиеся поршни целесообраз-
но применять главным образом в масляных системах регулирова-
ния или при использовании других жидкостей с достаточно боль-
шой вязкостью.
При использовании вращающихся поршней в гидравлических
•системах с жидкостью малой вязкости для создания достаточной
поддерживающей силы приходится увеличивать окружную скорость
поршня, что приводит к повышенному расходу жидкости.
Момент действующих сил во вращающихся поршнях должен
рассчитываться на случай трогания с места, т. е. на условия полу-
сухого трения, иначе такой поршень не начнет вращаться. Опре-
делив по условию трогания с места (полусухое трение) вра-
щающий момент и соответствующий расход жидкости, можно оп-
ределить ту окружную скорость, которая будет у поршня, когда
сила трения уменьшится до величины вязкого трения (при вра-
щении жидкость будет заклиниваться в зазор).
4-8. САМОЦЕНТРИРУЮЩИЕСЯ ПОРШНИ
Поддерживающая сила, отжимающая поршень от стенки цилинд-
ра, может быть создана и иным способом [Л. 22]. На поверхности
поршня по сторонам равностороннего вписанного многоугольника
располагаются специальные углубления (рис. 4-17, а), сообщаю-
щиеся с напорной полостью отверстиями f0 малого сечения. Из
углублений жидкость вытекает через зазор по периферии этого
углубления в сторону пониженного давления. С той стороны, где
на поршень действует рабочее давление р0, на поверхности порш-
ня делается дренажная канавка а, сообщенная с полостью пони-
женного давления Эта канавка исключает попадание в центриру-
ющее углубление жидкости из напорной полости через зазор. Если
поршень сместится из соосного расположения с цилиндром, то
220
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
в том углублении /, которое расположено со стороны меньшего за-
зора 61, давление pi повысится из-за увеличенного сопротивления
вытеканию жидкости. С противоположной стороны давление рп
в углублении // понизится соответственно уменьшению сопротив-
ления вытеканию. Разность pi—рп, преодолевая внешнее прижима-
ющее усилие, отодвинет поршень от стенки, и в зазоре будет жид-
кость, трение о которую во много раз меньше полусухого трения.
Детальные исследования самоцентрирующегося поршня позво-
лили вывести расчетное уравнение [Л. 22].
Рис. 4-17. Самоцентрирующий поршень (а — поршень; б — сменный дроссель)
Рассчитывая движение масла через сечение /о и зазор 6, можно
положить, что в первом случае движение явно турбулентного ха-
рактера, а во втором — ламинарного. Поэтому расход масла через
отверстие fo можно определить по формуле
Q! = afo]/^yApi. (4-33)
Поток жидкости через зазор 6 при ламинарном движении опре-
деляется по уравнению
^ = 7^7^’ (4-34)
где р, — динамический коэффициент вязкости; П — периметр
САМОЦЕНТРИРУЮЩИЕСЯ ПОРШНИ
221
щели; I — усредненная длина щели, подсчитывается с учетом
встречных потоков масла из соседних камер.
Обозначим: давление рабочей жидкости перед поршнем ро,
давление в камере рл давление за поршнем рСл. Тогда
АР1 = Ро — Рь Ьрг = р(— рел.
По уравнению неразрывности потока масла можно написать:
Q1 = Q2; a/о у (Ро — Pl) = (Pl—Рсл),
откуда
Р,~
(4-35)
где
в =
V
Индексом i обозначается номер углубления и соответствующий
зазор 6$.
Давление в углублении в значительной степени зависит от зазо-
ра, через который масло вытекает в сливную камеру. Чем больше
зазор, тем меньше давление
Для большей общности выразим Pi и бг- в относительных вели-
чинах, первое по отношению к р0, второе — к б0. тогда
/--------------
1 _Рсл
Pi __ В I g___________Ро | |_____। Рсл
Ро 2р0 I В 2ро ро
f 2р0
Обозначив комплекс $=В!%ръ, получим:
(4-36)
На рис. 4-18 приведен график зависимости p«/po=f(₽) при
Рсл/ро=О, из которого видно, что если вначале изменение pilpo
идет быстро, то при приближении р к единице увеличения pilpo
становится менее интенсивным Чтобы определить более четко
влияние изменения зазора (при смещении поршня внутри расточки
цилиндра), преобразуем коэффициент В, введя относительную ве-
личину бг/бо — отношение данного зазора б, выхода жидкости из
222
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
центрирующей камеры к полному зазору 60 на диаметр (когда
поршень прижат к стенке цилиндра); тогда
в = 2g / 12Zpcxfo у / М6 = в /_6о у
Т \ до /7 J j Д di J
Соответственно $о = Во/2ро\ ₽ = ₽о(бо/дг)6.
Центрирующая сила (при четном числе углублений), действу-
ющая на поршень, равна разности сил, действующих на противо-
положные углубления. Когда поршень прижат к одной стороне в
Рис. 4-18. Зависимость gi/po = f(₽)-
Рис. 4-19. Центрирующая разность давлений Др = Р1—Рг/Ро в зависи-
мости от радиального смещения поршня.
той камере, где di = di = O, то Рг = Р1~Ро, а в противоположной ка-
мере бг/д0 = д2/д0=1. При дг/д0=1/2 усилия в противоположных ка-
мерах одинаковы и разность сил, действующих на поршень,
равна нулю.
Подсчитаем разности сил, пропорциональные Ap=Pi/Po—
—pdpQjWin различных значений Ро и 6г/6о- Соответствующие графики
(при условии Рсл = 0) нанесены на рис. 4-19. Анализируя получен-
ные графики, видим, что при Ро = О,1 центрирующая сила при пол-
ном прижатии поршня (дг/до= 1) превосходит pi/po=^fi- Если за
САМОЦЕНТРИРУЮЩИЕСЯ ПОРШНИ
223
расчетную величину принять рг7ро = О,4, то тогда при р = 0,1 зазор
в расчетном состоянии составит бг/бо=О,2, а при 0 = 0,01—б</6о =
= 0,4. Выбор рабочего зазора определяется качеством обработки
поверхностей поршня и цилиндра. Этот зазор должен быть больше
суммы неровностей обеих соприкасающихся деталей.
При использовании такого поршня в водяных системах регули-
рования следует учесть, что вязкость воды примерно в 30 раз мень-
ше вязкости масла и поэтому даже в зазоре будет турбулентный
поток. Постоянная пульсация поршней дополнительно турбулизи-
Рис. 4-20. Зависимость перепада давлений в центрирующих камерах
от радиального смещения поршня при турбулентном и ламинарном
потоках в сопротивлениях на входе и выходе из камер при различ-
ных значениях коэффициента.
рует течение жидкости. Если принять, что поток будет чисто тур-
булентный, то тогда расход Q2 можно выразить зависимостью
<?2 = 6/7
1/ — Др2 ,
I 7
(4-37)
и уравнение неразрывности примет вид:
Qi = Q2; af0 1/ Др, = а, 6/7
224
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
или
а/о |/у (Ро —Р/) = “1ЬП (Pi — Рсл).
откуда
! + /а1 6/7 V Рсл 1 + / а1 б0 77 |2 / А У /Рсл\
Pi _ \ а/о ) Ро _ \ <Уо / \ $о / \ Ро )
р0 [а^ПХ ' /а1д0Л\а/ 6М2 *
\ а/0 ) М a/о Л б0;
В данном случае разность pi/po—р2/ро может быть представле-
на в относительно простом виде, если принять рСл = 0:
Р1___Р2 == ____1_____________1_____
Ро Ро I.-L/Af 1 . _L/AV *
Ро Uo / Ро U /
С достаточной степенью точности можно пренебречь членом, в ко-
торый будет входить произведение (61/б0)2 (62/60)2- Тогда (имея
в виду, что 61/60+62/60=1)
62 6j
Коэффициент при (6г/60)2 обозначен 1/Ро, потому что по отно-
шению к 6о его величина обратна по сравнению с коэффициентом
в предыдущих выводах.
На рис. 4-20 приведен график зависимости р{—Рг/ро = /(6i/60)
при различных значениях 0О. Характер зависимости рх—р21рп=
= /(61/60) примерно одинаков как для масляных систем регулиро-
вания, так и для водяных.
Обращает на себя внимание то обстоятельство, что уменьшение
Ро или, иначе, увеличение бо увеличивает центрирующую силу, но
ее приращение при приближении поршня к стенке цилиндра даже
несколько уменьшается с уменьшением Ро. По рис. 4-19 при р = 0,1
перемещение поршня из положения 6i/6q = 0,9 в положение 61/60=
= 1,0 изменяет приращение Api—р2/ро на 0,1. При ро = О,ОЗ то же
перемещение поршня приводит к изменению относительного цент-
рирующего перепада давления на 0,08. Примерно такое же соот-
ношение и для воды (рис. 4-20). При заданном значении р\—р^ръ
увеличение зазора приближает ось поршня к оси цилиндра и, сле-
довательно, абсолютное значение наименьшего зазора резко воз-
растает. Как уже упоминалось, трудно точно определить те воз-
можные усилия, которые действуют на поршень перпендикулярно
его оси, поэтому, если в практике эксплуатации будут обнаружены
САМОЦЕНТРИРУЮЩИЕСЯ ПОРШНИ
225
натиры на поверхности поршня, достаточно несколько увели-
чить зазор и это приведет к устранению касания поршня о ци-
линдр.
Чтобы сравнить центрирующие усилия для условий работы ре-
гулирования на масле и воде, воспользуемся примером, разобран-
ным в книге «Гидродинамическое регулирование паровых турбин»,
В примере принято: 6о = О,12 мм; /0= 1,77 мм2. Периметр центриру-
ющего углубления 77 = 92 мм; ц = 0,23-10~2 кгс/мм2; ро = О,7 МПа
(7 кгс/см2).
Для данного случая ро = О,455. Для тех же размеров центриру-
ющего углубления и подвода жидкости р для воды
₽о = (-Ы-
\«i о0Л/
Принимаем а = аь тогда
( 1,77
0,12-92
2
= 0,026.
Подсчитываем максимальный перепад давления, когда pdpo=\<
Для масла
п с.к цнтелыю,
= 0,455
Ро
— 0,6 = 0,1.
= 0,6
Для воды
/ Р1 — Ра \ _ 1
\ Ро /макс 0,026 - г 1
т. с. центрирующая сила больше чем вдвое превышает центрирую-
щее усилие на масле.
При применении самоцентрирующихся поршней в масляных
системах регулирования вместо простого сверления можно приме-
нить дроссель в виде винтовой канавки достаточно большой длины
(лучше всего в виде двухзаходной резьбы, вставленной в цилинд-
рическое гладкое отверстие).
Тогда поток в таком канале будет иметь ламинарный харак-
тер, и уравнение неразрывности можно написать в виде
6\ П л4/з
12/ц ^Pi ~~ Рс^ “ 128/1 ц. — Р^'
1 5- 730
226
СЕРВОМОТОРЫ И ЗОЛОТНИКИ
откуда
1 /3,4/^U.
Pi _ \ / Ро
Ро ( 3,41.П&\
1 + ---1—
\ Id3 /
t । /з.4/глбП/бЛ3Рсл
----к—------Zk б« I Ро . (4-40)
/з,4/,лб3\/ б, V
+ \ Id3 Д бо )
Центрирующая разность давлений нанесена пунктиром на гра-
фиках рис. 4-20. До значения р0 = 0,2 графики еще имеют неболь-
шое отличие, а при р0<0,2 полностью совпадают Но надо иметь
в виду, что значение р0 отличается от того, которое принимается
для воды.
Подсчитаем £о для того же примера, что и в предыдущем
случае:
₽о = -^ = -Ь5!^==0,94,
3,4/, /7б§ 3,4-92.0,123
где ///1 = 0,15.
При 62/6о=1;
=--------- = 0,484; Р1~Р2 = 0,516.
Ро . 1 Ро
*0,94
Сравнивая с предыдущими расчетами, видим, что при лами-
нарном потоке масла и в подводящем сверлении можно значитель-
но увеличить центрирующую силу, но она все-таки будет меньше,
чем для воды.
Многолетний опыт эксплуатации таких поршней подтвердил
эффективность их работы. Обычно конструкция этих поршней кри-
тикуется с тех позиций, что при засорении одного из отверстий
поршень будет прижимающимся, а не центрирующимся. Это верно,
но необходимо помнить следующее. Поршень прижмется к стенке
цилиндра тем углублением, в котором засорено отверстие fo; в
этом углублении будет давление, равное давлению в сливной по-
лости. Прижиматься поршень будет усилием, определяемым дав-
лением в противоположном углублении, а это давление будет ми-
нимальным, поскольку зазор б максимальный. При правильном
расчете такого поршня трение в приведенных условиях будет не
больше трения обычного поршня. Однако это является некоторым
недостатком поршня. Этот недостаток был бы непреодолимым,
если бы в отверстиях fo происходило постепенное отложение солей
или механических примесей. Многолетний опыт показал, что этого
не происходит. Засорение отверстий fo может произойти только при
попадании в них твердых кусочков Чтобы полностью исключить
такую возможность, рекомендуется, во-первых, иметь по два от-
САМОЦЕНТРИРУЮЩИЕСЯ ПОРШНИ
227
верстия в каждом углублении с суммарным сопротивлением, рав-
ным расчетному значению fo*, во-вторых, целесообразно на пути
потока жидкости в центрирующие углубления ставить специаль-
ные сетки или щелевые фильтры, исключающие попадание твердых
частиц большего размера. Можно рекомендовать следующую тех-
нологию выполнения отверстия (см- рис. 4-17,6) f0. В двух проти-
воположных углублениях сверлится отверстие относительно боль-
шого диаметра и нарезается резьба. В это отверстие ввертывается
стержень, на поверхности которого прорезаются две продольные
Рис. 4-21. К определению сопротивления серповидной щели.
канавки малого сечения. Стержень расклепывается так, чтобы про-
рези остались свободными. Одновременное засорение двух отвер-
стий в одном углублении маловероятно. Следует отметить, что ве-
тчина отжимающей силы самоцентрирующегося поршня относи-
тельно мало зависит от вязкости жидкости и определяется только
располагаемым перепадом давления и зазором между поршнем
и цилиндром.
Неравномерность движения вязкой жидкости в зазоре между
поршнем и буксой создает неуравновешенную силу, прижимающую
золотник к стенке буксы.
Появление такой силы можно косвенно объяснить изменением
сопротивления щели при смещении поршня из соосного положения
с расточкой цилиндра
На рис. 4-21 схематически изображены сечение поршня и рас-
точки цилиндра перпендикулярно его оси.
При ламинарном потоке в зазоре расход через щель можно
определить по формуле
<2 =
жг
Др.
15*
228
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
Чтобы определить количество жидкости, протекающей через
зазор при эксцентричном расположении поршня, напишем выраже-
ние для элементарного расхода через площадь dF:
dQ = 6? 6, 7?dp = б? dp.
12/g * г 12/ц г
Величина 6; зависит от угла р. Спроектируем г и а на направ-
ление R, тогда можно написать:
R = fy + г cos у + tzcosp.
При достаточно малой величине угла у можно считать:
г cos у » г,
тогда
R = + г + a cos р,
откуда
fy = _ r _ acosp = — — acosp — — fl — — cos р].
2 2 L бо J
Подставим значение бг- в выражение для dQ
dQ=-^t— 1— V C0S₽ ]d$ = K I—T"C0S₽
96/p, \ o0 / \ o0 /
Возведем в степень выражение в скобках
dQ = К Г1 — 1 2 (— cos р + 6 f — I cos2 р — 8 f cos3 pl dfi
L \ 6o / \ Oo / \ o0 / J
Проинтегрируем полученное равенство. При этом надо иметь
в виду, что
J cosp dp = sin р + С;
Jcos2p d Р = уР + ysin2₽ + C;
J cos3£с/р = ^cos20cospdp = J [1 — sin2pic!(sinP) =
= sinp---^-sin3P + C;
Q^2K\ (p-12(-^)2sinp + 6(^-y^-P + 4-sin2p)-
Il \ Oo / \ o0 /\ 2 4 j
о
ПЛОСКИЕ ЗОЛОТНИКИ
229
При подстановке пределов видим, что все члены, включающие
значение синусов угла 0, превращаются в нуль, и поэтому интеграл
будет равен:
Q = 2/сГл +
L \ о0 / 2
При а=0
Q = 2л/С;
при а=8о/2
Q1 = 2K~n,
откуда
— = 2,5,
Q
I. е. сопротивление потоку при эксцентричном расположении порш-
। н 2,5 р-1 ш меньше, чем при концентричном.
Поэтому поршень будет стремиться занять положение с наи-
меныпнм сопротивлением потоку, что будет происходить под дей-
iiiiicm неуравновешенных сил в зазоре.
4-9. ПЛОСКИЕ ЗОЛОТНИКИ
При конетр пр« г ниш ипоматичсских устройств нашли примене-
1ин плосмп < >.к> i пики особой конструкции. В цилиндрических зо-
KHiniisax гидравлические . илы в шимно уравновешиваются на их
поверхности Можно чи» силы уравновесить механически, если
только при этом не будет возникать сил трения. Подобные методы
были рассмотрены нами в разделе «Передаточные механизмы».
Вредные усилия воспринимаются упругими или неупругими эле-
ментами. Движение узла осуществляется воздействием, направлен-
ным перпендикулярно вредным силам. На рис. 4-22 изображены
две конструкции подобного типа золотников. Неуравновешенные
усилия, перпендикулярные кроющей плоскости золотника 7, вос-
принимаются стойками 2. При выполнении золотника по типу, по-
казанному на рис. 4-22, в, стойки 2 работают на продольный изгиб
И поэтому их длина ограничена критическим значением усилия.
Управляющее действие передается по тяге 4. Выполняя стойки 2
плоскими, можно получить относительно малую их жесткость в по-
перечном направлении. Стойки упругие, и поэтому их жесткость
должна учитываться при расчете элемента, передающего управля-
ющее воздействие на этот золотник. Преимущество этой конструк-
ции заключается в том, что опорные стойки и управляющий при-
230
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
вод расположены в сливной полости, что удобно в конструктивном
отношении.
Второй вариант конструкции плоского золотника изображен
на рис. 4-22, б. В этом случае кроющая плоскость 1 нагружена
напорным усилием так, что стойки 2 растянуты При растяжении
напряжения в подвесках 2 определяются только их сечением
Можно выбирать произвольную длину подвесок и выполнять их
плоскими — большой ширины и малой толщины, можно силу со-
противления управляющему воздействию практически свести к
Рис. 4’22. Плоские золотники в сливной («) и в напорной (б) по-
лостях.
нулю и тем исключить влияние сопротивления золотника на преды-
дущее звено регулирования.
Достоинство данной конструкции золотника — независимость
его действия от гидростатических сил, полное исключение сил тре-
ния с сохранением всех преимуществ обычного цилиндрического
золотника. Недостаток конструкции плоского золотника прежде
всего в громоздкости, кроме того, его работа зависит от темпера-
туры рабочей среды. Зазор б должен быть по возможности малым.
При изменении температуры рабочей среды меняется температура
стоек 2, что приведет к изменению зазора б и, возможно к заклини-
ванию золотника. Чтобы свести к минимуму влияние температуры
среды, можно рекомендовать закрепление стоек 2 в специальной
конструкции 5 (см. вид сбоку на рис. 4-22), выполненной из того
же материала, что и стойки 2, и достаточно жесткой, чтобы не
влиять на перемещение золотника 1.
Привод к золотнику и в варианте рис. 4-22, б можно располо-
жить в сливной камере, но это вызовет дополнительное усложнение
конструкции. Попадание загрязнений в зазор приводит к появле-
нию нечувствительности и даже к заклиниванию. В этом отноше-
нии плоский золотник не надежнее обычного, цилиндрического,
ПЕРЕКРЫШИ ЗОЛОТНИКОВ
231
4-10. ПЕРЕКРЫШИ ЗОЛОТНИКОВ
Скорость движения поршня сервомотора пропорциональна площа-
ди открытия окон золотника (2-48). При сбросах нагрузки необхо-
дима максимальная скорость движения, при набросах — меньшая.
На систему регулирования (включая и объект), кроме необходи-
мых импульсов, действуют всевозможные случайные возмущения:
колебания параметров пара, колебания давления рабочей среды,
пульсация импульсного давления и т. п.
К группе случайных возмущений не относятся аварийные нару-
шения в работе системы регулирования. На такие возмущения
система должна реагировать так, чтобы исключалось повреждение
объекта регулирования.
Случайные возмущения обычно малы по амплитуде, в против-
ном случае их амплитуда должна быть уменьшена специальными
мерами, бе чего работа регулирования недопустима. Желательно,
чин и (лучинные возмущения по вызывали смещения поршня глав-
| | • рг Moinpj (перемещающего регулирующие клапаны). В та-
| | м случае hi ie.v .. iu/khiihk—сервомотор становится как бы
ф| р"М, ч ’] < г рьн не проходят случайные возмущения. Пол-
п гыо иск ночи I B.iioiHiiv случайных возмущении трудно. Проще
। p.niirni 11. нк воздействие минимально допустимым отклонением
главного сервомотора, что пе вносит существенных нарушений в
основной процесс работы объекта регулирования.
Предположим, что допустимое отклонение главного сервомо-
тора равно цд. По уравнению (2-75) (см. рис. 2 18)
Ид==1 ^dt'
В данном случае времена /2 и определяются условием о = 0,
т. с. возвращение к установившемуся состоянию системы. Следова-
тельно, 2(/2—/1) —период колебаний золотника. Анализируя при-
веденное равенство (2-75), можно заключить, что малое отклоне-
ние поршня сервомотора цд может быть только в случае малых
величин разности /2—ti, малых о и больших Тс. Первое условие
можно расшифровать так: при большой частоте колебаний, т. е.
при (t2—Л)->0, поршень сервомотора не будет перемещаться. Вто-
рое условие требует снижения амплитуды возмущающих воздей-
ствий на золотник и, наконец, третье — большого времени Тс или,
иначе, малого количества рабочей жидкости, подаваемой в серво-
мотор. Время Тс [равенство (2-51)] при прочих равных условиях
определяется площадью открытия окон в золотнике Ь\у. При сбро-
се нагрузки необходимо иметь 7с->0, в данном случае желательно
иметь Тс^>0. Но при сбросах нагрузки отклонение золотника
велико, а при случайных возмущениях Ду ограничено допустимой
232
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
их амплитудой. Это условие и может быть использовано для реше-
ния поставленной задачи. В пределах малых отклонений Аг/ можно
выполнить малой ширину окон &, при больших отклонениях шири-
на окон выбирается равной nd3i где d3— диаметр кроющего лица
цилиндрического золотника. Соответствующая конструкция крою-
щих кромок изображена на нижнем лице золотника (см. рис. 4-13).
Подбирая число и ширину запилов, можно добиться получения
любого времени Тс, при движении золотника в пределах перекры-
ши А. Величина А выбирается соответственно амплитуде случай-
ных возмущающих воздействий. Для расчета можно принять, что
золотник мгновенно отклоняется на величину Ar/i (амплитуда воз-
мущений) и это отклонение держится в продолжение /2—/ь тогда
н =
Д Аймаке с
По амплитуде Дг/i и полупериоду /2—Л возмущений, выбрав
допустимое р,д, можно определить Тс, а по нему и ширину запилов
nb\ (где п — число запилов на кроющей кромке).
Все рассуждения проведены для условий среднего расположе-
ния золотника при установившемся состоянии регулирования, т. е.
когда кроющее лицо золотника симметрично расположено относи-
тельно выточки в буксе. В действительности золотник и при уста-
новившемся состоянии регулирования обычно смещен из среднего
положения. Это определяется соотношением утечек через неплот-
ности сервомотора и золотника.
Рассмотрим сначала сервомотор с отсечным золотником, но с
односторонним подводом жидкости (см. рис. 4-3). Уравнение равно-
весия сил, действующих на поршень сервомотора, имеет вид (4-4)
cz — р2 F — R = 0.
При данном положении поршня сервомотора z величина внеш-
них усилий R вполне определенная и поэтому определенным долж-
но быть давление масла р2. Предположим, что через неплотности
поршня вытекает количество масла Qy. Длина перекрыши с напор-
ной стороны Ан и со сливной Ас. Зазор на радиус равен 6/2. При
этих условиях уравнение неразрывности потока через золотник и
сервомотор при установившемся состоянии будет (при ламинар-
ном движении жидкости в зазоре):
k (Ро — р2) 63 = &63 р2 । q
Ан Ас
где k — коэффициент пропорциональности.
Утечка Qy также пропорциональна р2, и поэтому можно напи-
сать:
Qy — г7/92.
ПЕРЕКРЫШИ ЗОЛОТНИКОВ
233
Следовательно,
k (Ро — р2) + ар2 =
дн дс
ИЛИ
aJ-Pl __ фз =
\ Рг / Дн Дс
И, наконец,
/ Ро | | 1 = 1 .
\ р2 ' Дн Дс №
Рг
(4-41)
Как видно из уравнения (4-41), практически никогда не бывает
равенства ДЛ = ДС. Даже при отсутствии утечек через уплотнения
поршня (а-0)
Дн /м ।
А(. р
Го п.ко при /л> бу i 1 \п=Дс. Чем больше открытие кла-
п.иг в чсм\ ••пычпо соответствует р2->р2Макс> тем больше Дс и мень-
ше \|(, г. с. юлотннк смещается вниз (см. рис. 4-3) из среднего по-
ложения п при сбросе нагрузки он должен пройти путь больше рас-
четною (Дц = Дс), прежде чем откроется окно максимальной шири-
ны. Это затормозит движение системы регулирования и ухуд-
/ А Дн Н~ Дс \
шит фильтрующие действия золотника I поскольку Дс <—“—Ь
Для того чтобы вернуть золотник в среднее положение, целесооб-
разно подвести в сервомотор жидкость помимо отсечных кромок
золотника (см. пунктирный канал 3 на рис. 4-13). Количество под-
водимой жидкости можно определить опытным путем по измере-
ниям положения золотника при разных величинах нагрузок
агрегата. Если при р2макс золотник будет находиться в среднем
положении, то при уменьшении р2 (и соответственно нагрузки) зо-
лотник будет смещаться вверх. Следовательно, чем меньше нагруз-
ка, тем выше будет стоять золотник и тем больше будет быст-
родействие системы регулирования. Иначе говоря, чем больше
нагрузка, тем меньше быстродействие, что не отвечает требова-
ниям эксплуатации, поэтому желательно стремиться к малым пе-
рекрышам и как следствие большей жесткости выключения сер-
вомотора.
Для сервомоторов с двусторонним подводом жидкости влияние
псрекрыш усложняется. Уравнение равновесия сил, действующих
па поршень сервомотора (4-1),
Pi f2 —Pl Fl = R
16—730
234
СЕРВОМОТОРЫ и золотники
или
Введя те же обозначения перекрыт, что и в первом случае, до-
полнив индексами 1 и 2 величины, относящиеся к управлению дав-
лением р\ и р2, получим:
дз дз дз дз
k(p0—= k(p0—p2)-^- = kp2f-.
Л1Н ^1С ^2Н ^20
Перетечками жидкости через неплотности поршня сервомотора
пренебрегаем. Отсюда
Ащ_____Ро ।. А2н . Ро ।
Aic Pi А2с р2
Определяя из этих уравнений pi и р2, получаем:
Pi = Ро А 11СА '; р2 = р0 • (4’42)
А1с ~~ Дщ Аге “Ь Дгн
Подставим значения рг и р\ в уравнение равновесия сил
----Fp0-^— = R.
^2С ‘Г ^2Н *ic "г ^1н
Имея в виду, что Fb F2, ро, Аю+Ащ и Агс + Дгн— величины по-
стоянные, и принимая Aic + Aih=A2c + A2h=Ac + Ah, получаем:
Р Д _____Р Д _ (Ас + Ан)
г 2 П2с -1 1 п1с — •
Ро
Положения перекрыши Дю, Аге и Ащ, Агн симметричны относи-
тельно подвода жидкости к золотнику, поэтому уменьшение одной
из перекрыт в точности равно увеличению другой, т. е., например,
если А1с = Ас—Аг/, то A2c = Ac + Af/ и соответственно Д1Н=Ан+А*/
и Д2с = Ан—Ау, где Ас — перекрыта при среднем положении зо-
лотника.
Подставляя значения перекрыт в предыдущее равенство, по-
лучаем:
F2 (Ас + \у) - Fr (Дс -Др) = *<Де + Д”) ,
откуда
&у + F0 + дс (Г2 - Л)=
Ро
ИЛИ
д_____ R (Ас ~4~ Ан) __д F2 Fi
y-Po(F2 + Fi) CF2 + F!
(4-43)
ПЕРЕКРЫШИ ЗОЛОТНИКОВ
235
Из этого уравнения видно, что при всех изменениях внешних
воздействий (7? и ро) золотник и в этом случае смещается из свое-
го среднего положения. При неодинаковых значениях F2 и зо-
лотник можно вернуть в среднее положение при какой-то нагрузке
(значение 7?), подобрав Дс так, чтобы Az/ = O.
Принимая Дс + Дн=Дю + Дщ= const, можно произвольно менять
давление pi и соответственно р2, меняя соотношение Дс/Дн. Чем
больше перекрыта Дс со сливной стороны, тем больше уровень
давлений р\ и р2 [см. равенства (4-42)] при сохранении неизмен-
ными внешних усилий 7?. Какой же уровень давлений целесообраз-
но выбирать?
Рассмотрим движение поршня сервомотора (рис. 2-6) вниз, в
сторону закрытия клапанов. При движении золотника вверх при
\|,>Ас сначала откроется слив из нижней полости и только позд-
нее— подвод в верхнюю полость. Давление р2 начнет уменьшать-
ся, и поршень сервомотора будет двигаться вниз. Движение будет
медленным, потому что оно происходит только за счет заполнения
н< рхнен полости потоком, определяемым изменением утечек через
to.ioi нк н поршень. Как только /\у станет равно Дн, скорость дви-
жения увеличится.
I о ня лотннке выполнено неравенство ДС>ДН, то при том
II травлении его движения сначала откроется подвод жидкости
। верхнюю полость сервомотора. Давление рь а с ним и р2 подни-
м 1ч, 1ВИЖГНИГ поршня затормозится из-за сопротивления сливу
• । н in н пп । н । полосгн сервомотора. После того как насту-
пит момент V/ V , ыклеппя р п р\ начнут уменьшаться и пор-
niviir. бьь ।ро ион и ши! В пом < iyi. произойдет всплеск давле-
। ||/> и ,Р1 при мерно 1 >начального давления ро. Этот своеобразный
гидравлический удар, воздействуя на золотник (как показы-
иаег опыт), затормозит его движение и только после достижения
равенства р2 и ро сервомотор начнет двигаться вниз. При этом про-
изойдет перерегулирование, и при малых возмущениях возможны
незатухающие колебания золотника, а с ним и сервомотора. Это
явление было обнаружено при создании одной из систем гидроди-
намического регулирования и было детально исследовано Г. А. Ки-
ракосянц [Л. 26]. В результате этих исследований было показано,
что целесообразнее иметь AH>AC. При этом уровень давлений р2
и pi будет малым (4-42). Тот же вывод будет при условии ДС = АН,
но при разном числе запилов. Следует делать число запилов боль-
ше со сливной стороны.
Детальное теоретическое и экспериментальное исследование
влияния перекрыт на работу сервомоторов было выполнено
В. С. Немировым [Л. 27], но пропагандируемые им перекрыши с
заточками (см. рис. 4-13,6) глубиной около 0,2 мм едва ли целесо-
образны из-за возможности заклинивания в них твердых частиц
относительно больших размеров.
16*
5
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ
РЕГУЛИРОВАНИЯ
5-1- НАСОСЫ ЗУБЧАТЫЕ ИЛИ ВИНТОВЫЕ
До последнего времени в системах регулирования паровых турбин
в качестве рабочей жидкости использовалось масло. Применение
масла давало ряд преимуществ. Масло несжимаемо, и поэтому пе-
редача импульса по масляным линиям должна происходить без
искажений по амплитуде и фазе. Само рабочее тело смазывало
трущиеся пары и тем уменьшало нечувствительность регулирова-
ния. Масло неагрессивно по отношению к металлам, и поэтому эле-
менты регулирования могут выполняться из обычных материалов.
Не менее важно объединение подачи масла в систему регули-
рования с маслоснабжением подшипников агрегата. Последнее
осуществляется наиболее надежными способами, что повышает и
надежность регулирования. Прекращение подачи масла в подшип-
ники хотя бы на несколько секунд приводит к их расплавлению
Последствием такой аварии обычно бывает разрушение уплотне-
ний и необходимость перецентровки агрегата.
В прежних конструкциях паротурбинных агрегатов для подачи
масла использовались зубчатые насосы. Их конструкция хорошо
сочетается с конструкцией ротора турбоагрегата. Легко выполнить
передачу движения от вала турбины к валу насоса в виде простых
шестеренчатых передач. Зубчатый насос, как и всякий насос объ-
емной подачи, обладает свойством самовсасывания. Свойство это
определяется тем, что напорный маслопровод 3 (рис. 5-1) всегда
механически разобщен со всасывающим трубопроводом 2. При на-
чале движения, когда насос 1 и трубопроводы 3 и 2 заполнены воз-
духом, насос откачивает воздух из всасывающей линии 2. В ли-
нии 2 создается разрежение, величина которого зависит только от
плотности насоса 1. При относительно малой длине трубопровода
(предельная высота всасывания с учетом сопротивления линии
около 10 м) и атмосферном давлении масло заполнит линию 2 и на-
сос. Для такого насоса неопасно попадание воздуха во всасываю-
щую линию, что, безусловно, повышает надежность его работы.
Объемная производительность такого насоса прямо пропорцио-
нальна угловой скорости зубчатых колес, поэтому при остановке
или пуске агрегата, когда угловая скорость мала, производитель-
ность насоса недостаточна для нормальной подачи масла в под-
НАСОСЫ ЗУБЧАТЫЕ ИЛИ ВИНТОВЫЕ
237
шипники. Для таких случаев каждая турбинная установка снаб-
жается пусковым и аварийным насосами. Первый — с приводом от
электромотора переменного тока или паровой турбины малой мощ-
ности, второй — от мотора постоянного тока. Аварийный насос по-
дает масло только в систему смазки. В практике эксплуатации бы-
вают случаи, когда при остановке агрегата отказывают все вспо-
могательные масляные насосы, и тогда главный масляный насос,
приводимый в движение от вала турбины, обеспечит смазку под-
шипников постепенно уменьшающимся, но более или менее доста-
точным количеством масла и остановка ротора произойдет без
серьезного повреждения вкладышей подшипников. Это важное
свойство зубчатых насосов (или винтовых, обладающих теми же
свойствами), приводимых в движение от вала агрегата, сохраняет
за ними право применения для агрегатов малой мощности.
Характеристика Qp такого насоса изображена на рис. 5-2. При
неизменной угловой скорости насоса его объемная производитель-
юсть пн к,! та и не зависит <>т сопротивления на выходе, т. е. ха-
р.н ( piicrniw Qp — вертикальная липни и ()Qo/dp = O. Действитель-
। х 1р.н герце мн a ihmmi 1м отличается от теоретической из-за
in и- на .шип м.з л внутри насоса. Ес примерная форма изображе-
- на рис 5 2 пунктирной кривой. При изменении сопротивления
и. выходе из насоса (Qxi) его производительность Q остается не-
н м< иной, а давление на выходе изменяется соответственно изме-
нению сопротивления линии нагнетания. Возможная схема пита-
ния от такого насоса изображена на рис. 5-3. Насос 1 подает масло
1 золотник 2 системы регулирования и через дроссель постоянного
сечения 5 в систему смазки. При установившемся движении агре-
гата, когда золотник 2 находится в среднем положении, почти все
количество масла идет через дроссель 5. Обозначив проходное се-
чение дросселя fo и пользуясь обозначениями давлений по рис. 5-3,
м жом написать:
Qh = rfo (рЯ — Рс) ,
I у
откуда
(5-1)
\ «/о / 2g
Давление рс в системе смазки можно выразить через суммар-
ное приведенное сопротивление системы смазки fc
Qc=«lfcl/ — Pc = Qh,
Г Т
откуда
\«М 2г
238
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Подставляя значение рс в уравнение (5-1), получаем:
р„ = (-25-1)2 JL +1JkVJL = $ Л Г_1_ 4----------1—1. (5-2)
\afoJ 2g Ui/с/ 2g 4 2g L(af0)2 (ajc)2] V 7
В момент действия системы регулирования золотник 2 переме-
стится из своего среднего положения и начнется движение поршня
сервомотора 3. Предположим для определенности, что муфта регу-
лятора скорости 4 переместится вверх, тогда при подъеме золотни-
Рис. 5-1. Схема действия зубчатого насоса с самовсасыванием.
Рис. 5-2. Характеристика расход — давление зубчатого насоса.
ка масло направится в верхнюю полость сервомотора 3. Количе-
ство масла, идущее через золотник, можно определить из урав-,
нения
Ср = <#з ]/ у (Рн1 — Р1) .
где — площадь прохода масла через золотник; pHi — изменив-
шееся давление в напорной линии; pi—давление в верхней поло-
сти сервомотора, откуда
Величину pi можно выразить через условное сопротивление /у
Р1 = ( WJL.
\afyj 2g
НАСОСЫ ЗУБЧАТЫЕ ИЛИ ВИНТОВЫЕ
239
Тогда
_ ? Г 1 1 ~1
Ptil 2g I (af3)2 + (a/у)2 J
Наконец, можно ввести условное проходное сечение золотника
fi по формуле
Рис. 5-3. Схема маслоснабжения от зубчатого насоса, подающего
масло в систему регулирования и через постоянный дроссель в си-
стему смазки.
После подстановки получим:
Wjl
«А / 2g '
Рн1 =
Но по формуле (5-2)
Ph1 = q2JL|_L_+ __L_ 1
2gL(aJc)2 WJ
Приравнивая полученные значения рщ, получаем:
1 ~1
(al/c)J
JL = q2JL__L_,
2g Р 2g (a,/,)2
откуда
QP = . («Л)2
Qc I (afo)2 + («ifc)2 ‘
240
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Количество масла, идущее на смазку, равно:
Qc — Qh —Qp*
QP
В пределе a/i->oo; — 1 и Qc->0. Последнее недопустимо
из-за безопасности работы агрегата. Ограничивая степень сниже-
ния рн, т. е. ограничивая Qp, тем самым ограничиваем скорость
движения поршня сервомотора.
При равных площадях поршня (F2 = Fl) количество сливаемого
из сервомотора масла равно его подводу в противоположную по-
лость. Поэтому, направляя слив масла из сервомоторов в линию
смазки, можно сохранить неизменным количеством масла, идущее
в подшипники. Но открытие золотника и в этом случае приведет
к снижению Рнь Это снижение хотя и не влияет на смазку, но
уменьшает перестановочную силу поршня сервомотора. Давление
рн можно было бы сохранить неизменным, если бы сопротивление
afo изменялось обратно пропорционально оф. Расход масла Qc на
смазку при движении поршня сервомотора через сечение f0 по
(5-1) равен:
Рн — Рс
/'_Qc_V L.
1. afQ J 2g
или
Qc = afo |/ у (Ph - Pc) •
Примем, что давления рн и рс постоянные Расход масла в си-
стему регулирования
Qp = afi |/ у Рн; QP + Qc = QH = const.
Подставляя Qp и Qc, получаем:
Qh = Qp + Qc =- (Ph — Pc) + afl] — Ph = const
I ? It
или
af0 — a/x A = В = const.
где
A = -- !?" - .
I Ph — Pc
Таким образом, постоянства рн и рс можно добиться только при
условии, что сечение fo будет меняться по закону
afQ = В — аД А.
аккумуляторы
241
Связать привод переменного дросселя fo с золотником механи-
чески нельзя потому, что при движении золотника вверх и вниз от
среднего положения масло идет в сервомотор и сечение f0 в обоих
случаях должно уменьшаться, чтобы рн оставалось неизменным.
Наиболее просто управление дросселем fo можно выполнить, ис-
пользуя прямой импульс давления рн. Следует связать f0 с давле-
нием рн так, чтобы при уменьшении последнего сечение f0 уменьша-
лось. Так и выполняют редукторы давления масла во всех систе-
мах маслоснабжения с зубчатыми или винтовыми насосами.
5-2. АККУМУЛЯТОРЫ
При движении поршня сервомотора объем масла, идущего на за-
полнение освобождаемого пространства, относительно мал, но, вы-
бирая малым время Тс, следует подать этот объем в очень корот-
кий промежуток времени.
Положим, объем, освобождаемый поршнем сервомотора, ра-
вен 10 л. Выбирая время Тс=0,2 с, получаем необходимый расход
масла в сервомотор
= — = 50 л/с == 180 м3/ч.
р 0,2
Следовательно, необходимо иметь насос такой производитель-
ности, чтобы не только покрывались все утечки и потоки управле-
ния сервомоторами промежуточного усиления, но и обеспечивалась
необходимая скорость движения главных сервомоторов.
Максимальная скорость закрытия регулирующих клапанов
нужна только при сбросах полной (или близкой к ней) нагрузки,
что происходит достаточно редко, и тем не менее насос большой
производительности должен работать непрерывно с недогрузкой.
Фирма Сименс — Шуккерт еще в 20-е годы применила специальные
аккумуляторы масла для обеспечения необходимого быстродей-
ствия систем регулирования [Л. 21]. При сбросах нагрузки, когда
сервомоторы потребляют максимальное количество масла, давле-
ние рн уменьшается. При этом в систему должно быть подано из
дополнительного источника столько масла, сколько идет на запол-
нение сервомоторов.
Итак, импульсом для аккумулятора должно быть понижение
давления рн, результатом действия — выталкивание определенного
объема масла 1 (рис. 5-4,а). Такое выталкивание может произве-
сти обыкновенный поршень под действием пружины. Аккумулятор
необходимой производительности устанавливается на магистраль-
ной масляной линии. В нормальных условиях эксплуатации дав-
лением рн на поршень 2 аккумулятора сжимается пружина 3.
242
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
При падении давления до рн.д выталкивается объем Fz (где z
ход поршня), тогда жесткость пружины
_F (Рн Рн.а)
(5-3)
Z
Такая конструкция аккумулятора недостаточно надежна из-
за наличия трения между поршнем и цилиндром. В нормальных
условиях эксплуатации поршень стоит на упоре. Так как аккуму-
лятор приходит в действие очень редко, то из-за длительного за-
Рис. 5-4. Поршневой и воздушный масляные аккумуляторы.
стойкого положения в необходимый момент поршень может за-
едать. Более надежно вместо пружины использовать сжатый воз-
дух (рис. 5-4, б).
В герметичную камеру 1 подается масло, которое сжимает воз-
дух, находящийся в этой камере. Изменение объема воздуха V
приводит к соответствующему изменению давления на поверх-
ность масла.
Жесткость такой воздушной пружины можно определить, поль-
зуясь законом изотермического расширения, на основании следую-
щих соотношений:
zF +У __ рн . у = zF
У Ph-r Рн J
Рн-д
Или, подставляя рн и рн.д в (5-3), получаем:
c = (5-4)
т+г
Но и в этой конструкции имеется существенный недостаток
Воздух растворяется в масле, объем V уменьшается, что приводит
к изменению жесткости воздушной пружины. При V—0 г=0. В мас-
ляных системах регулирования гидравлических турбин такие воз-
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
243
душные аккумуляторы применяются, но при этом специальные
компрессоры автоматически с помощью специальной установки
поддерживают V заданной величины, регулируя воздухом уровень
масла в объеме 1 (рис. 5-4,6). Установка компрессора и допол-
нительной автоматики уменьшает надежность системы регули-
рования.
По существу односторонние сервомоторы совмещают функции
сервомоторов и аккумуляторов, но они более надежны, так как все
время находятся в действии.
За последнее время появились относительно более надежные
аккумуляторы, в которых воздушное пространство отделено от
жидкости слоем специальной ткани или резины. Этим исключается
растворение воздуха в жидкости. Но работоспособность таких
аккумуляторов можно проверить только при сбросах или набросах
нагрузки достаточно большой величины, при которых разница па-
дения давления жидкости при работе регулирования может пока-
зать на неисправность аккумулятора. В то же время при всех пус-
ках и остановках агрегата будет изменяться объем жидкости в
аккумуляторах на полную величину, что может привести к повреж-
дению непроницаемой оболочки. Только с помощью специальных
указателей можно проверять работоспособность таких аккуму-
ляторов.
При наличии указателей положения оболочки можно устано-
вить момент ее повреждения, но, следовательно, в системе появля-
ется еще один объект, требующий постоянного наблюдения.
5-3. ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Своеобразной аккумулирующей способностью обладают центро-
бежные насосы. Их характеристика p = p(Q) имеет параболиче-
скую форму (рис. 5-5). При уменьшении сопротивления на выходе
из насоса его производительность растет. Так, по рис. 5-5 уменьше-
ние давления на выходе из насоса с рн до рн.д приводит к увеличе-
нию производительности на AQ. Использование увеличенной про-
изводительности центробежного насоса не требует каких-либо
дополнительных автоматических устройств. Это, безусловно, наи-
более надежный способ решения вопроса о резервах питания, и по-
тому все мировое турбостроение перешло на применение центро-
бежных насосов для подачи рабочей жидкости в системы регули-
рования.
Центробежные насосы не обладают свойствами самовсасыва-
ния. Напор, создаваемый насосом, определяется динамическим
взаимодействием лопаток колеса и перекачиваемой жидкости, и
поэтому величина напора пропорциональна массовой силе
Рн —Рвс = ^Тм®2. (5-5)
244
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
где ум — удельный вес жидкости; со — угловая скорость вращения
диска; k — коэффициент пропорциональности; рвс— давление во
всасывающей полости насоса.
Как и зубчатый, центробежный масляный насос может перека-
чивать и воздух, но его конструкция такова, что напорная полость
отделяется от всасывающей только силой воздействия лопаток на
жидкость, и сколько бы насос ни работал, он не может создать
разрежение, большее, чем определяемое по формуле (5-5).
Предположим, масляный насос рассчитан на напор 1 МПа
(10 кгс/см2), следовательно,
Рн — Рве = ^YM«2 = 1 МПа (10 кгс/см2).
Когда такой насос будет перекачивать воздух, развиваемый им
напор
Рн-Рвс = ЧСй2«
где ув — удельный вес воздуха.
Взяв отношение двух последних равенств, получим:
* *
Рн Рве _ Тв
10 Ум ’
откуда
р* — р1• = 1 о • 10 = 0,0013 МПа (0,013 кгс/см2).
н вс ум 980
При запуске установки насос качает воздух в полости с атмо-
сферным давлением, т. е. р*н=^ откуда разрежение рВс =
=—0,0013 МПа (—0,013 кгс/см2).
Таким образом, разрежение во всасывающей полости центро-
бежного насоса при запуске на воздухе не может быть больше
0,0013 МПа (0,013 кгс/см2). Поэтому центробежные насосы перед
пуском должны быть заполнены перекачиваемой жидкостью. Это
же обстоятельство значительно снижает надежность работы цен-
тробежного насоса: при попадании воздуха во всасывающую по-
лость насоса он прекращает подачу жидкости. Его работоспособ-
ность может быть восстановлена только при заполнении жид-
костью из постороннего источника питания.
Центробежные масляные насосы еще проще сочетать с валом
основного агрегата. Зазоры между крыльчаткой насоса и непо-
движным направляющим аппаратом могут выбираться 1—2 мм на
сторону , и поэтому диск насоса можно располагать непосредствен-
но на валу турбины. Колесо центробежного насоса может быть так
спроектировано, что относительно большие осевые смещения (вы-
полнялись масляные насосы с осевым смещением колеса 6—8 мм)
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
245
практически не влияют на его работу, что также расширяет об-
ласть применения насосов с непосредственным расположением дис-
ка на валу агрегата.
Чтобы устранить опасность попадания воздуха во всасываю-
щую полость насоса фирмой Вестингауз, применен масляный ин-
жектор, работающий на масле от того же насоса (рис. 5-6). Насос
/, располагаемый непосредственно на валу турбины, подает масло
в систему регулирования и в инжектор 2. На смазку агрегата мас-
ло подается от того же инжектора.
Рис. 5-5. Характеристика Qp центробежного насоса.
Рис. 5-6. Схема центробежного насоса с использованием масляных инжекторов.
При таком способе подачи масла на смазку полезно использу-
ется перепад давления рп—рс для подсасывания дополнительного
количества масла из бака 4. В схеме, изображенной на рис. 5-3,
этот перепад давления бесцельно теряется. Используя такую схе-
му подачи масла, на входе в насос поддерживается давление рс>
которое в современных турбинах выбирается несколько больше
0,1 МПа (1 кгс/см2). Для надежной работы насоса 1 достато-
чен избыток давления 0,03—0,04 МПа (0,3—0,4 кгс/см2). Чтобы не
тратить напрасно энергию для подачи масла в насос с излишне
большим давлением рс, была предложена двухинжекторная схема
маслоснабжения [Л. 29]. В этом случае инжектор 2 подает масло
напором Рв<рс, а смазка обеспечивается инжектором 3. При этом
удается сэкономить около 25% энергии, затрачиваемой на масло-
снабжение, без какого-либо снижения надежности системы (ин-
жекторы практически не требуют наблюдения за их работой и ре-
монта). Ни в одной системе маслоснабжения ни в СССР, ни за гра-
ницей не предусматривается резервирование инжекторов.
246
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
При использовании центробежного масляного насоса с приво-
дом от вала турбины вспомогательный масляный насос нужен не
только для пускового режима работы основного агрегата, но и для
заполнения маслом насоса /.
Характеристика Qp инжектора по форме такая же, как и у цен-
тробежного масляного насоса. При работе в схеме, изображенной
на рис 5-6, напор инжектора также равен:
Рэ — Рве =^т®2.
Так как инжектор обычно располагается под уровнем масла в
баке, то рве можно принять равным нулю и тогда
рэ = /сусо2.
Выше было сказано, что подача зубчатого насоса сохраняется
до относительно малых оборотов агрегата (около 400 об/мин). Это
имеет существенное значение для безаварийной остановки агре-
гата даже при отказе в работе вспомогательных масляных насосов*
Проверим, при какой угловой скорости движения ротора прекра-
тит подачу центробежный масляный насос.
Обозначим геометрическую высоту подъема масла от уровня
в баке 4 до оси насоса Я, тогда равенство можно переписать в виде
। рк + н)=рэ = 'М-
Примем, что предельным значением подпора для нормальной
работы насоса 1 будет ри=0.
Тогда при остановке агрегата, если не будет пущен насос 5,
главный масляный насос 1 прекратит подачу и будет действитель-
но равенство
/7 = ^р.
Поделив одно равенство на другое, получим:
(5-6)
Положим /7 = 2 м и рп = 3 м масляного столба, тогда
^2- =-------- 1 = 0,635,
""
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
247
т. е. подача такого насоса прекратится при частоте вращения агре-
гата, равной
ггпр = 3000-0,635 = 1900 об/мин.
Чтобы сохранить работоспособность центробежного насоса до
меньшего значения угловой скорости агрегата, рекомендуется
[Л. 24] у насоса делать гидравлический затвор в уплотнении со
всасывающей стороны (рис. 5-7). В кольцевую выточку 1 уплот-
Рис. 5-7. Гидравлический затвор на входной части центробежного
насоса.
нения всасывающей полости насоса 2 подается масло из напорного
патрубка 3. Прекращение подачи насосом произойдет тогда, ког-
да в канавке 1 будет атмосферное давление и воздух проникнет
во входную часть насоса.
Подробный расчет такого уплотнения насоса приведен в [Л 24].
Приближенно влияние уплотнения на величину ппр можно опре-
делить, исходя из следующих соображений. Положим, что в нор-
мальных условиях эксплуатации в камере 1 поддерживается дав-
ление р\. Из этой камеры масло вытекает в сторону всасывающей
камеры и наружу. Положим для простоты, что сопротивление вы-
теканию масла из этой камеры одинаково в обе стороны как
при нормальной частоте вращения п0, так и при уменьшении
угловой скорости насоса (это достаточно грубое допущение все
же дает представление о степени уменьшения о)пр). При предель-
ном значении угловой скорости сопр давление в камере уплотне-
ния pi=0.
Напишем уравнение неразрывности потока масла через каме-
ру 1 для условий нормальной эксплуатации:
^i(Ph—Pi) = ^Pi; Рн—= Рн = (^+1)Р1.
где
248
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
При предельном значении ппр уравнение неразрывности примет
вид:
Р; = (S + i) [о-(-Ру] = (*+!)₽;..
Поделив полученные равенства одно на другое, получим:
— = —. (5-7)
Рн Р1
Зависимости давлений масла от угловой скорости насоса мож-
но представить в виде
(Ри — Рве) = аПЬ (Рве + Н) = ЬпО-
При предельном значении пПр
p;+Pb*c=^p; ^-р;с=^р.
Делим полученные равенства одно на другое и определяем рн
и Рве’.
Рн Рве / ЛПр I РBQ I %P '
Рн Рве \ по Рве + Н \ по /
откуда
Подставляем значение рн и рвС в (5-7):
(~}\рн + Н)-Н Н- (Рвс + Н) (
\ ^0 /___________ __ ___________, ^0__
Рн Pi
откуда
Ппр _ / // (1 -|~ Р1/Рн)
I ~ (Рн + #) + Рвс + #
F Рн
Принимаем значения рн, Рве и Н такими же, как и в предыду-
щем примере: рн=1 МПа (10 кгс/см2); рвс = 0,03 МПа (0,3 кгс/см2);
ИНЖЕКТОРЫ
249
Я = 0,02 МПа (0,2 кгс/см2). Значение р\ выбираем равным pi =
= 0,15 МПа (1,5 кгс/см2), тогда
-----------t----------------= 0,337.
1,5
— (10 + 0,2) + 0,3 + 0,2
При по=ЗООО об/мин Ппр=Ю10 об/мин. Если учесть разное со-
противление вытеканию из камеры 1 (сопротивление больше во
втором случае и поэтому р*в будет в действительности меньше)
при нормальной угловой скорости ротора и предельной, то ппр по-
лучится еще несколько ниже. Практически ппр было определено
для разных насосов равным примерно 600—800 об/мин, т. е. полу-
ченное значение ипр близко к действительным.
5-4. ИНЖЕКТОРЫ
Подробный расчет инжекторов изложен в [Л. 30], приближен-
ный— в [Л. 31]. Приближенный расчет, предложенный Л. Д. Бер-
маном, дает достаточно удовлетворительные результаты.
Примем следующие обозначения расчетных величин:
Gi—количество жидкости, проходящее через сопло инжек-
тора в секунду, кг/с; G2— количество подсасываемой жидкости
в секунду, кг/с; /и — располагаемый напор в сопле, м масля-
ного столба; /г2— напор, создаваемый в инжекторе, м масляного
столба.
Для упрощения будем считать, что кинетическая энергия жид-
кости, подводимой к соплу, жидкости, подсасываемой инжектором,
и жидкости, выходящей из инжектора, равна нулю и смешение
рабочей и подсасываемой жидкости происходит при постоянном
давлении.
Далее обозначим давление на выходе из сопла через р0 и при-
мем, что давление подводимой жидкости на уровне выхода из соп-
ла также равно ро, а давление жидкости в камере смешения (гор-
ле) равно рь тогда изменение количества движения струи жидко-
сти, выходящей из сопла, равно (считаем, что скорости сохраняют
свое направление и лишь изменяется их величина):
^ = —(^0 — ^1).
g
где v0 — скорость на выходе из сопла; t’i— скорость в горловине
диффузора.
250
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
С другой стороны, принимая скорость подсасываемой жидкости
на входе в инжектор равной нулю, можно написать приращение
количества движения подсасываемой жидкости
g g
Принимая, что давление в горловине одинаково для рабочей
и подсасываемой жидкости, можно считать, что приращение коли-
чества движения, полученное подсасываемым потоком масла, рав-
но количеству движения, отданному струей, выходящей из сопла.
Приравнивая правые части полученных равенств, получаем:
Gi / \ G2
— (Ц» — »1) = — ^1.
g g
откуда
— =-^---1. (5-9)
Gi V
Имея в виду, что v0=ао| 2gh\ и /гг=2|2У1/2^, можем получить
следующее уравнение:
откуда
= + 1 V
Й2 \ 1 G1 / \ ) '
Введя обозначения
получим:
Значение коэффициента l/£flo принимается равным 1,07—1,075
Здесь а0 — коэффициент, характеризующий работу сопла, а £ —
диффузора. Принимая tzo = O,95, получаем соответственно £ = 0,9.
Уравнение неразрывности струи для сопла может быть написа-
но в виде
Vofo=-^,
У
где у — удельный вес жидкости; fQ — площадь выходного сечения
сопла.
То же уравнение для камеры смешения (горловины)
ДВУХИНЖЕКТОРНАЯ СХЕМА МАСЛОСНАБЖЕНИЯ
251
Разделив почленно последнее равенство на предыдущее, по-
лучим:
-^ = 1+?.
Vo fo
Имея в виду, что по уравнению (5-9)
= 1 + q,
V1
получаем:
Г- = (1+?)2. (5-10)
В работах Л. Д. Бермана [Л. 31] дается расчет более экономич-
ного инжектора, но с более крутой характеристикой. Менее эконо-
мичным, но с более пологой характеристикой получается инжектор,
если принимать fi/fo= 1,24-1,3.
Как показали исследования масляных инжекторов [Л. 24], их
характеристики зависят от расстояния выходного сечения сопла от
входа в горловину диффузора. Уменьшение этого расстояния до
нуля увеличивает к. п. д. инжектора, но характеристика Qp стано-
вится более крутой. В этом случае напор, развиваемый инжекто-
ром, будет в значительной степени зависеть от изменения расходов
жидкости, что скажется и на работе системы маслоподачи. Удале-
ние выходной кромки сопла от горловины уменьшает к. п. д. ин-
жектора, но при этом характеристика Qp будет пологой.
По опытным данным целесообразно это расстояние выбирать
/« l,8dr, где I — расстояние от выходной кромки сопла до начала
горловины; dr — диаметр горловины.
5-5. ДВУХИНЖЕКТОРНАЯ СХЕМА МАСЛОСНАБЖЕНИЯ
Пользуясь приведенными на рис. 5-6 обозначениями давлений
и дополнительно вводя обозначения: Qp — расход масла в систе-
му регулирования; Qc — расход масла в систему смазки; рв — дав-
ление на выходе из инжектора подпора; q — коэффициент ин-
жекции; go — коэффициент потерь, g0=(gtz0)2, можем провести
сравнительный расчет одноинжекгорной и двухинжекторной
схем [Л. 29].
Количество масла, подаваемое в сопло инжектора смазки, обо-
значим Qi. Считая, что в камере смешения избыточное давление
равно нулю, будем иметь:
252
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
и коэффициент инжекции будет определяться соотношением
1 +<7i= I 5o«i- (5-11)
В то же время
п ___________ Qc Qi
91 Qi
Подставив значения q\ и тх в (5-11), получим:
1+^-1 = 1/
Qi V Рс
откуда
= •
V ёоРн
Для инжектора подпора те же соотношения напишутся в виде
«?2 = —; 1 + <7г = У ?от2- (5-12)
Рв
При этом
п __Qp + Qi + Q2 — Q2 _ QP + Qi
42 “ <?2 “ <?2 ’
Подставив значения т2 и q2 в (5-12), получим:
Qp + Qi + Q2 1 / е Рн
-----Q.-----=V '’К-
откуда
Производительность насоса (см. рис. 5-6) равна:
ДВУХИНЖЕКТОРНАЯ СХЕМА МАСЛОСНАБЖЕНИЯ
253
Мощность, затрачиваемая на привод такого насоса,
<?₽ у/ go — + Qc д/—
= (р„ - Рв)-Г . (5-13)
Одноинжекторная схема Вестингауза может быть рассчитана
по тем же формулам:
т = —;
Рс
1+7 = 1
__ Qc + Qp
Я Qi
Отсюда
1 + Ae±Qp.= | / g0 £1L
Qi V pc
и, следовательно,
Производительность насоса
Qh — Qp 4 Qi — Qp 4~
Qc + Qp
SO —
Pc
Мощность привода насоса
А\ = (Рн — Pc)
(5-14)
Найдем отношение
— 1
254
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Для примера рассмотрим схему с такими параметрами: рн =
= 1 МПа, рв = 0,05 МПа, рс = 0,15 МПа, Qp/Qc = 0,5 и для другого
примера: QP/Qc = l; go = O,85, тогда в первом случае Mi/M2=l,14.
Для второго случая Ni/N2= 1,17.
Как видно из приведенных расчетов, перерасход энергии состав-
ляет примерно 15% и тем больше, чем больше расход масла в си-
стему регулирования. В современных турбоустановках давление на
смазку для уменьшения поверхности маслоохладителя и преду-
преждения отложения шлама в трубах выбирают повышенным и в
этих условиях перерасход энергии будет еще более значительным.
Так, при рс = 0,25 МПа (2,5 кгс/см2) и Qp/Qc = 1,0 Mi/M2=l,3, т. е.
в данном случае при переходе на двухинжекторную схему эконо-
мится 30% энергии без уменьшения надежности маслоснабжения.
5-6. РАСЧЕТ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ МАСЛЯНОГО
НАСОСА
В предыдущих расчетах предполагалось, что расход в систему ре-
гулирования Qp задан. Этот расход определяется величиной утечек
в элементах регулирования и расходом жидкости в проточных ли-
ниях. При сбросах нагрузки величина Qp резко возрастает, если
в системе регулирования используются главные сервомоторы с дву-
сторонним подводом жидкости. Насос должен обеспечить эту по-
вышенную производительность при достаточно малом уменьшении
давления рабочей жидкости. Характеристику насоса Qp можно при-
нять за параболу, уравнение которой напишется в виде
Q2 = A>(Po-p). (5-15)
Значение коэффициента k определится по заданным величинам
Рн и Qo (рн—расчетное давление на выходе из насоса; р0 — рас-
четное давление на выходе из насоса при Q = 0):
h Qo <?о
« — ------—-----------.
Ро - Рн I Ро . \
Рн --— 1
\ Рн /
Основной характеристикой такой параболы будет отношение
Ро/Рн, которое в испытанных во ВТИ насосах [Л 33] составляло
около 1,2. Примем, что насос может увеличить производительность
сверх расчетной в % раз (расход масла в систему регулирования
и на инжекторы при сбросе нагрузки изменится в ] РдИН/Рн Раз) и что
в сервомоторы турбины в переходном процессе требуется подать
жидкости QflnH. Тогда максимальная производительность насоса
Змакс = Qo 1/ + Сднн. (5'16)
Г Рн
РАСЧЕТ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ МАСЛЯНОГО НАСОСА
255
Мощность привода насоса меняется примерно по линейному за-
кону. При этом мощность холостого хода (Q = 0) составляет для
большинства насосов 0,45Мр (N$ — мощность привода в расчетном
режиме). В динамике QMaKc = xQo. При этом Qo выбирается с уче-
том расхода масла как в систему регулирования, так и в сопла
инжекторов. По уравнению (5-15) рДИп (рис. 5-8) будет:
п _ п ^макс _ n X2 Л2
Рдпн Ро , — Ро , Чо*
к к
Рис. 5-8. Характеристика центробежного насоса в динамике.
Произведение рдииОдип пропорционально мощности всех серво-
моторов двустороннего действия.
Определим, какова будет мощность привода насоса при номи-
нальном режиме Q = Qo- Мощность при расчетном режиме Nq про-
порциональна величине ^QpacPpac. При этом
и, следовательно,
256
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
В нормальных условиях эксплуатации мощность насоса
Л^н = -^Рн Qo •
Значение pti определится по уравнению (5-15)
Qo
Рн = Ро----~
k
и, следовательно,
— А Ро
Q5
k
Qo-
По принятому нами линейному закону изменения мощности на-
соса можно написать:
Nn = (А/о — О,45Л/о) + O,45Wo = Г0,55^- + 0,451 No;
Qpac L Qpac J
Q2
___ чмакс
Рдин — Ро ,
k
Снижение давления можно выразить:
О2 О2 1
'ДИН k k k '^макс
ИЛИ
I __ Рдин
Рн Рдин __ / Омаке \ _ | __ ___Рн 19}
Ро — Рн \ Qo / Ро j
Рн
Приняв Ро/рп= 1,2 и Рдин/рн = 0,9, получим:
(Сыакс/Qo)2 = 1 + 0,1/0,2 = 1,5; QMaKC = 1,23Q0.
И далее, выбрав %= 1,2, будем иметь:
Qpac = 1,23Q0/l ,2 = l,O2Qo;
МЖ = O,55Qo/Qpac4 + 0,45 = 0,55-1/1,02 + 0,45 = 0,985.
Для большей надежности часто принимают QMaKc = QPac и тог-
да Qo=0,81 QMaKc = 0,81 QPac4 и NH/N0=0,895. Но само значение No
будет больше:
л'; = ^е„кСРд„; n„ = aq-=-‘p^
Л
^0 _ у Рдин
Ко * рвас '
РАСЧЕТ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ МАСЛЯНОГО НАСОСА
257
Обычно рД1Ш/ррас = 0,94-0,95. Примем, как и прежде, Рдин/рРас =
= 0,90, тогда
д/
— = 1,2-0,90= 1,08; ^- = 0,895-1,08 = 0,97.
’ ’ N„ ’
т. е. расход энергии и в данном случае остается примерно таким
же. В действительности будет иная парабола и, следовательно, не-
который перерасход энергии, хотя и не очень большой, и поэтому
целесообразно вести расчет насоса на максимальную производи-
тельность насоса, что гарантирует от случайностей.
При расчете системы подачи жидкости в регулирование необ-
ходимо учитывать сопротивление подводящего трубопровода. Как
известно, сопротивление трубопровода и различных местных его
элементов пропорционально квадрату скорости, т. е. можно на-
писать:
*1 (Рр.,с - Per) = (-^7; К (Рр,п - рд) = (-^у,
где — коэффициент пропорциональности; рст — давление жид-
кости непосредственно перед системой регулирования; рд-—то же
в динамике; F — площадь сечения трубы.
Вычтя из первого уравнения второе, получим:
\ (Ррас - Рдин + Рд - Рет) = 7Г (Qpac ~ <2дин) ‘
Если, как и в предыдущих расчетах, принять параболический
вид характеристики насоса, то, пользуясь уравнением (5-15), пра-
вую часть равенства можно заменить:
^1 (Ррас Рдпн Н- Рд Рсг) ~ “ТГ (Рдпн Ррас)’
г*
откуда
/ k \
( "Ь (Ррас Рдс.н) ~ (Рст Рд) ^1»
п п _ (Рст Рд)
грае Р'дпн — ,
ki+ ---
Таким образом, задавшись допустимым падением давления
Рст—рд, можем определить то падение давления ррас—Рдин, которое
обеспечит необходимое увеличение производительности насоса. Ес-
ли рст—Рд окажется больше допустимого, то,увеличивая Ей умень-
шая сопротивление трубы, можно добиться большего измене-
ния ррас—Рдпн, что позволит полнее использовать производитель-
ность насоса.
17—730
258
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Разделив первое уравнение на второе, получим:
Ррас Рст / Qpac \2
Рдин — Рд \Рдин /
То же можно написать для режима работы в условиях нормаль-
ной эксплуатации
Рн Рст ___ / Qo \2
Рдин Рд \ Один /
Обозначим:
Рн Рст — ^Рст>
-получим:
АРдин — Рдин Рд ~ ^Рст •
Отсюда можно определить ря при заданном значении рд
Примем для примера Дрст/рд=1/6 и (ФДИн/<2о)2 = 4, тогда
Рдин/Рд=1+0,66=1,66рДин/Рн-Рп/Рд=1,66. При Рдин/Рн = 0,9 Рд/рн =
= 0,54.
В данном случае перед сервомбтором давление будет снижаться
почти до половины давления за насосом.
Приведенный пример показывает, как важно снижать сопротив-
ление трубопровода Арет, подводящего жидкость к системе регу-
лирования, чтобы можно было в полной мере использовать увели-
чение производительности насоса.
А. В. Щегляевым [Л. 21] было показано, что инерционность
движения элемента регулирования определяется величиной массы
не только его самого, но и массой приводимых элементов. В част-
ности, инерция движения поршня сервомотора определяется мас-
сой поршня и массой перемещаемой жидкости. При этом приведен-
ная масса жидкости равна:
где — масса и скорость движения жидкости; сс — скорость
движения поршня сервомотора.
Из формулы следует, что чем меньше скорость движения жид-
кости сж, тем меньше приведенная масса. Поэтому и с этой точки
зрения целесообразно увеличение диаметра трубопровода. Хотя
при этом увеличивается масса жидкости в трубопроводе, но при-
РАСЧЕТ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ МАСЛЯНОГО НАСОСА
259
веденная масса уменьшается пропорционально квадрату диаметра,
что уменьшает падение давления р0.
Падение давления р0 соответственно увеличивает действитель-
ное и расчетное время движения поршня сервомотора и тем самым
уменьшает быстродействие системы регулирования
Необходимо отметить еще одну важную особенность влияния
сопротивления трубопровода. Сопротивление трубопровода про-
порционально квадрату скорости жидкости
*1 (Рдин-Рд) =
Напомним, что рд — давление жидкости в динамике перед сер-
вомотором и рдин — давление жидкости в динамике за насосом.
Мощность сервомотора в динамике можно выразить в виде
СдинРд. Мощность, отдаваемая насосом, фдинРдин. Мощность серво-
мотора, требуемая для перемещения регулируемых органов, не за-
висит от давления и количества подаваемой жидкости. Следова-
тельно, при выборе расчетного давления можно принять:
Л^д “ Фдпн Рд = const
ИЛИ
^д Оцин (^ДИН АРдин) (Рдин )
__ Q (1_ 1 Сж
— ЧГдин Рдпп I 1 , I •
\ *4 Рцпп I
По приведенной зависимости можно заключить, что затрачивае-
мая насосами мощность на питание сервомоторов <2ДинРдин тем
меньше, чем больше давление жидкости при неизменной вели-
чине сж.
Расчет масляных центробежных насосов мало отличается от
расчета водяных насосов. Некоторую особенность вносит то, что
для масляных насосов системы регулирования не безразлична
пульсация давления. Она может приводить к соответствующим
колебаниям системы регулирования из-за сжимаемости масла в ли-
ниях связи, вызванной присутствием воздуха, и различного харак-
тера зависимости коэффициентов расхода разного рода сопротив-
лений от давления жидкости. Как было установлено эксперимен-
тально (см. ниже), пульсация давления зависит от характера
потока масла через насос. Расчет масляного насоса с учетом экспе-
риментальных данных приведен в работе Б. П. Мурганова [Л. 33].
В этой работе показано, что целесообразно выбирать расчетную
производительность импульсного насоса около 0,7—0,8 максималь-
ного расхода. При этом пульсация давления не превышает
0,01 кгс/см2, а полный к. п. д. повышается на 10—15%.
17*
260
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
5-7. НАСОСЫ С ЭЛЕКТРОПРИВОДОМ
Привод насоса от вала турбины становится все более затрудни-
тельным при переходе к агрегатам более крупных мощностей. Уве-
личивается мощность насоса. Требуется более высокое давление
масла, подаваемого в систему регулирования. Диски насосов трудно
расположить непосредственно на валу агрегата, а введение специ-
альных муфт всегда уменьшает надежность маслоснабжения. Рас-
положение насоса в переднем стуле вынуждает располагать мас-
ляный бак, емкость которого непрерывно растет, непосредственно
вблизи переднего подшипника, иначе при уменьшении угловой ско-
рости (см. рис. 5-3) насос раньше прекратит подачу жидкости из-за
большой высоты всасывания Н даже при наличии гидрозатвора.
Все это заставило конструкторов искать новые решения. Наиболее
целесообразным могло быть применение насосов с электроприво-
дом. В этом случае насосы смазки могут быть обособлены, что
уменьшит суммарную мощность привода. Отпадает необходимость
в установке инжекторов, потому что все насосы можно располагать
ниже уровня масла в баке. Центробежные насосы в этих условиях
могут быть защищены от попадания воздуха во всасывающую по-
лость. Исключение инжекторов, обладающих низким к. п. д., еще
больше снизит мощность привода. Но, как всегда, применение
нового решения имеет пе только преимущества, но и недостатки.
Основной недостаток — уменьшается надежность маслоснабжения
подшипников турбины. В случаях обесточения электросети собст-
венных нужд безопасность работы агрегата обеспечивается только
автоматическим пуском специальных аварийных масляных насосов
с приводом от моторов постоянного тока. Этот резерв недостаточно
надежен, потому что, во-первых, мотор не может быть пущен мгно-
венно, а задержка с его пуском может вызвать подплавление баб-
бита подшипников, и, во-вторых, мгновенное включение большой
нагрузки на батарею постоянного тока (в этом случае подклюй
чаются все потребители аварийного резерва) часто приводит
к посадке напряжения этой батареи или расплавлению пре-
предохранителей.
Задача резервирования была успешно решена применением ава-
рийных емкостей в крышках подшипников агрегата [Л. 34]. Приме-
нение таких емкостей было осуществлено ранее фирмой Юнгстрем
для турбин малой мощности. Для крупных турбин требовалось
определить возможность использования подобного рода емкостей
при относительно малых запасах масла. Как показали детальные
исследования на стенде, а затем и на турбине ХТГЗ мощностью
100 МВт, для подшипников диаметром расточки 400 мм необходи-
мо иметь 100—120 л масла. При нормальной эксплуатации ем-
кость 3 в крышке подшипника (рис. 5-9) заполняется маслом через
трубу 2. Избыток этого масла сливается в картер подшипника че-
НАСОСЫ С ЭЛЕКТРОПРИВОДОМ
261
рез переливное отверстие 4. Масло в нормальных условиях подает-
ся в подшипник по патрубку 1. При прекращении подачи масла от
внешнего источника питания давление в подшипнике падает до ну-
ля и масло из бачка 3 самотеком по трубе 2 сливается в подшип-
ник. Установлено, что распределение запаса масла по времени вы-
бега должно быть неравномерным.
Уменьшение количества вытекающего масла только в связи со
снижением уровня в емкости не соответствует необходимому темпу
снижения расхода по мере уменьшения угловой скорости ротора.
Рис. 5-9. Резервные емкости масла в крышках подшипников агрегата.
V П. Жаровым предложен простой остроумный способ регулиро-
вания количества вытекающего масла. По высоте патрубка 2 свер-
лят несколько отверстий, диаметр которых подбирается специаль-
ной тарировкой на малых оборотах агрегата. В первый момент вре-
мени, когда начинается вытекание масла из аварийной емкости,
масло попадает в патрубок 2 через все отверстия и открытый то-
рец трубки. По мере понижения уровня в емкости 3 количество от-
верстий, через которые вытекает масло, уменьшается и при одно-
временном снижении напора расход масла резко снижается. При
этом может быть выполнен любой, заранее намеченный закон опо-
рожнения емкости. Необходимо только тщательно следить за сво-
бодным движением масла от патрубка 2 к шейке вала. На всем
пути сопротивление должно быть минимальным, значительно мень-
шим, чем в патрубке 2. Кроме того, необходимо, чтобы масло перед
поступлением в зазор между шейкой и вкладышем растекалось бо-
лее или менее равномерной струей по всей длине поверхности тре-
ния. Для этого рекомендуется в разъеме вкладыша выполнить
несквозную канавку, куда масло будет поступать из патрубка 2,
а из этой канавки через относительно узкую щель—в зазор
подшипника.
262
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
На рис, 5-10 приведены результаты испытания подобной систе-
мы на подшипниках с диаметром расточки 420 мм. Температура
вкладыша измерялась термопарой, впаянной в баббит вкладыша
примерно в том месте, где в рабочем положении наименьший зазор
между шипом и вкладышем. Спай термопары располагался на рас-
стоянии 2—3 мм от поверхности трения.
Опыт проводился следующим образом. Турбина работала на
холостом ходу (3000 об/мин). По возможности мгновенно прекра-
щалась подача пара стопорным клапаном и одновременно прекра-
щалась подача масла в подшипник. В первый момент времени тем-
пература вкладыша повысилась до 95°С, а затем постепенно умень-
шилась до 72°С. На том же рисунке показаны кривые V5 и V6—?
изменения количества масла в аварийной емкости. В первый мо-
мент времени это количество уменьшалось очень быстро, но по ме-
ре снижения угловой скорости ротора количество масла, идущее
на смазку, резко сокращалось. Примерно с 1000 об/мин для без-
аварийной остановки необходимо подавать всего 1—2 л/мин.
Предложенная система защиты подшипников весьма надежна,
потому что она не зависит от работы какого-либо вращающегося,
а следовательно, и недостаточно надежного насоса. Закон истече-
ния масла не связан с действием каких-либо автоматических
устройств и запорных органов. Отверстия в патрубке 2 (см. рис. 5-9)
непрерывно промываются в нормальных условиях маслом, посту-
пающим в емкость 3. Эта защита даже надежнее главного насоса
с приводом от вала агрегата, потому что были случаи повреждения
и этого насоса. Такая система аварийного маслоснабжения при-
нята турбостроительными заводами СССР для турбин мощностью
250, 300 МВт и более. Более подробно расчет аварийной системы
маслоснабжения изложен в [Л. 61].
Редко, но все-таки случаются пожары из-за появления течи
в сварных швах маслопроводов или раскрытия фланцев. Использо-
вание резервных емкостей при условии применения негорючей
жидкости в системе регулирования (как наиболее вероятном источ-
нике пожаров) полностью решает вопрос пожаробезопасности аг-
регата даже при применении масла в системе смазки.
В случае пожара можно остановить главный масляный насос
с электроприводом и тем самым прекратить подачу масла к месту
пожара. Одновременно останавливается главный агрегат, и выбег
ротора происходит без подплавления подшипников.
Неоднократно предлагалось для аварийного резервирования
применять специальные масляные баки достаточной емкости, рас-
положенные выше оси турбоагрегата, через которые производилось
бы питание всех подшипников машины. Такое решение, по нашему
мнению, увеличивает пожароопасность агрегата и, кроме того, при
каждой остановке агрегата весь шлам, осевший на дно большого
бака, будет сливаться в нижний бак, загрязняя маслопроводы й на-
W,- Б, Мм рт.ст. °C 80 п, об/мин —
1000- 75 - 4500 -
900- 1 70 - 4000 -
800- 65 - 3500
700- -0,935 го I- X \о \о «и \о 60 1 ия ротора GO о о о
а X ф
«15 СО 600- -0,8 >. »- «0 CL Ф * Ф 1- 55 -I 2500 Q. со ь О О. О
500- -0,667 50-6 2000
400--0,534 45 - 1500 -
300- -0,4 40 - 1000 -
200- 35 - 500
100 30 О
Рис. 5-10. Результаты испытания подшипника при ограниченной смазке во время
выбега ротора
264
РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
сос. В нормальных условиях избыток масла, сливаясь в бак, приве-
дет к сильному вспениванию масла. Поэтому такое решение мы счи-
таем нецелесообразным. Надежность маслоснабжения системы
смазки необходимо увеличивать всеми возможными средствами.
Слишком тяжелы последствия расплавления баббитовой заливки
подшипников, чтобы ограничиться каким-либо одним методом.
Применение аварийных емкостей в крышках подшипников прак-
тически полностью решает этот вопрос, но их использование требу-
ет остановки турбины, если прекращение подачи масла продолжа-
Рис. 5-11. Характеристики параллельно работающих насосов
ется больше чем 0,2—0,3 мин. Остановка мощного агрегата даже
без повреждения оборудования по существу тоже авария. Часто
приходится в этих случаях отключать потребителей, что приносит
серьезные убытки промышленности. При выходе из строя масля-
ного насоса автоматически должен включаться резервный насос.
Время переключения с одного насоса на другой составляет несколь-
ко секунд. Недоверие к автоматике включения резерва всегда ос-
новывается на том, что эти устройства в нормальных условиях экс-
плуатации находятся в нерабочем, неподвижном состоянии. Отказ
в их работе можно обнаружить только в момент их действия, т. е.
в аварийных условиях или при специальных проверках, почему
и приходится все защитные устройства систематически проверять.
До сих пор не созданы такие системы защиты, надежность действия
которых не требовала бы проверки реже, чем раз в год. При слож-
ности современной паротурбинной установки и большом количест-
ве вспомогательных машин в ней имеется много защитных
устройств, систематическая проверка которых требует большого
количества людей и занимает много времени. Это становится проб-
лемой, требующей срочного решения, иначе комплексная автома-
тизация блочной паротурбинной установки может осуществляться
НАСОСЫ С ЭЛЕКТРОПРИВОДОМ
265
только в виде сложнейших уникальных систем. Вопрос о повыше-
нии надежности защитных устройств подробнее разобран ниже.
Надежность маслоснабжения может быть повышена примене-
нием двух параллельно работающих насосов, каждый половинной
производительности. При остановке одного из насосов сопротив-
ление на выходе из другого насоса уменьшится. Его производи-
тельность увеличится и тем самым снижение подачи масла в под-
шипники будет меньше, чем в 2 раза.
Расход масла в систему смазки или в систему регулирования
(при раздельном питании) обозначим Qo, соответствующее давле-
ние на выходе из насоса рн. Питание производится от двух одина-
ковых насосов. При этом
Qo - Q + Q = 2Q.
Заменим криволинейный участок характеристики насоса от точ-
ки 1 до точки 2 (рис. 5-11) прямой линией. Угол наклона этой ли-
нии будет dQIdp — усредненная производная данного участка ха-
рактеристики. При остановке одного из насосов соответствующее
изменение производительности AQ другого насоса из-за уменьше-
ния сопротивления на Др будет равно:
dQ А
~г-Ар-
др
Напишем уравнение неразрывности потока для случая работы
двух насосов
<2о = «/:
Здесь of— приведенное сопротивление всей системы. При
уменьшении давления перед системой на Др расход масла через нее
Q0-AQ = af-|/^(рн-Др).
У т
Разделив полученное равенство на предыдущее, получим:
Qо &Q j ^р
Qo Qo у Рн
Так как Q0 = 2Q, то можно написать:
В то же время по характеристике насоса
Д& = ^-Др.
др
18—730
266
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Производительность одного насоса увеличится на AQi за счет
понижения давления на Др, а расход в систему уменьшится на AQ
из-за снижения напора перед системой на ту же величину. Можно
написать равенство расходов при установившемся режиме
2Q - AQ-Q +
Или, разделив полученное равенство на Q, получим:
j _ Д<2 AQi
’ Q Q
Подставляя значения величин, будем иметь:
1— 2Г1 — \/~ 1 — ^1= — ^-Др.
L V Рн J Q др
По уравнению (5-15) можно определить производную
dQ _ _k_
др 2Q
При ЭТОМ
Ро--Рн
Подставляя значение производной, получаем:
1—2 1 —
1—2 1 —
1 Q2 л
— —-— Ар;
2Q2 Ро — Рн
1 Др
Ро _ 1 Рн
Рн
Решаем полученное равенство относительно Др/рн’
Др = 2 Г Ро____J2 Г 1_____________
Рн L Рн 2 ( __1
\ Рн /
НАСОСЫ С ЭЛЕКТРОПРИВОДОМ
267
В приведенном ранее примере принято Ро/Рн=1,2. Тогда (поло-
жительный корень уравнения только при положительном подкорен-
ном выражении в скобках) Др/рн = 0,645.
При Дро/рн=1,1 Др/рн=0,331.
Как видно из приведенных примеров, большое значение име-
ет крутизна характеристики насоса. При относительно пологой
характеристике ро/Рн<1,1 падение давления при остановке од-
ного насоса будет составлять всего Уз номинального значения.
В аварийных условиях допустимо и более глубокое снижение
давления.
Предположим, что Др/рн = 0,645. Примем для примера
dQ 0,2Q Q 4 Q
др 0,5р ’ р
т. е. достаточно крутой участок характеристики, и тогда
AQx = Др = 0,4 — 0,645р„ = 0.257Q.
Ф Рн
Следовательно,
Qi = Q + AQi = 1,257Q.
Примем далее, что нагрев масла в подшипниках равен 10°Сг
тогда при переходе на один насос нагрев увеличится до Д£=
= 10-2/1,257^ 16°С, что в аварийных условиях вполне допустимо.
Итак, при двух работающих насосах и соответствующем выборе
характеристики Qp остановка одного насоса не приводит к рас-
плавлению подшипников.
При исчезновении напряжения в линии собственных нужд ав-
томатически пускается резервный масляный насос с приводом от
мотора постоянного тока. Но запуск насоса требует некоторого
времени, в течение которого может произойти расплавление под-
шипников. При использовании резервных емкостей безусловно
допустим перерыв в питании подшипников в течение 5—7 с, что
вполне достаточно для разворота насосов с двигателями по-
стоянного тока.
Еще значительнее возрастет надежность маслоснабжения
подшипников, если применить три насоса половинной производи-
тельности и одновременно осуществлять питание двух нормально
работающих насосов от двух разных трансформаторов собствен-
ных нужд, один из которых присоединен к шинам данного агрега-
та, другой к шинам собственных нужд станции. При такой схеме
питания настолько возрастает надежность маслоснабжения, что при
использовании аварийных емкостей в подшипниках можно отка-
заться от насосов с приводом постоянного тока.
18*
268
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
5-8. МАСЛЯНЫЕ БАКИ
Несколько особо стоит вопрос о конструировании масляных баков
турбины. Их конструкция в большей степени определяется требо-
ваниями смазки агрегата. Но и для систем регулирования качество
работы масляных баков имеет важное значение.
Отложения шлама и загрязнений на трущихся поверхностях
элементов систем регулирования могут привести к весьма тяжелым
последствиям. Целесообразно добиться максимального выделения
шлама и загрязнений в масляных баках, откуда они легко могут
быть удалены.
На работу системы регулирования большое влияние оказывает
воздух, примешанный к маслу. Удаление воздуха происходит с тру-
дом, и поэтому в мелко раздробленном виде он всегда находится
в масле. Примесь воздуха в масле делает его сжимаемым. Пере-
дача импульса по трубам гидравлических связей происходит в ис-
каженном виде, как через колебательное звено. Это повышает по-
рядок дифференциального уравнения движения системы и, следо-
вательно, снижает ее степень устойчивости. Иначе говоря, на
параметры системы накладываются более жесткие ограничиваю-
щие условия, в пределах которых система остается устойчивой.
Желательно, чтобы воздух выделялся в баке и масло направля-
лось в систему регулирования уже очищенным от воздуха. Масло
насыщается воздухом при вытекании из подшипников и из серво-
моторов регулирования. При резком снижении давления из масла
выделяется растворенный воздух, что увеличивает его вспенива-
ние. Движение пузырька воздуха вверх определяется равновесием
сил, действующих на пузырек. Представим себе пузырек воздуха
в виде шара. Тогда выталкивающая сила равна:
nd3 , ч
— (Тм —Тв),
о
где d—диаметр пузырька; ум и — удельный вес соответственно
масла и воздуха.
Силы сопротивления:
инерционная
лсР d2h
g6 dt2
. трения
knd2 —
ГХЛ vtt 9
dt
Равновесие этих сил можно написать в следующем виде:
6 g6 dt1 dt
МАСЛЯНЫЕ БАКИ
269
откуда Д ,
^^+л^_А(?м_?в)==о.
g6 dt2 dt 6 Г Г
Сила инерции пузырьков воздуха мала по сравнению с подъем-
ной силой и силой сопротивления. Пренебрегая этой силой (в пер-
вом приближении), получаем:
t dh d i \
dt 6
Интегрируя это уравнение, будем иметь:
Л (Ym — Yb)* + с.
ok
При / = 0 h =—hQ (hQ—глубина погружения пузырька воздуха)
и, следовательно,
с = — h0.
Подставляя значение с, получаем:
h= —ТвИ—
ok
Время всплывания пузырька воздуха на поверхность масла
10=----' (5-22)
° й(Тм-Тв) V ’
По равенству (5-22) видно, что время всплывания пузырька тем
больше, чем меньше его диаметр d и больше hQ. Следовательно,
надо стремиться к более спокойному сливу масла из подшипников
и элементов регулирования, чтобы пузырьки воздуха не разбива-
лись на более мелкие. Коэффициент сопротивления k зависит от
вязкости масла. Чем меньше вязкость, тем меньше сопротивле-
ние движению, поэтому удаление воздуха целесообразно произво-
дить из горячего масла, что обычно и делают в масляных си-
стемах турбин.
В. Н. Казанским и С. Г. Смельницким [Л. 43] предложен ори-
гинальный способ удаления воздуха из масла. Смысл его заклю-
чается в том, что, когда пузырьки воздуха при всплывании каса-
ются горизонтальной стенки, они, скапливаясь, образуют большие
пузырьки и сопротивление их движению вдоль стенки меньше, чем
в слое масла. В масляном баке устанавливается ряд наклонных
металлических, или из другого материала, пластин (рис. 5-12), по
которым воздух свободней выделяется из слоя масла. Такая кон-
струкция бака проверена в эксплуатационных условиях и дала по-
ложительный результат.
270
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Для того чтобы воздух и шлам по возможности полностью вы-
делились из масла в баке, необходимо иметь достаточное время
пребывания масла в баке. Обычно это время определяется кратно-
стью циркуляции, равной отношению производительности масля-
ного насоса к емкости бака. Эта кратность на основании эксплуа-
тационных наблюдений выбирается в пределах 10—16. Более под-
робные исследования масляных баков В. Н. Казанским показали,
что объем бака используется далеко не полностью. Поток масла
из приемной камеры проходит к всасывающему патрубку насоса
Рис. 5-12. Воздухоудаляющие перегородки
в масляном баке турбины.
не по всему сечению бака. Остается много «мертвых», застойных
зон, и поэтому время пребывания масла в баке значительно мень-
ше того, которое могло бы быть при полном использовании объема
масляного бака.
Присутствие воздуха в масле способствует его окислению. Мас-
ло становится агрессивным по отношению к металлам и увеличива-
ется шламовыделение. Применение специальных присадок задер-
живает окисление масла, но не устраняет полностью этого процес-
са. Поэтому и из-за условий эксплуатации масла необходимо
максимальное удаление воздуха из системы маслоснабжения.
В современных конструкциях фильтры в баках устанавливают-
ся в виде сеток, располагающихся поперек бака. При двух парал-
лельных сетках фильтр легко очищается поочередным их вынима-
нием из бака. Такая конструкция фильтра одновременно выравни-
вает поток масла по сечению бака.
ФИЛЬТРЫ
271
5-9. ФИЛЬТРЫ
Попадание твердых частиц в зазор между подвижными частями
элементов регулирования не только увеличивает их нечувствитель-
ность, но может привести к полному заклиниванию поршней. Это
парализует работу регулирования и может привести к весьма тя-
желым последствиям. Устранить этот недостаток можно двумя пу-
тями: предохранением системы регулирования от попадания в нее
твердых частиц и разработкой конструкций, действие которых не
Рис. 5-13. Сетчатый фильтр для очистки рабочей жидкости.
зависит от чистоты рабочей жидкости. По обоим направлениям
можно добиться существенных результатов, а объединение их мо-
жет обеспечить максимально доступную надежность работы систе-
мы регулирования. 7
Предупреждение попадания твердых частиц в зазор между по-
движными частями гидравлических или пневматических систем ре-
гулирования возможно только при тщательной очистке рабочего
тела от посторонних примесей.
Особенно опасны отложения на поверхностях трения раство-
ренных веществ в рабочих жидкостях и газах. Их нельзя отфильт-
ровать, и поэтому необходимо принять все меры для предупреж-
дения подобных отложений.
Попадание твердых частиц в зазоры можно исключить соответ-
ствующим фильтрованием. Степень очистки определяется величи-
ной минимальных зазоров между трущимися деталями. В рабочей
272
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
жидкости могут оставаться загрязнения с максимальным размером,
меньшим размера минимального зазора в трущихся элементах.
Наиболее распространены сетчатые фильтры для жидкости. Од-
на из конструкций такого фильтра приведена на рис. 5-13. Очищае-
мая жидкость поступает в корпус 1 по патрубку 5. Далее жидкость
проходит через сетку 3 (стальную), натянутую на жесткий дырча-
тый каркас 2 с хорошо раззенкованными круглыми отверстиями.
Диаметр отверстий в каркасе выбирается равным 4—5 мм. С на-
ружной стороны сетка прижата вторым, проволочным каркасом 4
с ячейками примерно 50X100 мм. Отфильтрованная жидкость вы-
ходит через патрубок 6 в магистраль питания системы регулирова-
ния. Минимально в системе питания две группы фильтров. (Удобнее
в эксплуатации иметь три группы фильтров — одна из них для ре-
монта или разборки и тщательной очистки). Одна группа фильт-
ров находится обычно в работе, другая — в резерве. Резервную
группу фильтров можно очищать обратным током жидкости. Для
этого закрывается подвод жидкости по патрубку 5 и постепенно
(чтобы не порвать сетку) открывается дренажная линия 7. Пере-
пад давления (при его загрязнении) на такой фильтр не допуска-
ется больше 0,1—0,15 МПа (1 —1,5 кгс/см2). Обычно очистка фильт-
ра производится до достижения этого предельного давления.
Фильтр рассчитывается по живому сечению для прохода жидкости
на скорость около 0,2 м/с [Л. 52]. Конструкция такого фильтра
весьма проста и надежна. Не рекомендуется применять сетки
с ячейками в свету меньше 0,15 мм. Более рациональна конструк-
ция фильтра с двойными сетками, надетыми одна на дру-
ную [Л. 52]. Тонкость фильтрации двух сеток с ячейками 0,24 мм
в свету равна тонкости фильтрации односеточного фильтра с ячей-
кой 0,15 мм. Двойная сетка меньше замазывается примесями при
наличии в них органических соединений.
К недостаткам таких фильтров следует отнести трудность ав-
томатизации ухода за ними и недостаточную механическую проч-
ность. Необходимо работать над созданием таких надежных кон-
струкций фильтров, которые при малых габаритах, достаточной про-
стоте, автоматической очистке давали бы более тонкую очистку
рабочей жидкости. Создание таких фильтров значительно повы-
сило бы надежность работы гидравлических систем и устранило тем
самым необходимость какого-либо ухода за ними или наблюдения
за их работой.
Удельный вес твердых частиц обычно больше, чем рабочей жид-
кости. Поэтому, придавая жидкости вращательное движение, мож-
но удалять загрязнения под действием центробежной силы. Такой
центробежный фильтр изображен на рис. 5-14. Выделению твер-
дых частиц будет препятствовать вязкостное сопротивление жидко-
сти, Величина сопротивления пропорциональна поверхности час-
тицы, а центробежная сила — ее массе и частоте вращения. Будем
ФИЛЬТРЫ
273
считать, что частицы имеют форму правильного щара, тогда при
равенстве сил действия и противодействия частица не будет выде-
ляться из жидкости: равенство сил можно представить в виде
£г2 _ ^0)2^3. £ = XyrfRr = куг — ,
R
где и А — соответствующие коэффициенты пропорциональности;
г — радиус частицы; R — радиус вращения; со — угловая скорость
движения частицы; v — окружная скорость движения частицы.
Рис. 5-14. Циклон с тангенциальным подводом рабочей жидкости.
Чем меньше радиус частицы, тем необходима большая скорость
движения и меньше радиус вращения, чтобы частица могла вы-
делиться из жидкости. Но большая скорость движения жид-
кости (а следовательно, и частицы) требует соответствующего
использования располагаемого напора рабочей жидкости. Поэтому,
не затрачивая большой энергии на очистку, можно использовать
274
ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ РЕГУЛИРОВАНИЯ
гидроциклон только для удаления частиц достаточно большого
размера.
Среди уже созданных конструкций автоматически очищаемых
фильтров следует отметить пластинчатый фильтр, разработанный
ХТГЗ (В. Е. Рожанский и др.). На вал 1 (рис. 5-15) насаживается
большое число тонких стальных пластин 2, зазор между которы-
ми фиксируется стальными прокладками, толщина которых выби-
рается по требуемой тонкости очистки (порядка 0,1 мм). Вода под-
водится по сверлениям 5, а из этих сверлений через щели между
। 4
Рис. 5-15. Пластинчатый фильтр с автоматической очисткой ХТГЗ,
ФИЛЬТРЫ
275
пластинами в чистый отсек. В случае загрязнения специальным
электроприводом вал 1 поворачивается. При совпадении каналов 3
с дренажными отверстиями 4 вода под полным напором обратным
током промывает соответствующую часть фильтра. За один оборот
отмываются все сверленые каналы этого фильтра. Для уменьше-
ния длины каналов фильтр разделен перегородкой 5 на две части.
Каждая часть промывается совмещением каналов с соответствую-
щими отверстиями 4. Мотор, поворачивающий вал, включается ав-
томатически по перепаду давлений между входом и выходом
фильтра.
Опыт эксплуатации таких фильтров показал их достаточную
надежность. Фильтры выдерживают полный перепад давления без
каких-либо повреждений. Поочередная промывка каналов позво-
ляет снизить расход воды на промывку, в то же время промывка
ведется полным перепадом. К недостаткам следует отнести срав-
нительно малое сечение каналов, что при резком увеличении за-
грязнений приводит к значительному увеличению их сопротив-
ления. Следует считать недопустимым применение керамических
фильтров из прессованных материалов. При их эксплуатации воз-
можно выкрашивание мелких твердых кусочков, попадание кото-
рых в систему регулирования может привести к выходу ее из
работы. На одной из турбин был испытан фильтр-отстойник [Л. 61].
В корпусе фильтра вода двигалась с небольшой скоростью снизу
вверх. Сетка, установленная на входе, способствовала выравнива-
нию скоростей по сечению.
Расчет такого фильтра можно произвести на основе закона Сток-
са, связывающего скорость движения частицы с параметрами жид-
кости и частицы. На основании этого закона можно написать
где d — диаметр частицы, см; g — ускорение свободного падения,
см/с2; pi — плотность материала частицы, г/см3; р — плотность жид-
кости, г/см3; v — кинематическая вязкость жидкости, см2/с.
Принимая d=0,06 мм, pi =2,3 г/см3 (плотность котельных отло-
жений) и считая, что скорость воды должна быть вдвое меньше ско-
рости оседания частицы, получим допустимую скорость воды в
таком фильтре равной 0,0015 м/с или потребную площадь фильтра
0,08 м2/(т/ч). По этой величине можно судить, что такого рода
фильтр может быть применен только для малых расходов жидко-
сти. Кроме того, этот фильтр обладает следующими недостатками:
1) не фильтруются частицы легче воды, 2) работа нарушается при
гидроударах. Но для малых расходов воды такие фильтры очень
удобны благодаря простоте конструкции и удобстве в эксплуата-
ционных условиях.
РЕГУЛЯТОРЫ
6-1. МЕХАНИЧЕСКИЕ РЕГУЛЯТОРЫ СКОРОСТИ
На начальной стадии развития автоматического регулирования ре-
гулятор измерял регулируемую величину, преобразовывал ее в пе-
ремещение и передавал движение последующим звеньям системы
регулирования. В современных условиях эти функции часто выпол-
няются различными элементами. Первый измеряет регулируемую
величину и преобразует ее в перемещение или давление жидкости
без усиления. Второй измеряет вторичный импульс и передает его
следующему звену в преобразованном и усиленном виде. Первый
элемент называют датчиком импульса, второй — усилителем.
Рассмотрение конструкций регуляторов начнем с простого гру-
зового регулятора скорости, в котором функции измерения и пре-
образования совмещены.
Схема такого регулятора изображена на рис. 6-1. Хотя в таком
виде регуляторы в настоящее время почти не употребляются, кон-
струкция современных регуляторов создана на основании усовер-
шенствования грузового регулятора и грузовые регуляторы для не-
которых иных целей все еще применяются.
В данной конструкции центробежная сила грузов уравновеши-
вается действием силы тяжести. Составим уравнение моментов от-
носительно точки Г.
ma^ra — Gr.
Так как m = Gfg, то
— со2га = Gr,
ё
(6-1)
откуда
Из полученной зависимости видно, что подобный регулятор
скорости выполним только для ограниченного значения со и каждо-
му значению угловой скорости регулятора (в пределах возможных
перемещений) соответствует вполне определенное значение г или,
МЕХАНИЧЕСКИЕ РЕГУЛЯТОРЫ СКОРОСТИ
277
иначе, перемещение муфты регулятора х, которая механически
связана с грузом, т. е.
где i — передаточное отношение, равное' 1=а/х.
Как было показано выше, качество регулятора скорости опре-
деляется его постоянной времени
у2 __ МДХмакс
р “ 2Р6
Здесь М — масса подвижных частей; Р — поддерживающая сила
регулятора; б — степень неравномерности.
Для рассматриваемой конструкции регулятора
7И = G + GM; Р = — <р2г/ъ
ё
GM — масса всех подвижных деталей, кроме груза, отнесенная
к одному грузу; z’i передаточное отношение от груза к муфте
Следовательно,
/ G , См л
i I ^макс
________£__________
р G
2 — co2r 16
£
Аймаке
2со2пб
(6-2)
Величина со ограничена конструктивным размером а. Так, вы-
бирая а = 0,1 м, получаем:
®= 1/^ ^^ = 9,9с-1.
V o,i
При малых значениях со время будет относительно большим.
Полученное значение со намного отличается от соо угловой ско-
рости ротора современных турбин, равной 314 с-1, и поэтому такой
регулятор можно было бы выполнять только с редукторной пере-
дачей от вала агрегата к валу регулятора.
Из тех же конструктивных соображений нельзя выбрать доста-
точно большими г и i Степень неравномерности современных аг-
регатов выбирается равной 6 = 0,05. Масса груза G мало влияет на
величину даже при G->oo выражение в скобках в числителе
стремится к единице. Учитывая сказанное, можно прийти к выво-
ду, что такие регуляторы невозможно сделать с малым значением
Т2, т. е. такие регуляторы принципиально инерционны. Важно об-
ратить внимание и на положительную сторону этих регуляторов
Действующая сила в них (центробежная) и противодействующая
(сила тяжести) приложены в одной и той же точке, и поэтому все
передаточные звенья разгружены от их усилий.
278
РЕГУЛЯТОРЫ
Чтобы устранить основной недостаток грузового регулятора —
инерционность, необходимо уменьшить отношение М/Р, т. е. отно-
шение масс перемещаемых деталей к поддерживающей силе регу-
лятора. Уменьшение массы грузов в грузовом регуляторе не дает
эффекта потому, что пропорционально уменьшается и поддержи-
вающая сила (6-1). В пределах этой конструкции задача неразре-
шима. Центробежная сила всегда зависит от массы грузов, но в ка-
честве уравновешивающей силы может быть применена пружина
(см. рис. 1-3), и тогда, увеличивая угловую скорость регулятора
Рис. 6-1. Расчетная схема грузового регулятора скорости.
(6-1), можно увеличить его поддерживающую силу при значитель-
ном уменьшении массы грузов. Применение пружинного регулято-
ра позволило решить проблему инерционности
Наличие шарниров в звеньях, передающих движение от грузов
регулятора к муфте, приводит к появлению нечувствительности.
Влияние нечувствительности определяется отношением (1-24)
Самопроизвольные колебания нагрузки без воздействия на си-
стему регулирования в зоне нечувствительности е будут в преде-
лах AAf3:
Аймаке-
О
Таким образом, влияние нечувствительности определяется отно-
шением
Е = Т_
д ~ дР 9
где бР — перестановочная сила регулятора.
МЕХАНИЧЕСКИЕ РЕГУЛЯТОРЫ СКОРОСТИ
279
При малых значениях 6 должна быть большая поддерживаю-
щая сила Р, чтобы наличие сил трения Т не приводило к существен-
ным колебаниям нагрузки. Увеличение Р в современных конструк-
циях регуляторов осуществляется главным образом за счет
повышения быстроходности. Радикальное устранение нечувстви-
тельности может быть только при сведении Т к нулю, что возмож-
но только при исключении из конструкции трущихся шарниров.
Выше была показана возможность замены шарнирных соединений
упругими и неупругими связями. Этот наиболее правильный путь
используется и советскими конструкторами при создании высоко-
чувствительных безынерционных регуляторов.
Одна из первых советских конструкций бесшарнирного регуля-
тора была разработана А. В. Щегляевым и С. Г. Смельницким
[Л. 35]. В этой конструкции все шарнирные соединения заменены
упругими связями (рис. 6-2). К концу вала 1 регулятора жестко
крепится кольцо 2, вращающееся вокруг одного из его диаметров.
По концам другого диаметра кольца перпендикулярно оси враще-
ния крепятся грузы 3. По оси вращения к кольцу укреплен золот-
ник */, изменяющий слив из линии 5 промежуточного усиления. Ма-
сло от источника питания через постоянный дроссель подается в ли-
нию 5. При изменении угловой скорости вала меняется центробеж-
ная сила грузов. Кольцо под действием изменившихся усилий де-
формируется, что приводит к перемещению золотника 4. Смещение
золотника 4 вызывает изменение давления рх, которое передается
последующему звену усиления системы регулирования.
При неизменной угловой скорости вала давление рх зависит от
изменения давления р0, что должно искажать импульсное давле-
ние. Авторы [Л. 35] нашли способ исключить это влияние, приме-
нив в последующем звене сервомотор с гидравлической пружиной
(см. рис. 4-7), В таком сервомоторе при правильном выборе конст-
рукций постоянных и регулируемых дросселей влияние р0 на рх
компенсируется таким же влиянием давления источника на урав-
новешивающее давление. Вращающийся золотник обладает прак-
тически нулевой нечувствительностью и разгружен от усилия рх.
Эта конструкция обладает двумя существенными недостатками.
Чтобы получить достаточно большие перемещения золотника
(в противном случае будет слишком велико влияние случайных
причин) приходится в упругом кольце допускать большие дефор-
мации, что сопряжено с большими напряжениями в кольце. Чтобы
уменьшить эти напряжения, авторы применили слоистое кольцо^
навитое из тонкой пружины. Между витками вставлены прокладки
предупреждающие междувитковое касание пластины. Но и при та-
кой конструкции напряжение в кольце приблизительно равно
800 МПа (80 кгс/см2).
Второй недостаток — влияние осевого смещения вала на значе-
ние зазора 6 Изменение этого зазора на 1 мм соответствует измене-
280
РЕГУЛЯТОРЫ
нию центробежной силы грузов пропорционально степени неравно-
мерности, т, е, при смещении золотника 4 на 1 мм мощность тур-
бины изменяется на значение полной нагрузки. Если даже этот ре-
гулятор укреплять на валу со стороны расположения упорного
подшипника, то и тогда при разбеге в подшипнике 0,4—0,6 мм мощ-
ность турбину будет изменяться на 50%. В связи с этим регулятор
А. В. Щегляева и С. Г. Смедьницкого укрепляют на валу, связан-
ном с главным валом агрегата подвижной муфтой или шлицевым
валиком, что снижает надежность,работы регулятора.
Рис. 6-2. Упругий регулятор скорости МЭМ (Щегляева, Смельницкого).
Несколько более совершенна конструкция бесшарнирного регу-
лятора, разработанная на ЛМЗ (М. 3. Хейфец). Чтобы уменьшить
напряжения в элементах конструкции, функции уравновешивания
центробежных сил грузов и передачи их движения к муфте разде-
лены (рис. 6-3).
К торцу вала 1 жестко крепятся цилиндрические пружины 2,
к которым также жестко укреплены грузы 3. Перемещение гру-
зов 3 передается упругой, но разгруженной от усилий грузов лен-
те 5. С помощью этой ленты перемещение грузов 3 передается от-
бойной пластине 4 в увеличенном масштабе. Пластина 4 регулирует
слив из сопла 7, выполненного как одно целое с поршнем сервомо-
тора промежуточного усиления. Изменение зазора б вызывает со-
ответствующее изменение давления в полости а. Под действием
разности давлений поршень 6 смещается, восстанавливая зазор б
и соответственно этому зазору равновесие сил, действующих по обе
стороны поршня.
В пределах влияния различных коэффициентов расхода дрос-
селя 8 и сопла 6 изменение давления р0 не влияет на положение
поршня 6.
Г11ДРОД1IHAMI1ЧЕСКИЕ ДАТЧИКИ
281
В статике зазор 6 остается неизменным при всех положениях
отбойной пластины 4 и изменениях р0- Реакция струи масла на от-
бойную пластину и в этом случае несколько искажает работу ре-
гулятора.
Как и в предыдущей конструкции, изменение центробежной
силы грузов при изменении угловой скорости вала 1 на величину
неравномерности приводит к смещению отбойной пластины на
0,9 мм. Следовательно, и в этом случае регулятор должен распо-
лагаться на отдельном валу, связанном с валом агрегата по-
движной муфтой или шлицевым валиком. Разделение функций
уравновешивания и передачи движения грузов позволило снизить
напряжения в деталях регулятора до 300 Н/мм2.
Следует отметить и еще один недостаток обоих типов регулято-
ров, хотя и менее существенный, чем предыдущие. Оба регулятора,
укрепляемые с торца вала, мешают выводу конца вала на перед-
нюю часть корпуса подшипника. Это затрудняет измерение угловой
скорости ротора турбины с помощью ручного тахометра. На ЛМЗ
для этой цели соединяют специальный валик зубчатой передачей
с валом турбины. Подробнее о регуляторе ЛМЗ сказано в [Л. 7].
6-2. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ДАТЧИКИ
Напор, развиваемый масляным насосом, пропорционален квадрату
угловой скорости ротора. Когда вал насоса связан непосредствен-
но с валом турбины, развиваемый им напор отображает угловую
скорость ротора турбины. Это свойство насоса может быть исполь-
зовано в качестве импульса для регулятора скорости.
282
РЕГУЛЯТОРЫ
Напор, развиваемый зубчатым насосом (см. рис. 5-2), зависит
не только от частоты его вращения, но и в большой степени от со-
противления на выходе. Поэтому, чтобы использовать зубчатый на-
сос в качестве датчика, преобразующего импульс по угловой ско-
рости в импульс по давлению, необходимо иметь постоянное
сопротивление на выходе.
В обычной схеме маслоснабжения (см. рис. 5-3) это исключает-
ся, так как при смещении золотника 2 сопротивление на выходе из
насоса резко уменьшается, что искажает импульс. Поэтому фирмой
Рис. 6-4. Система гидродинамического регулирования с зубчатым
насосом.
Тома в качестве регулятора скорости использовался специальный
зубчатый масляный насос [Л. 36]. Но и в этом случае сопротивле-
ние на выходе зависит от вязкости масла и, следовательно, его,
температуры. Фирме Тома пришлось вводить специальные термо-
регуляторы, что дополнительно снизило надежность такого датчи-
ка угловой скорости.
Кировский завод (С. А. Кантор) применил более остроумную
конструкцию регулятора скорости с использованием зубчатого на-
соса. Как уже упоминалось, производительность зубчатого насоса
(как, впрочем, и любого другого объемного насоса) не зависит от
развиваемого напора (в пределах изменения утечек внутри насоса)
и определяется только его угловой скоростью. Измеряя производи-
тельность насоса, можно по существу измерять величину, пропор-
циональную его угловой скорости. Расход жидкости обычно изме-
ряется с помощью диафрагмы. И в этом случае авторы измеряли
поршневым регулятором перепад давления на постоянном дроссе-
ле (рис. 6-4) Этот перепад не зависит от абсолютной величины дав-
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ДАТЧИКИ
283
лений до и после шайбы /, и поэтому открытие золотника 3 не влия-
ет на работу регулятора 2.
Наличие большого количества трущихся деталей, невозмож-
ность непосредственной, безредукторной связи регулятора с валом
турбины — все это значительно снижает качество гидродинамиче-
ских регуляторов с зубчатыми насосами, и поэтому такие регуля-
торы за последнее время не применяются в крупном турбостроении.
Использование центробежного насоса и в данном случае, безу-
словно, целесообразнее. Но хотя у центробежных насосов измене-
Рис. 6-5. Система гидродинамического регулирования с центробеж-
ным насосом и сервомотором с отсечным золотником
ние сопротивления на выходе меньше сказывается на развиваемом
напоре, все же использование для этой цели главного масляного
насоса, подающего масло в сервомоторы, не всегда возможно.
Напор, развиваемый масляным насосом, зависит не только от
угловой скорости диска, но и от изменения сопротивления на вы-
ходе. Поэтому при использовании насоса, который подает масло
в сервомоторы турбины, в качестве импульсного датчика необхо-
димо учитывать то искажение, которое изменение выходного со-
противления внесет в величину импульса. Наложение одного про-
цесса на другой (влияние изменений угловой скорости и выходного
сопротивления) весьма затрудняет составление дифференциального
уравнения движения такого регулятора. Используя способ нало-
жения [Л. 37], можно упростить (а главное, получить более на-
глядное представление о характере движения) составление урав-
нений движения.
Рассмотрим два положения системы, выделенных из непрерыв-
ного процесса регулирования и отличающихся по времени на А/.
284
РЕГУЛЯТОРЫ
Изменение сопротивления определяется квадратичной зависи-
мостью
При изменении открытия золотника af изменяется форма па-
раболы
&p = f (Qi).
Влияние угловой скорости характеризуется эквидистантным
смещением характеристики Qp насоса [Л 24]
Др = /(&)•
Построим графики зависимостей Ap = /(Qi) и Ap = /(Q2) для
двух моментов времени движения системы регулирования с одним
центробежным насосом и сервомотором двустороннего подвода
жидкости с отсечным золотником. Обозначения всех величин при-
няты по рис. 6-5. При данной схеме регулирования уравнения дви-
жения при повышении и понижении угловой скорости различны,
потому что в первом случае при смещении золотника из среднего
положения и появлении потока жидкости в сервомотор, произой-
дет падение давления, которое вычтется из приращения давления,
вызванного увеличением угловой скорости ротора, а во втором
случае приращения давления сложатся. Соответственно этому на
рис. 6-6 приведены две гидравлические характеристики системы
регулирования.
При повышении угловой скорости характеристика Q2 насоса,
показанного на рис. 6-5, эквидистантно переместится вверх. Если
бы все сопротивления на выходе из насоса (кривая Qi) оставались
неизменными, то точка режима переместилась бы из 1 в 2. При
этом повышение давления масла на выходе из насоса изменилось
бы на
Др = А (асо2) = 2асоАсо.
Но при повышении давления масла начнет перемещаться вверх
поршень измерителя 1 (см. рис. 6-5). На заполнение объема, осво-
бождаемого поршнем /, пойдет количество масла (подаваемое на-
сосом 4) Fpdx/dt, где х— ход поршня регулятора. Подъем поршня
вызовет смещение золотника 2 вверх и соответственно этому дви-
жение поршня 3 сервомотора. На заполнение объема, освобождае-
мого поршнем сервомотора, пойдет количество масла Fcdzldt, где
z— ход поршня сервомотора.
Увеличение расхода масла на FGdzldt + Fvdxldt вызвано соот-
ветствующим уменьшением сопротивления на выходе из насоса.
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ДАТЧИКИ
285
Это характеризуется переходом на новую характеристику сопро-
тивления (более пологую), перемещением из точки 2 в точку 4
В результате сложения движений давление на выходе из насоса
возрастает на Api (вместо Др). Величина Ар2=Ар— ^Р\ характе-
ризует падение давления (как бы дополнительное сопротивление
движению поршня регулятора), вызванное движением поршней
регулятора и сервомотора.
Расход масла через сопротивление 6 и сопло инжектора 5 уве-
личится на AQ0. Дополнительное увеличение производительности
Рис. 6-6. Характеристики насоса и сопротивлений при движении си-
стемы регулирования с одним насосом и сервомотором с двусторон-
ним подводом масла при повышении (а) и понижении (б) угловой
скорости.
насоса, равное Qi—(Q + AQ0) =—AQ1 + AQ2, пойдет на заполнение
объемов регулятора и сервомотора. Следовательно, можно напи-
сать:
Fc + Fp ^ = - AQx+AQa. (6-3)
at at
Знак минус перед приращением AQj означает, что в данном
случае расход через дроссель уменьшается. Производительность
насоса Q определяется пересечением его характеристики Qp и ха-
рактеристики сопротивления (точка 1 на рис. 6-6). Приращение
этой производительности складывается из увеличения расхода, вы-
званного повышением угловой скорости (движение по характери-
стике Qi при ее неизменном положении) и изменением сопротивле-
ния на выходе из насоса (смещение по характеристике насоса Qp).
Первое определяется характеристикой сопротивления Qi=fi (р),
второе — характеристикой насоса С2=/г(р). Разлагая обе функции
286
РЕГУЛЯТОРЫ
в ряд по конечным приращениям Ар и отбрасывая все члены, кроме
первого, получаем:
AQ1 = ^(A/M; Д(?2 = -^(Др2).
др др
Как видно из рисунка, приращение Др2 отрицательное. Отри-
цательный знак имеет и производная dQ2/dp Подставляя значения
AQi, AQ2 и Др2 = Др—Api, получаем:
dz . г, dx t
--- + ~
dt р dt \ др
fdQi dQ2\ t * а \
V-1 —— (Др —АР1).
\ др др /
где Api — приращение давления, которое вызовет соответствующее
•смещение поршня 1 при повышении угловой скорости. Это прира-
щение давления на поршень регулятора уравновесится изменением
натяжения пружины измерителя /, т. е.
ДР1 = с\х.
При статическом изменении давления, когда угловая скорость
ИЗМенИТСЯ На Д(ОМакс,
Аймаке = Дюмакс = 2сг(оДсОмакс = — — Дхмакс.
FP
Переходя к относительным координатам и обозначая, как
прежде,
Дсо Дх Дг
ф =-------; л =------; р =------,
Аймаке Ахмакс AzMaKC
получаем: ।
Гс Дюмакс и' + rv ДхмаКс Т)' = (V2 — ~-) ДРмакс (ф — П)-
\др др/
Разделив уравнение на (dQJdp—dQ2/dp)ApMaiiC, получим:
Fc А?макс 7 I Fp Дхмакс / _ _
(dQ. dQ2\\ Г (д(Ъ dQ2\
2» — 2» / ^макс ДРмакс
\ dp dp / \ dp dp /
Обозначим:
и перепишем уравнение движения регулятора в окончательном
виде
Тк11' + т] + ТС1 р.' —ф = о.
(6-5)
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ДАТЧИКИ 287
При уменьшении числа оборотов наложение характеристик на-
соса и сопротивления показано на рис. 6-6. Не повторяя всех рас-
суждений, напишем:
По аналогии с предыдущим можно написать:
Тк т/ + т] — ТС1Н' — Ф = 0. (6-6)
Как было показано ранее, особенно существенное значение для
устойчивости регулирования имеют знаки перед членами диффе-
ренциального уравнения. В уравнениях (6-5) и (6-6) различные
знаки перед членом Tcipz, следовательно, при одном направлении
изменения До устойчивость системы уменьшается, при другом —
возрастает.
Если принять, что при изменении До в обоих направлениях, т. е.
при условии ±До, действует одно из уравнений (6-5) или (6-6),
то мы получим две системы уравнений, отражающих дайствие ре-
гулирования.
Если далее условия устойчивости будут соблюдены в менее
устойчивой системе, то можно быть уверенным, что и в реальных
условиях, когда работа системы регулирования изменяется при из-
менении знака приращения До, регулирование будет устойчивым.
Действительно, если не происходит увеличения амплитуды колеба-
ний при движении регулирования, описываемого менее устойчивой
системой, то при изменении знака перед Tcipz амплитуда колеба-
ний тем более будет уменьшаться.
Для простейшей системы регулирования уравнения машины и
сервомотора можем написать в следующем виде (см. гл. 2):
ч>' + н = 0; 7М ф' + и = 0;
Тс р' + р — ц = 0; Тс р' + р — ц — 0;
Тк П' + т) — ср 4- Тс3 р' = 0; Тк ц' + Ц — ср — ТС1 р' = 0.
(Знак изменен на противоположный в уравнении машины.)
Условия устойчивости для первого случая
(Тк + Тс+Тс1)~ТсТк>0;
для второго
К (Гк + Тс - Тс1) - Тк Тс > 0. (6-7)
Как и следовало ожидать, в первом случае влияние сервомото-
ра на движение регулятора увеличивает устойчивость системы
(сервомотор как бы вводит дополнительную выключающую связь
288
РЕГУЛЯТОРЫ
+ 7’с1Ц/), во втором — снижает (введение включающей связи
Ля/).
Если будет удовлетворяться условие устойчивости (6-7), то си-
стема будет устойчива с дополнительным запасом.
В цитированной выше статье [Л. 37] приводится описание
трех других систем регулирования с одним насосом. Во всех слу-
чаях способ наложения характеристик позволил просто и нагляд-
но подойти к составлению дифференциального уравнения движе-
ния регулятора, что используется и в других случаях.
Рис. 6-7. Масляный насос с радиальными сверлениями КТЗ.
При горизонтальной характеристике центробежного насоса
оо
др
и поэтому ТС1 = Тн = 0 и уравнение регулятора принимает вид: ц = Ф
(уравнение идеального регулятора).
Отсюда можно сделать общий вывод, что использование одного
насоса, приводимого в движение от вала турбины, как для питания
сервомоторов, так и в качестве импульсного датчика возможно
только при приближении характеристики Qp насоса к горизонталь-
ной прямой; степень приближения зависит от типа системы регу-
лирования и может быть определена по способу [Л. 37]. Для по-
лучения горизонтальной характеристики Qp лопатки насоса долж-
ны быть радиальными.
В практике советского турбостроения насосы с радиальными
каналами используются Калужским турбинным заводом (рис. 6-7).
Каналы этого насоса выполняются в виде радиальных сверлений
[Л. 39]. По остроумному предложению А. П. Цуканова, конструк-
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ДАТЧИКИ
289
ция такого насоса объединена с упорным подшипником. Диск на-
соса, выполняемый за одно целое с валом, используется одновре-
менно и как диск упорного подшипника. Колодки подшипника рас-
положены по обе стороны диска. Из напорной полости масло про-
ходит через узкий зазор и омывает колодки в направлении к оси
вала. Дальше этот поток выходит через уплотнение между валом
и корпусом насоса. При такой совмещенной конструкции утечки
насоса полезно используются на смазку упорного подшипника и
дисковое трение насоса объединяется с дисковым трением упор-
Рис. 6-8. Двухнасосная схема гидродинамического регулирования.
ного подшипника, что значительно увеличивает гидравлический
к. п. д. насоса.
В турбинах большой мощности нецелесообразно применять на-
сос с радиальными лопатками из-за низкого к. п. д. такого насоса.
Поэтому как за рубежом (фирма Вестингауз), так и в Советском
Союзе для турбин большой мощности применялись гидродинами-
ческие датчики в виде отдельного насоса. В конструкциях ВТИ
[Л. 24] оба насоса выполняются большой производительности
(рис. 6-8). Насос 1 подает масло в сопло инжектора подпора 3 и
в измеритель 5 (обычно называемый регулятором) скорости. Соп-
ло инжектора — постоянное сопротивление, не зависящее от дви-
жения элементов системы регулирования. Насос 2 подает масло
в сопло инжектора смазки 4 и через золотник 6 в сервомотор 7.
Напор этого насоса зависит от движения поршня сервомотора, и
поэтому его производительность и напор не однозначно отражают
изменение угловой скорости вала турбины. Насос 2 связан с насо-
сом 1 общей линией всасывания, и в этом может сказаться влияние
одного насоса на другой. Чтобы исключить влияние движения
19—730
290
РЕГУЛЯТОРЫ
поршня сервомотора 7 на работу насоса /, слив масла из сервомо-
тора направляется во всасывающую полость насосов. Тогда по-
требление масла сервомотором будет компенсировано соответ-
ствующим сливом масла из сервомотора. При односторонних сер-
вомоторах это мероприятие только ухудшит работу регулирования
и всасывающие полости насосов 1 и 2 должны быть по возможно-
сти изолированы друг от друга. Калужский турбинный завод для
полного исключения влияния изменения давления во всасываю-
щей полости на работу регулирования ставит поршень измерителя
5 под разность давлений ри — Рве.
При такой схеме насос 1 может быть использован в качестве
датчика угловой скорости без какой-либо корректировки.
6-3. ПУЛЬСАЦИЯ ИМПУЛЬСНОГО ДАВЛЕНИЯ
При внедрении гидродинамической системы регулирования было
обнаружено, что давление масла, развиваемое насосом, пульсиру-
ет. Эта пульсация — помеха для измеряемого импульсного давле-
ния— вызывает колебание поршня сервомотора, а вместе с ним и
колебание мощности турбины. Эти колебания достигали 10—25%
номинальной мощности турбины, что, конечно, недопустимо для
нормальной эксплуатации агрегата. Детальные исследования пуль-
сирующего насоса [Л. 24] позволили установить, что основной
причиной пульсаций являются вихреобразования в потоке
масла. При обтекании потоком жидкости какого-либо препят-
ствия 1 (рис. 6-9) за последним возникают вихри. Эти вихри 2,
отрываясь от препятствия, уносятся потоком. При прохождении
потока масла с вихрями мимо места присоединения измерительно-
го маслопровода, соединяющего основной поток с измерителем 5
(см. рис. 6-8), в последнем появляются колебания давления боль-
шой амплитуды. Период отрыва вихрей t (рис. 6-9) относительно
большой — достигает от 1 до 10 с, и поэтому главные сервомоторы
их «слышат», т. е. происходит соответствующее колебание поршней
сервомоторов вслед за колебанием давления масла. Чтобы устра-
нить вредную пульсацию давления, необходимо принять все меры
для предотвращения вихреобразования.
Просмотрим последовательно весь путь прохождения потока
масла через насос. Вихри, хотя может быть и не очень большой
интенсивности, могут появиться в инжекторе подпора. Разрушения
этих вихрей можно добиться установкой радиальных неподвижных
лопаток 2 (рис. 6-10) на входе в насос. Далее входной канал до
начала рабочих лопаток нужно проектировать строго конфузор-
ного типа, иначе и здесь возможно появление вихрей из-за наличия
застойных полостей. Основной поток, идущий в насос, нарушается
утечкой масла, выходящей из уплотнения 3. Давление р\ в боко-
ПУЛЬСАЦИЯ ИМПУЛЬСНОГО ДАВЛЕНИЯ
291
вой полости близко по величине к ри, и поэтому скорость утечки
достаточно велика. Влияние утечки будет тем больше, чем под
большим углом эта утечка входит в основной поток. Получается
как бы жидкостная диафрагма, возмущающая поток. Возмущаю-
щее воздействие утечки зависит и от отношения Gy/GH— расхода
утечки к основному расходу масла. Соответственно могут быть две
меры эффективной борьбы с влиянием утечки: направление этой
утечки вдоль потока, что легко осуществить, применив когтеобраз-
ные уплотнения [Л. 24] 3 (рис. 6-10) или использовав плавающие
Рис. 6-10. Различные уплотнения центробежного насоса
Рис. 6-9. Вихревая дорожка в потоке вязкой жидкости за сопротивлением
на входе в колесо
уплотнения 4 с малым зазором. Весьма эффективные уплотнения
насосов разработаны Ц. И. Смирновым и А. Ф. Стриженовой. Фор-
ма этих уплотнений приведена на том же рис. 6-10. По типу эти
уплотнения сходны с конструкцией диафрагменных лабиринтовых
уплотнений турбины. Кольцо уплотнений 5 режется на шесть ча-
стей. Каждая часть прижимается плоской пружиной 6 к расточке
корпуса насоса. На валу насоса 7 и в уплотнениях 5 выполнены
гребни и выточки, создающие своеобразный лабиринт на пути утеч-
ки. Зазор Д выбирается от 0,15 до 0,2 мм (по радиусу). Если вал
насоса смещается на величину, большую этого зазора, то происхо-
дит приработка уплотнений и устанавливается естественный мини-
мально допустимый зазор. Притирание уплотнений в относительно
большом потоке жидкости вполне безопасно. По нашему мнению,
преимущество таких уплотнений по сравнению с плавающим (типа
уплотнения 4 на рис. 6-10) в том, что отсутствуют трущиеся пары.
Кольцо 4 при всяком начале вращения вала в первый момент ви-
сит на валу. Поэтому зазор в таком уплотнении всегда будет боль-
ше, чем в уплотнении В. И. Смирнова и А. Ф. Стриженовой. Когте-
образные уплотнения также весьма эффективны, но их приходится
выполнять с большим зазором (чтобы не было задеваний диска об
уплотнения), т. е. идти на большую утечку. Преимущество этих
19*
292
РЕГУЛЯТОРЫ
уплотнений в большей надежности, поскольку нет трения подвиж-
ной части о неподвижную часть.
Чтобы не появлялись вихри в потоке масла при обтекании лопа-
точного аппарата 7, следует применять малые (не больше 3—5°)
углы атаки на входе. Опыт показывает, что при малых углах ата-
ки насосы надежно работают даже при вязкости масла, раза в два
превышающей нормальную для турбинного масла (2,5—3,0 по Эн-
глеру при /=50°С). Вихреобразование возможно и на выходной
части лопатки. Чтобы этого не было, рекомендуется угол выхода
лопатки р2 брать около 30—35°. Часто применяются конструкции
с приваренными лопатками. В этом случае важно зачистить швы
до полного устранения неровностей.
Важное значение имеют конструкция и конфигурация направ-
ляющего аппарата на выходе из насоса. Наиболее распространен
направляющий аппарат в виде улитки. Но опыт показывает, что
улитка не исключает появления вихрей. Причина кроется в невоз-
можности получить хорошо обработанную поверхность улитки. На-
личие горизонтального разъема зачастую приводит к несовпаде-
нию форм сечения в обеих половинах. Появляются выступы, явля-
ющиеся прямой причиной вихреобразования. Скорости потока в
спиральной камере большие, а известно, что интенсивность вихрей
пропорциональна этим скоростям. Поэтому рекомендуется и успеш-
но применяется лопаточный направляющий аппарат. Выход в ка-
налы этого аппарата должен быть по возможности безударным.
Лопатки такого аппарата фрезеруются, и скорости в нем снижа-
ются до минимально возможных. Отдельные потоки разобщены
лопатками. Каналы малого сечения. Объединение потока происхо-
дит при малых скоростях отдельных струй. Поэтому форма каме-
ры за направляющим аппаратом не имеет существенного значения
для предупреждения вихреобразований. Важно только иметь до-
статочно большое сечение камеры и относительно гладкие стенки.
Лопаточный аппарат имеет еще одно монтажное преимущество пе-
ред улиткой. Если располагать диски насосов на валу турбины, то
следует центровать корпус по дискам, а так как корпус связан
жестко выходным патрубком с передним стулом турбины, то такая
центровка становится весьма затруднительной. При использовании
лопаточного направляющего аппарата на выходе можно центро-
вать его относительно диска, смещая этот аппарат внутри корпуса
насоса. Тогда сам корпус центруется относительно вала с точ-
ностью порядка 0,5 мм на радиус. Отвод масла из камеры за на-
правляющим аппаратом может выполняться произвольным только
с соблюдением одного требования — скорости масла в трубах
должны быть не больше 2—3 м/с и только в крайнем случае дости-
гать 5 м/с.
Движение диска насоса вызывает вращательное движение мас-
ла в боковых камерах а (рис. 6-10). Плоскость вращения этих по-
ПУЛЬСАЦИЯ ИМПУЛЬСНОГО ДАВЛЕНИЯ
293
токов перпендикулярна плоскости движения основного потока мас-
ла. Поэтому, взаимодействуя с основным потоком, эти вредные то-
ки возбуждают в нем вихри.
Устранить вредное влияние боковых потоков можно отделени-
ем боковых камер от основного потока узкими щелями Ai доста-
точной длины. При применении лопаточного направляющего аппа-
рата это требование легко выполнимо.
Используя приведенные рекомендации, можно создать центро-
бежный масляный насос с малой пульсацией давления на выходе.
Рис. 6-11. Сдвоенный импульсный и силовой центробежный насос.
Полностью устранить пульсацию давления обычно не удается.,
Устранение вредного влияния пульсации малой амплитуды произ-
водится введением перекрыт с запилами, которые практически
полностью устраняют колебание мощности турбины из-за помех.
294
РЕГУЛЯТОРЫ
По опытам Б. П. Мурганова [Л. 33] наименьшая амплитуда пуль-
саций наблюдается при расчетном режиме насоса. Так как произ-
водительность насоса 1 (см. рис. 6-8) остается неизменной на всех
режимах работы в условиях нормальной эксплуатации, то это
условие также легко выполнимо.
На ХТГЗ, применяя гидродинамическое регулирование, исполь-
зовали в качестве импульсного датчика специальный насос малой
производительности, подача которого полезно не используется.
Такое решение, по нашему мнению, совершенно неоправданно
и только снижает качество работы датчика. Несмотря на несостоя-
тельность такого решения, на ТМЗ применяют практически безрас-
ходный насос как датчик угловой скорости, что приводит к повы-
шенной пульсации импульсного давления и снижает к. п.д. насоса.
Казалось бы, наличие второго, специального насоса — импульс-
ного лишает гидродинамическое регулирование его основного пре-
имущества— использование в качестве датчика масляного насоса,
устанавливаемого не только для этих целей. В действительности
это не так. Один или два диска — особенность гидродинамическо-
го регулирования не в этом. Насос, приводимый от вала турбины,
располагается в переднем стуле агрегата. К нему подводится мас-
из бака (вернее, от инжектора подпора), от него идут линии в
систему регулирования и к инжекторам. Масляный бак устанавли-
вается вблизи от переднего стула. Наличие двух дисков не мешает
их установке непосредственно на вал турбины (опыт ТМЗ). Сле-
довательно, и при одном и при двух дисках насосов все особенно-
сти маслоснабжения в этих условиях остаются неизменными.
Выбор двух насосов большой производительности позволяет
выполнить оба насоса с достаточно большим к. п. д. И. И. Гальпе-
риным предложена конструкция сдвоенного диска (рис. 6-11), в ко-
торой исключаются две поверхности дискового трения. Выполняя
оба насоса одинакового давления, на выходе сводят к минимуму
перетечки между ними.
Такие насосы хорошо зарекомендовали себя в эксплуатации
на турбинах АПТ-12. К сожалению, в этих насосах применена спи-
ральная камера на выходе, а не лопаточный аппарат, и поэтом}
пульсации в таком насосе относительно велики.
6-4. ДАТЧИК УГЛОВОЙ СКОРОСТИ ВТИ
Применение гидродинамического регулирования целесообразно
только в том случае, если главный масляный насос приводится во
вращение непосредственно от вала турбины. Поэтому, когда на
ХТГЗ, ЛМЗ и ТМЗ (УТМЗ) для мощных турбин стали применять
масляные насосы с электроприводом, бесцельно было использовать
гидродинамическую систему регулирования. Вряд ли любой дат-
ДАТЧИК угловой скорости вти
295
чик в виде насоса может соперничать с механическим датчиком.
Но механический регулятор скорости в том виде, как он применял-
ся для турбин средней мощности, оказался практически малопри-
годным. Как было показано, безынерционный датчик должен быть
высокоскоростным. Надежность его работы также требует устра-
нения всяких передач от вала агрегата к датчику, но те механиче-
ские датчики, которые были известны, не могли присоединяться
непосредственно к валу турбины. Это стало особенно затрудни-
тельным тогда, когда упорный подшипник турбины стал устанав-
ливаться между ЦВД и ЦСД. В современных мощных турбинах
передний конец ротора (выходная часть ротора высокого давле-
ния), к которому должен присоединяться датчик при переменных
режимах работы, перемещается относительно статора примерно на
6 мм. Конечно, эта величина наибольших смещений появляется
только при пусковых или аварийных ситуациях, но тем не менее
это обстоятельство не только затрудняет проектирование переда-
чи движения от вала турбины к валу регулятора скорости, но
и снижает надежность этой передачи. Даже в современных усло-
виях, когда применяются только быстроходные регуляторы с часто-
той вращения, равной частоте вращения ротора, передача движе-
ния требует особого ухода и ремонта, а иногда приводит к нару-
шениям режима работы агрегата. Это усугубляется тем, что ротор
турбины всплывает на масляной пленке, а вал регулятора (значи-
тельно меньшего диаметра) не смещается в радиальном направ-
лении. Даже при очень тщательной прицентровке валика регулято-
ра с учетом всплытия ротора во время пуска и остановки агрегата
происходит непродолжительный период расцентровки валов, что
не может ни сказаться на износе муфты.
При использовании гидродинамического датчика удается избе-
жать нарушений в его работе при перемещении диска пасоса отно-
сительно корпуса в осевом направлении, даже если диск насажен
непосредственно на вал турбины. Но при этом сохраняются тру-
щиеся пары в уплотнениях, что не только требует периодического
осмотра и ремонта, но может привести к искажению работы дат-
чика. Особенно это относится к гидродинамическим водяным дат-
чикам, в которых износ уплотнений значительно больший и часто
влияет не только на увеличение утечек, но и на величину импульс-
ного давления. В гидродинамических датчиках для поддержания
независимости импульсного давления от изменяющихся условий
работы приходится подводить значительно большее количество
жидкости, чем проходящее через диск.
Во ВТИ был создан датчик угловой скорости*, который можно
жестко крепить к концу вала турбины. При этом осевые смещения
* Веллер В. Н. А. С. № 85151 (СССР). Опубл, в Бюл. изобрет. и товарных
знаков. 1951, № 5; А. С. № 80762 (СССР). Опубл, в Бюл. изобрет. и товарных
знаков, 1950, № 3.
296
РЕГУЛЯТОРЫ
конца вала автоматически компенсируются внутренними свойства-
ми датчика. При его создании учитывалась необходимость допол-
нительной компенсации колебаний давления рабочей среды, с по-
мощью которой механические перемещения грузов датчика пре-
образовываются в гидравлические импульсы.
Основная идея датчика сводится к следующему. Если центро-
бежную силу грузиков уравновесить только давлением жидкости,
то никакие случайные помехи не могут повлиять на соотношение
сил, разве только будут изменяться передаточные отношения меж-
Рис. 6-12. Схема пеупругого датчика угловой скорости ВТИ.
ду этими силами. На основании использования этого принципа и
построен датчик ВТИ.
На рис. 6-12 приводится схема датчика. Грузики датчика вы-
полнены в виде пластин из текстолита с закругленными концами.
ДАТЧИК угловой скорости ВТИ
297
Грузики 2 подвешены на широких тонких лентах <3, с помощью
которых поворот грузиков передается отбойной пластине 7. Дав-
ление рх на отбойную пластину уравновешивает действие центро-
бежной силы С.
При использовании тонких лент для подвески грузиков изгиб-
ные напряжения в них настолько малы, что не могут влиять на
соотношение сил.
Рассмотрим взаимозависимость этих сил. Центробежная сила
С = т<о2/?, где m = Glg — масса грузика; со — угловая скорость;
R — радиус вращения центра тяжести грузика.
На ленту действует составляющая S центробежной силы. По-
скольку лента тонкая, на нее может действовать только растягива-
ющая сила и поэтому величина силы S определяется разложе-
нием составляющей Ci на направление ленты и оси грузика. Вели-
чина Ci определяется по уравнению моментов сил С и Q относи-
тельно точки касания грузика о корпус 4. Используя обозначения
величин по рис. 6-12, можем написать:
С] /2 = Се-, С^-С — .
Разлагая силу Ci на указанные выше направления и составляя
уравнения проекций этих сил на две взаимно перпендикулярные
оси, получаем:
Сi = sin Р + S sin a;
cos p = S cos a,
откуда, исключая величину Sb получаем:
Ci = S (tg p cos a + sin a) = S cos a (tg a + tg P)
и,следовательно,
— c
S =-------£i------=---------L-------.
cos a (tg a + tg P) cos a (tg a + tg P)
Сила S, приложенная к отбойной пластине 7, также должна
быть разложена на две составляющие Sp и SR: первая — уравнове-
шивается давлением рх, вторая должна уравновешиваться такими
же составляющими других грузиков.
Составляющая Sp равна:
е
— С
I
Sn = S cos a =
р tga + tgp
При изменении центробежной силы должно изменяться урав-
новешивающее ее давление жидкости.
20—730
РЕГУЛЯТОРЫ
298
При этом равновесие сил определяется соотношением
— С — m&R
ГУ I Z
рх г — ——— =-------
tga+tgP tga + tgp
ИЛИ
г е л
~TmR
-F(tga + tg₽) .
(6-8)
Однозначность зависимости px=f(<o) будет в том случае, если
член уравнения в скобках будет постоянной величиной. Можно
принять, с некоторым допущением, о котором будет сказано ниже,
величину коэффициента k = emllzF постоянной, не зависящей от пе-
ремещений грузика. Тогда однозначность зависимости px=f(o)
будет определяться постоянством величины
R
tga + tgp
(6-9)
При малых перемещениях отбойной пластины 7 все величины,
определяющие рх, кроме со, можно принять постоянными. Но при
больших смещениях отбойной пластины 7 углы а и |3 и радиус R
будут заметно изменяться и повлияют на соотношение px=f(w)-
Следует учесть, что точность преобразования со в рх должна быть
достаточно большой ввиду малости изменения со в пределах степе-
ни неравномерности.
Примем зазор а между отбойной пластиной 7 и выходной кром-
кой сопла 1 при номинальном значении со равным 1 мм. Значение
степени неравномерности обычно принимается равным 5%. Следо-
вательно, центробежная сила при изменении со на величину нерав-
номерности изменится на 10% •
Насколько при этом сместится отбойная пластина при посто-
янстве всех величин кроме со, можно определить по уравнению не-
разрывности потока жидкости через датчик
Q=afo \/ — (Ро — Рх) = “1 |/ — рх ,
г т г т
откуда, приравнивая коэффициенты расхода а и аь получаем:
fo V Ро — Рх = a I рх . (6-10)
Принимая далее постоянными величины fQ) dc и р0, можем
определить приращение Да по формулам дифференцирования:
д^ =_____1__А_____^Рх_____Рр
2 Я</с 1/р*
V Рх
ДАТЧИК УГЛОВОЙ СКОРОСТИ вти
299
Или, используя уравнение (6-10), получаем:
1 Рр ^Рх (g 11)
а_______________________________________________% Ро — Рх Рх '
Из уравнения (6-11) видно, что чем больше перепад давления
Ро—Рх, тем меньше изменение зазора. В настоящее время прини-
мается
Ро ~~ р* = 1/3
Ро
и тогда
— = — 0,75—.
а рх
При изменении угловой скорости на величину неравномер-
ности— 5%, Дрх/Рх=0,1 и, следовательно, /\а!а = —0,75-0,1=0,075.
Знак минус указывает на то, что при увеличении давления за-
зор а уменьшается.
При выбранном значении а, равном 1,0 мм, изменение угловой
скорости на величину неравномерности приведет к изменению за-
зора на 75 мкм. Конечно, такая величина перемещения отбойной
пластины не может вызвать существенного изменения передаточ-
ного отношения (/?/tga + tgp) от центробежной силы к давле-
нию рх.
Влияние изменения давления р0 рабочей жидкости при неиз-
менном значении рх можно определить по равенству
Да = — А------------= А а _^Ро
2 ndc / 2 р0 — рх
]/ ~-1
Г Рх
ИЛИ
Ла = 1 Рь Лр0 = 1 1 Ар0 (6-12)
а 2 Ро~ Рх Ро 2 J __Рх_ Ро
Ро
По опыту эксплуатации предельное изменение давления рабо-
чей жидкости составляет Аро/ро=1/2- Тогда при рх/ро=Чз получим:
1 3 3
\а!а=—•—— — , т. е. в данном случае ка/а — относительно
2 2 8
большая величина, но по абсолютному значению
она
также не может вызвать существенного изменения передаточного
отношения в уравнении px=f(<o).
Желательно датчик крепить непосредственно к концу вала.
Такое крепление значительно увеличивает надежность передачи
движения датчику. Однако перемещение конца вала по отношению
20*
300
РЕГУЛЯТОРЫ
к соплу, жестко укрепляемому в переднем стуле, создает серьез-
ные затруднения. При смещении конца вала, например, в сторону
сопла отбойная пластина 7 (рис. 6-12), будет приближаться к соп-
лу /. При этом должно бы увеличиваться давление что не может
произойти при неизменном значении угловой скорости со. Центро-
бежная сила грузов остается неизменной, поэтому неизменным
должно сохраняться значение рх и соответственно а. В результате
отбойная пластина 7 отодвинется влево, приблизившись к валу.
Грузики 2 повернутся, что вызовет изменение углов аир. Как уже
упоминалось, постоянство рх в условиях примера может быть со-
блюдено только при постоянстве значения 7?/tg a + tg р.
В разработанной конструкции датчика перемещение отбой-
ной пластины от сопла приводит к уменьшению угла а и увели-
чению угла р.
Отсюда следует, что, по-видимому, можно так подобрать уг-
лы аир, что сумма тангенсов этих углов сохранится постоянной
и как следствие сохранится постоянным передаточное отношение
от силы С к силе Sp.
Чтобы определить наивыгоднейшие значения углов аир, на-
пишем уравнение (6-8) в виде
При осевом перемещении конца вала изменяется величина b
(рис. 6-12). Необходимо, чтобы производная dpx/db = 0. Это и
будет условием сохранения неизменности рх при изменении Ь.
Производная — будет равна:
= k — Г---------1 = 0. (6-14)
db db L tg a + tg p J
Все величины в скобках изменяются при изменении fe, и поэто-
му для решения уравнения (6-14) необходимо установить зависи-
мость входящих в него величин от Ь.
Основное уравнение будет (рис. 6-12)
/3 cos a — b = l2 cos p. (6-15)
Дифференцируя уравнение (6-15), получаем:
— Z3 sin ada — db = — Z2 sin pdp
(величины Z2 и Z3 считаем постоянными), откуда
Z2 sin р — — Z3sina — = 1. (6-16)
2 r db 3 db
датчик угловой скорости вти
301
Для определения входящих в уравнение (6-16) производных
составим еще одно равенство
/2 sin р + Zc sin а = h.
Дифференцируя это равенство (при условии h = const) по &,
получаем:
l2 cos Р — + /3 cos а — = 0,
2 н db 3 db
откуда
da l2 cos 3 t/p
db l3 cos a db
И, наконец,
R = (h + r) — e sin P; dR = -— e cos pdp
По уравнению (6-14) получим:
n dR Zda/db d$/db\
. . n > (tga+tgp) —— /?(——+
d ( R \ __________db____\cos2a cos2P/ q
db \ tg a + tg P ' (tg a+tg p)2
или
(tga+tgP)— — /? —= 0.
s s 1 db \cos2 a db cos2 P db)
Подставим значение производных
- (tga + tgp).cos₽^-'A£21₽^. + _1_^\x
8 r db \ /3 cos3a db cos2 P db /
X(h + r — e sin P) = 0.
Сокращая на cos p dfildb, получаем:
-(tg«+tgp)e+ -L A__L\(2±Ltg₽) = O.
cos3 P Z3 cos3 a/ ' e cos p /
(6-17)
Решая уравнение (6-17), можем определить зависимость a =
=f(P) и для каждого выбранного р определить наивыгоднейшее
значение а.
Радиальные составляющие силы 3 всех трех симметрично рас-
положенных грузиков должны взаимно уравновешиваться. Но
практически невозможно выполнить совершенно одинаковыми
углы а и р и радиусы R всех трех грузиков. Поэтому может по-
явиться некоторая составляющая, которая будет стремиться смес-
302
РЕГУЛЯТОРЫ
тить отбойную пластину в радиальном направлении. Предполо-
жим, что радиальное усилие, передаваемое от определенного гру-
зика, больше остальных Это вызовет перемещение отбойной пла-
стины в сторону этого грузика. Радиус вращения центра тяжести
этого грузика увеличится и неуравновешенность возрастет, что
приведет к дальнейшему смещению отбойной пластины.
Для предотвращения смещения отбойной пластины в радиаль-
ном направлении она крепится к тонкой мембране 5 (рис. 6-12),
жестко закрепленной между частями 4 и 6 корпуса датчика. Что-
бы мембрана 5 не вызывала заметного сопротивления перемеще-
нию отбойной пластины в осевом направлении, при ее закреплении
в корпусе она прогибается на величину половины максимального
хода отбойной пластины.
При проектировании подобного датчика следует иметь в виду,
что импульсное давление рх поддерживается неизменным только
на выходе жидкости из сопла. Если подвод к отбойной пластине
осуществляется через горловину dc, то по уравнению неразрыв-
ности можно написать:
лх*с 1 / 20 / ч 1 / 2&
атЕ р*)=га<й |/
или, проведя сокращения, получим
«41 Pi — = Рх<
откуда
соотношением (если принять,
Влияние ро на pi определится
что рх остается постоянным)
или
Дрг 2Да г 1
Поскольку dc/a значительно больше 1, то можно принять:
Дрх 2Да /&! а \2 q Да — рх
Pi a \adc) а рх
Как видно из полученного равенства, изменение давления pi,
передаваемого системе регулирования при изменении расхода
жидкости, тем больше, чем больше начальное сопротивление гор-
ДАТЧИК УГЛОВОЙ СКОРОСТИ ВТИ
303
ловины сопла р\—рх. Если датчик должен компенсировать относи-
тельно большие расходы жидкости через последующий элемент
системы, следует соответственно выбирать большее значение dc.
В зарубежной практике используются не только механические
или гидродинамические, но и электрические датчики угловой ско-
рости. Преимущество датчиков последнего типа заключается в
возможности передачи импульса по скорости на любые расстояния
наиболее простым способом. Но это преимущество только
кажущееся. Угловая скорость — основной регулируемый параметр
только в турбогенераторных установках переменного тока, когда
его частота определяет рассогласование потребности потребителя
и возможностей генерирующих установок. В этом случае для регу-
лирования частоты лучше брать импульс по частоте непосредствен-
но от электрической сети. Прямой импульс всегда надежнее и це-
лесообразнее косвенного. Регулятор скорости в данном случае не-
обходим при поддерживании угловой скорости до включения гене-
ратора в сеть и как дополнительная линия защиты от чрезмерного
повышения угловой скорости. В последнем случае особенно важна
надежность датчика. В других случаях (например, турбовоздухо-
дувки) основным регулируемым параметром будет давление воз-
духа. Угловая скорость, являясь вторичным параметром, опреде-
ляет работу только самой турбины.
Далее предполагается, что кроме импульса по угловой скорости
в систему регулирования необходимо вводить дополнительные
электрические импульсы, например импульс от управляющей ма-
шины. Это действительно необходимое свойство. Современные тур-
бинные агрегаты, особенно при комплексной автоматизации,
управляются с помощью нескольких командных и корректирую-
щих импульсов. Ведущие советские турбинные заводы (ЛМЗ,
ХТГЗ, ТМЗ и др.) успешно решили эту задачу введением в систе-
му электрогидравлического преобразователя (ЭГП) импульсов.
Импульс от этого преобразователя, действуя на промежуточное
усиление ПУ{ (рис. 6-13), складывается с импульсом от регулято-
ра скорости РС и по цепочке усилений передается главному серво-
мотору. В чем важное преимущество именно такого решения? Си-
стема регулирования угловой скорости, кроме функций собственно
управления, выполняет роль защиты от чрезмерного повышения
угловой скорости. Необходимость последней подтверждается в
ПТЭ (Правилах технической эксплуатации электростанций) и
объясняется следующим [Л. 39]. Защита турбины от разгона при
сбросах нагрузки обеспечивается действием автомата безопас-
ности А Б (рис. 6-13), импульс от которого через промежуточные
усиления ПУ передается сервомотору стопорного клапана СК. Си-
стема регулирования представляет собой вторую линию защиты.
Наличие двух независимых защитных линий дает практически
полную гарантию безопасности работы агрегата, так как почти
304
РЕГУЛЯТОРЫ
невероятен одновременный выход из строя обеих систем. Важным
обстоятельством является и то, что в этих системах применяются
принципиально различные датчики: в защите — статически не-
устойчивый, в системе регулирования — статически устойчивый.
Датчики первого типа более энергичны, но они в обычных условиях
неподвижны, и поэтому всегда есть неуверенность в готовности
их к работе.
Поэтому-то эти датчики периодически проверяются. Датчики
системы регулирования действуют непрерывно; нарушения в их
Рис. 6-13. Структурные схемы регулирования и защиты от разгона,
работе сейчас же отражаются на работе регулируемого агрегата
и потому могут быть легко замечены.
При применении электрических датчиков в системе регулирова-
ния в цепочку PC—ГС должны быть введены электрические усили-
тели и ЭГП (т. е. схема не упрощается). Основная линия регули-
рования питается от двух источников энергии: электрической и
гидравлической. В каждом источнике и линиях передачи могут
появиться неисправности. Вероятность исправной работы гид7
равлического источника обозначим Вг, вероятность исправной ра-
боты электрического источника Вэ. При нарушении любого из ис-
точников питания работа системы регулирования будет нарушена.
Поэтому вероятность исправной работы системы регулирования
Вр = ВгВэ.
Если принять, что Вг = 0,95 и Вэ = 0,95, то
Вр = 0,95-0,95 = 0,9025.
Итак, надежность работы системы регулирования падает, а до-
полнительных преимуществ нет. Думается, что применение элект-
рических датчиков угловой скорости за рубежом вызвано главным
образом интересами фирм и не имеет серьезных технических обое-
РЕГУЛЯТОРЫ ДАВЛЕНИЯ
305
нований. Следует заметить, что современные электрические датчи-
ки далеки от совершенства. Их показания зависят от температуры
окружающей среды, внешних наводок от электрических и магнит-
ных полей. Нельзя гарантировать полную надежность и электриче-
ских линий связи. Влияние механических повреждений, влаж-
ности и других воздействий приводит к их выходу из строя. Глав-
ное же в том, что нет оснований, ради чего следовало бы отказаться
от надежных механических датчиков, преобразующих импульс
угловой скорости непосредственно в гидравлический.
6-5. РЕГУЛЯТОРЫ ДАВЛЕНИЯ
В турбинах с отбором пара регулируемым параметром является и
давление пара в отборе. Кроме того, регуляторы давления приме-
няются для регулирования давления масла в системе смазки с зуб-
чатыми насосами, давления пара в линии лабиринтового уплотне-
ния, давления пара в деэраторах и т. п. Конструкции регуляторов
давления во всех этих случаях различны.
Регулятор давления должен измерять регулируемый параметр
(давление) и преобразовывать его в гидравлический импульс. По-
следнее, как правило, осуществляется изменением давления в ли-
нии связи. Измерение давления может производиться трубкой Бур-
дона (манометрами), мембранным и поршневым измерителями.
Соответственно этому и различаются конструкции регуляторов
давления.
Использование трубки Бурдона удобно тем, что этот метод из-
мерения давления широко известен и хорошо освоен в практике.
Трудность использования этой конструкции заключается в малой
перестановочной силе такого датчика и малой частоте собственных
колебаний его, а отсюда всегда заметное влияние помех на работу
датчика. Поэтому манометрические трубки используются главным
образом в системах с электрической передачей импульса, когда
манометрическая трубка замыкает легкий контакт или иным спо-
собом преобразует измеряемый параметр в электрический импульс.
Для гидравлических систем регулирования такой измеритель дав-
ления явно не годится.
Наиболее простой способ измерения давления — использование
плоских мембран.
Плоская упругая мембрана, нагруженная равномерно распреде-
ленным давлением по всей поверхности и защемленная по контуру
в корпусе регулятора, прогибается в центре на
т = (1 — И)2#4,
16 £7г3
где р — давление, равномерно распределенное по пластине; h —
306
РЕГУЛЯТОРЫ
толщина пластины; 7? — радиус пластины; ц — коэффициент Пуас-
сона; Е — модуль упругости материала мембраны.
Максимальное напряжение при этом будет равно:
п D2
гмакс~4^ '
Отношение
_ ( 1 Н")
°гмакс Е h
откуда (при ц=0,3)
т = °r^c = 0,227 . (6-18)
4Eh Eh
В случае пластины, свободно опирающейся по контуру,
т = 777ZT ~ и) (5 + и) Я4;
16Eh3
агмакс ~ ~ (3 + Ц) -R2»
откуда
= (1—Н) (5 + Р) #2.
^гмакс 2 (3 + р) Eh
trt = (1 И) (5 р) R2 оу-макс _ Q 562 °'гмакс
2(3 + р) Eh “ ’ Eh '
Сравнивая полученные значения т, можем установить, что
плотность защемления имеет существенное значение. Свободно
опертая пластина дает примерно в 2 рааз больший прогиб. В связи
с этим, выполняя мембрану за одно целое со стенками корпуса и
делая эти стенки достаточно тонкими (податливыми), можем полу-
чить при прочих равных условиях больший прогиб мембраны.
Как видно из формулы (6-18), прогиб мембраны определяется
допустимым напряжением в ней. Увеличивая напряжение, можно
получить достаточно большой прогиб, но меньшую надежность.
При малом прогибе чрезвычайно трудно преобразовать его в из-
менение давления жидкости.
Для примера выберем £> = 30 см; (толщину мембраны) /г =
= 0,2 см; (допустимое напряжение) о = 300 МПа (3000 кгс/см2);
тогда [при Е=2-105 МПа (2-106 кгс/см2)] т=0,385 см. Если при-
нять степень неравномерности регулятора давления 6 = 0,1, то со-
ответствующее изменение прогиба будет 6m = 0,1; m = 0,0385 см.
Такое малое перемещение трудно преобразовать в гидравличе-
ский импульс большой мощности. Для преобразования прогиба
мембраны в изменение давления рабочей среды можно использо-
вать непосредственно изменение сливного сечения из сопла. Урав-
РЕГУЛЯТОРЫ ДАВЛЕНИЯ
307
нение неразрывности потока для сопла можно написать в виде
(обозначения см. на рис. 6-14)
Qi=a/ | у (Ро — Рх) = <wdh0 рх,
откуда i
А = р‘ м/.
1+Ьг)
Рис. 6-14. Регулятор давления с плоской мембраной (/ — упругая
мембрана; 2 — клапан; 3 — кольцевое сопло).
Продифференцировав это уравнение, получим:
Используя зависимость px = f(ho), получаем:
Арх__ _______1_____A/z
Рх ! + ( V ho '
\ a^dhQ
(6-19)
308
РЕГУЛЯТОРЫ
По уравнению (6-19) можно заключить, что степень преобразо-
вания перемещения мембраны в изменение давления рх опреде-
ляется коэффициентом при hhlh^. Чем больше этот коэффициент,
тем больше относительная величина изменения давления. В свою
очередь этот коэффициент зависит от отношения
<*f
aindh0
При выбранном значении h0 отношение крх1рх будет тем боль-
ше, чем меньше f или, иначе, меньше расход жидкости.
При изменении регулируемого давления на величину неравно-
мерности
A//Z = 0,1 /77.
(6-20)
Действительный прогиб мембраны 1 будет меньше из-за давле-
ния жидкости на отбойную пластину 3. Это усилие равно:
n nd2
р=—р*-
С учетом этого воздействия прогиб мембраны будет равен:
= 0,227 Фогыыс о 218=
Eh Eh3
= 0,227 |1Г(тгМакс- 0,96-g-l. (6-21)
Eh L 7r J
При изменении pP — регулируемого давления на Арр давление
рх изменится на Арх и в этом случае
nd2
Ат, = 0,227 -- -?™акс 6 — 0,218 ----=
Eh Eh3
= 0,227 g- Г&TrMdKC - 0,96 . (6-22)
Eh L J
По равенству (6-22) можно заключить, что вредное влияние
увеличения рх при прогибе мембраны тем больше, чем больше пло-
щадь выходного сечения сопла 3 (рис. 6-14).
Регулируемое сливное сечение из сопла 3 равно произведению
периметра на зазор А.
Чтобы уменьшить вредное влияние рх и увеличить регулирую-
щую способность прогибающейся мембраны, необходимо увеличи-
вать периметр сливного сечения и уменьшать площадь выходного
сечения сопла. Этого можно добиться, используя щелевое прямо-
угольное или кольцевое сопло. На том же рис. 6-14 изображены
выходные сечения таких сопл. Следует рекомендовать применение
РЕГУЛЯТОРЫ ДАВЛЕНИЯ
309
кольцевых сопл как более устойчивых. Для кольцевого сопла
сливное сечение равно:
Ло [л (d + Д) + л (d — Д)] = 2ndh0.
Таким образом, периметр такого сопла в 2 раза больше обыч-
ного периметра сопла того же диаметра. Площадь сопла равна
лб/Д. Чтобы изменение выходного сечения существенно меняло рх,
необходимо соблюдать неравенство
2ndh0 < лб/Д; 2hQ < Д.
Примем как предельное соотношение
2лб//гп = — лйД,
0 4
тогда предельное значение Д равно 8h0.
Используем полученные соотношения для определения расчет-
ной величины h0 и прогиба т.
По данным величинам ро и ДрР = 6ррр, где 6Р— степень нерав-
номерности регулируемого давления, определяем Дт (без учета
воздействия рх). Задавшись желаемой величиной \рх1рх, опреде-
ляем отношение ДЛ/й0- При этом По выбранному отно-
шению \рх1рх и Дт определяем h0. И, наконец, по й0 определяем
Д. После определения ширины щели Д необходимо подсчитать по-
правку к величине прогиба т из-за действия давления жидкости на
клапан 2,
В качестве примера рассчитаем сопло для регулятора давле-
ния, принятого в предыдущем случае:
Am = 0,227 —--<мак^ § = о,227 152'3000--0,1 = 0,04 см.
Eh 2-106-0,2
Выберем Дрх/Рх=5 6 = 0,5, тогда
С) ^Рх __ _ 1
hQ_____________________Рх
Так как = то
й0 = — -у4 = — 0,04 см, берем ft0 = 0,06 см и, наконец,
Д = 8h0 = 8-0,06 = 0,48 0,5 см.
Остроумное решение задачи по увеличению хода упругой части
регулятора было предложено А. В. Щегляевым [Л. 40]. При про-
дольном изгибе стойки за пределами критической силы по Эйлеру
поперечное перемещение ее средней части примерно в 10 раз
310
РЕГУЛЯТОРЫ
больше перемещения концов. Это обстоятельство и было использо-
вано автором для решения задачи увеличения линейного смещения
середины мембраны.
На относительно прочную мембрану 1 (рис. 6-15) действует
регулируемое давление рр. К средней части мембраны жестко при-
крепляется стойка 2, выполненная в виде стальной ленты толщи-
ной 2—3 мм. К средней части ленты подводится сопло 3. В сопло 3
рабочая жидкость подается через постоянный дроссель 4. При про-
гибе стойки 2 изменяется сливное сечение сопла и соответственно
Рис. 6-15. Упругий мембранно-ленточный регулятор давления Щегляева.
Рис. 6-16. Мембранные (сильфонные) регуляторы давления большого хода.
этому меняется давление рх. Изменение рх передается последую-
щему звену усиления системы регулирования. П. Е. Болобаном
разработана методика расчета упругого ленточного регулятора.
При продольно-поперечном изгибе прогиб ленты в ее середине
может быть приближенно представлен уравнением
Ш ?
кр
где Р — дополнительное усилие в ленте, вызванное нагружением
мембраны, iylq — прогиб от сосредоточенной нагрузки, обуслов-
ленной струей масла; Ро — усилие в ленте от предварительного
прогиба.
РЕГУЛЯТОРЫ ДАВЛЕНИЯ
311
При жестком закреплении в опорах, что близко отвечает дей-
ствительности,
Q 192 EJX
(6-23)
Здесь / — длина ленты между опорами; EJxt(1—р2) —цилиндриче-
ская жесткость, подсчитанная по отношению к оси х поперечного
сечения ленты.
Критическая нагрузка
р __________ 4nEJx
КР~ /2(1 _И2)
Подставляя эти величины в уравнение (6-23), получаем:
я2 QI
т =---------------*.
48 [PKp-(PQ+P)]
Жесткостью мембраны можно назвать полное усилие на мем-
брану от равномерно распределенной нагрузки, вызывающее про-
гиб в центре, равный единице.
Для круглой пластины радиусом г с утолщенной недеформп-
руемой центральной частью радиусом г0 при толщине мембраны h
]6яЕ№
с -------------------------------,
3(1 — Р2)(1 — /га2)/-2
где :
k — 4 (1 — 0,75 а2 — а2 In — ; а = — .
\ а ) г
Усилие в ленте, обусловленное давлением на мембрану, будет
равно (приравнивая деформации мембраны и ленты)
Р = ар — Ь (т2 —
где
а__ лг2 EF .__________nPcEF .
~ kEF + cl ’ ~ 4/ (kEF + cl) ’
F — площадь сечения ленты. Подставляя значение Р в уравнение,
определяющее т, получаем:
Р = А(Ш2_/П2)_5!££.+_Т(Р Р). (6-24)
a v Q’ 48та а КР °’ 7
Расчет взят из упомянутой статьи А. В. Щегляева. Увеличения
линейного смещения управляющей части регулятора давления
без повышения уровня напряжений можно добиться и другими
путями.
Подвесим к средней части плоской мембраны 1 (рис. 6-16, а)
двувыпуклую мембрану 2, 3. Обе ее части представляют собой такие
312
РЕГУЛЯТОРЫ
же мембраны, как 1. При этом перемещение клапана 4 будет опре-
деляться суммой перемещений ть т2 и т3, т. е.
Дб = Дтх + Дт2 + Дт3.
Но полученное решение не очень конструктивно. В виде развития
этого решения и была создана гофрированная мембрана-силь-
фон (рис. 6-16, б). Выполняя сильфон толстостенным, можно полу-
чить упругий регулятор с достаточно большим перемещением дни-
ща 2. До сих пор технология изготовления таких сильфонов недо-
статочно отработана. Обычно их изготовляют давлением жидкости,
подводимой внутрь заготовки, которая устанавливается внутри
разборной формы. Недостаток такой технологии в неравномерной
толщине стенок, что снижает прочность сильфона, не уменьшая
его жесткости.
Думается, что более правильной была бы технология изготов-
ления раскатыванием поверхности специальными роликами снару-
жи и изнутри. Раскатку следует проводить при нагреве заготовки
токами высокой частоты или специальной электропечью, укрепляе-
мой на станке. При этом можно добиться равномерной толщины
стенок и хорошего качества материала сильфона, что обеспечит
высокую надежность его работы.
Конструкция цилиндра с гофрированными стенками хорошо
сопротивляется внутреннему и наружному давлению. Поэтому с
точки зрения прочности толщина стенок может быть сделана зна-
чительно меньшей, чем в простой цилиндрической трубе. Но при
этом резко снижается жесткость такой гофрированной мембраны
и внутреннее или наружное давление сожмет или растянет такую
мембрану до полного сплющивания или выпрямления. Для уравно-
вешивания усилия на днище 2 мембраны можно применить пру-
жину сжатия или растяжения. Тогда толщина стенок может быть
значительно уменьшена и соответственно увеличена продольная
деформация сильфона. Именно в таком виде сильфоны из томпака,
латуни или стали и получили особенно большое распространение.
При исследовании таких мембран была обнаружена нечувстви-
тельность регуляторов подобного типа. По-видимому, плоские
части гофра, прогибаясь, касаются друг друга и это вызывает тре-
ние при осевом смещении днища 2. Чтобы сохранить гибкость,
но повысить сопротивляемость внутреннему давлению, применяет-
ся ужесточение конструкции с помощью жестких колец (армирова-
ния) 3, закатываемых между гофрами 1. Естественно, что нечув-
ствительность таких регуляторов повышается.
Преимущество сильфонных регуляторов в компактности кон-
струкции. Применение упругих толстостенных сильфонов не вносит
нечувствительности, и поэтому их применение можно рекомендо-
вать для самых ответственных конструкций. Такой сильфон, вы-
РЕГУЛЯТОРЫ ДАВЛЕНИЯ
313
полненный способом точения, безотказно работает около 20 лет
в качестве измерителя импульсного давления в системе гидродина-
мического регулирования ВТИ, установленной на опытной турбине
института [Л. 41]. Конечно, такой способ изготовления неприме-
ним при массовом изготовлении гофрированных мембран, но тех-
нология изготовления может быть усовершенствована.
Как уже упоминалось, регулятор давления должен измерять
регулируемый параметр (давление) и преобразовывать его в гид-
равлический без усиления или с усилением.
Рис. 6-17. Преобразователь с неупругими плоскими мембранами.
За последнее время широкое распространение получает мем-
бранный преобразователь — надежный, быстродействующий и не
имеющий трущихся деталей (рис. 6-17).
Корпус регулятора 1 разделен перегородкой 2 на две части.
Перегородка — клапан 2 укреплена на неупругой мембране и мо-
жет свободно перемещаться в осевом направлении. В камеру а
подводится измеряемое (регулируемое) давление пара, газа или
жидкости. В камеру b через постоянный дроссель 3 подводится
жидкость, используемая в гидравлической системе регулирова-
ния. Жидкость из камеры b сливается через регулируемое сече-
ние сопла 4.
В такой конструкции автоматически поддерживается соответ-
ствие давления ру давлению рх.
Напишем равновесие сил, действующих на подвижную часть
перегородки 2:
РХР1 = РУ{Р1 — Ге),
откуда
Ру ~ Рх ~т, “ Рх 9 Ру — kPx>
Ъ — с 1 ______
Р1
314
РЕГУЛЯТОРЫ
где
При остановленном агрегате (когда рх = 0) и пущенном насосе,
питающем систему гидравлического регулирования, величина ру
определяется из соотношения
Ру-Р.----
1+
\ «/о /
где fx — сливное сечение через сопло, открываемое клапаном 2;
fo — сечение дросселя 3.
Выбором fx можно ограничить величину ру при пусковом режи-
ме, что определяет прочность соединительной мембраны 5.
Рассмотрим динамику такого регулятора давления. Будем счи-
тать, что изменение рх происходит мгновенно на величину Дрх. Тог-
да часть усилия, определяемого перепадом давления, будет затра-
чена на преодоление силы инерции
Apl F = М — .
х dt*
Дру1ая часть этого перепада пойдет на повышение давления
в камере Ь, т. е.
^=k^py.
Сумма приращений равна общему приращению Дрх:
др’=Др1 + дру.
Чтобы определить величину Дрх, составим уравнение баланса
расходов жидкости через камеру Ь. При этом рассмотрим конкрет-
ное направление движения клапана 2 соответственно повышению
давления рх.
В статике изменение расхода через дроссель 3 Дф0 равно изме-
нению расхода через сопло 4 AQi:
&Qo ~ ^Qi«
В динамике это равенство нарушается. Через сливное сечение
сопла должно дополнительно слиться количество жидкости Fxdxfdt
и поэтому равенство приращения расходов примет вид:
Д^ДОо + Р^-; Q^fAPy,^,
РЕГУЛЯТОРЫ ДАВЛЕНИЯ
315
следовательно,
AQ1 = ^Ap,+^-Afx.
дру У dfx
В то же время
Qo — /2 (Ру)
и поэтому
AQ0 = ^-Apr
дРу
Расход Qi можно выразить уравнением
Соответственно
или
AQj = алс1Лх 1, р л- — andx 1/ —
1 V 2 V уу-
AQi = andx0 ]/ —Ру — + -^- andx0 — Ру — =
I у х0 2 Г у v РУ
= Qio — + •
Хо 2Ру0
Далее
Подставляя значения AQ0 и AQi в уравнение баланса расходов,
получаем:
Ро Ру
Приращение Дх при положительном значении Дрх отрицательно.
I -pt dx
IF-—.
dt
у*-
316
РЕГУЛЯТОРЫ
Следовательно,
0 Г_!М_|__L_q J—+ F-.
° L *о Г 2 pJ 40 2 РО~РУ. dt
Приведя подобные члены и имея в виду, что Qw и Qo — стати-
ческие величины, запишем Qio = Qo-
Получим:
F dx Ах 1 ре кру
Qo dt х0 2 Pq Руп Ру0
По уравнению равновесия сил
Ьру = Ар”,
следовательно, можно заменить
F dx кх 1 р0 кр^х
Qo dt х0 2 Pq Ру0 Рх0
НО
и поэтому
F dx Ах __ 1 Ро \рх
Qo d/ *о 2 pQ руо Рх0 Рхо _
__ 1 ро Г Арх М d2xl
~ ~2~ P0-PyQ[p70~Px0F dt^J ’
Разделив полученное уравнение на 1/2 ро/(ро—Ру0)> получим:
м d*x 2f (Рр-Руо) dx ! 2Ах(Рр-Руа). _Др^
Рх„ F1dt2 Ро Q-0 dt РоХО Рх.
Обозначим:
Y _ *0 Ро Ах — • п _ ^Рх
ПР 2(Ро~Р^)’ ч — » -^пр р — , Рх.
тогда Л4хпр ir 1 Fо Хо / г " П + ' чЧ-1) = р. Рх. F! Qo
Вводя обозначения
rri2 Л1хпр е гр Fо х0
Qo
СТАТИЧЕСКАЯ И ДИНАМИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКИ
317
получим:
где Тр — в секундах.
Применяя клапаны относительно малого веса, большие площа-
ди F} и малые хода хПр, можно получить практически безынерци-
онный мембранный регулятор давления, для которого уравнение
движения примет вид:
+ я = Р-
6-6. СТАТИЧЕСКАЯ И ДИНАМИЧЕСКАЯ
ХАРАКТЕРИСТИКИ
В гл. 1 рассматривалась необходимость ручного или автоматиче-
ского вмешательства в работу системы регулирования. Механиз-
мы, с помощью которых ведется управление системой, называются
механизмами управления. Конструкции механизмов управления
чрезвычайно разнообразны. Устанавливаемые для передачи им-
пульса с относительно малым быстродействием, а главное управ-
ляемые относительно мощными командными органами эксплуата-
ционным персоналом или усилием выходного звена автоматичес-
кого управляющего устройства, механизмы могут работать и при
относительно высокой нечувствительности. Так как их воздействие
внешнее по отношению к системе, нечувствительность механизма
управления не влияет па устойчивость системы. Поэтому при их
конструировании можно применять и не столь совершенные реше-
ния, как это требовалось при создании автоматических систем ре-
гулирования.
Большинство фирм и заводов применяет в настоящее время
механизм управления, воздействующий на поток жидкости в ли-
нии первого усиления. В современных системах регулирования
муфта регулятора скорости изменяет слив жидкости из линии,
передающей импульс сервомотору промежуточного усиления с про-
точным золотником. Естественно в данном случае параллельно или
последовательно с дросселем, управляемым муфтой регулятора,
установить дроссель, управляемый механизмом управления. Кон-
структивное выполнение таких механизмов будет показано при рас-
смотрении конкретных систем регулирования паровых турбин.
Схема включения дросселя, управляемого механизмом управле-
ния, существенно влияет на форму статической характеристики ре-
гулирования.
Фирма ВВС одной из первых применила механизм управления,
воздействующий на линию передачи импульса к сервомотору с про-
точным золотником. При движении муфты 4 регулятора скорости
318
РЕГУЛЯТОРЫ
(см. рис. 4-5) изменяется сечение fx, величина которого определяет
давление рх под поршнем 1 сервомотора и тем самым положение
поршня. При прямоугольной форме окна сечения fx изменение пло-
щади открытия этого окна прямо пропорционально ходу х муфты
регулятора.
Зависимость давления рх от изменения сечения fx определяется
формулой (4-11)
\ а/о /
При прямоугольной форме окна площадь открытия fx можно
представить в виде
fx = bx = Ь (х0 + Дх),
где b — ширина окна; х0— открытие этого окна при рХмакс-
Выражение (4-11) можно переписать в виде
__ _______1______. - __ ?
Рх~ Ро 1 +Л(х0 + Дх)2’
Зависимость px=f(hx) представлена на рис. 6-18. Форма зави-
симости нелинейная. Чтобы получить эту характеристику линей-
ной, необходимо в области малых Дх иметь приращение
(Арл)1 < (Арх)и.
при определенном Ахь а в области больших значений Ах
(ДРл)х > (ApJ12-
Определим отношение Ь.рх]\х. Для этого продифференцируем
уравнение (4-11)
Др* = 24рх _ — 2рх
Условия линейности зависимости px=f(x) можно представить
в виде
— = const,
Дх
тогда
СТАТИЧЕСКАЯ И ДИНАМИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКИ
319
Этого можно достигнуть только при условии, что А будет вели-
чиной переменной. Примем, что А=А0 при х=х0; при таких началь-
ных условиях уравнение примет вид:
~2рлмакс = const,
1
1—+ х°
?! 0*0
откуда
1__________
1 , 1
. -- + Х0 X — Х‘
Рхмакс Ио хо J
Строя окно, ширина которого определяется по формуле (6-25),
можно получить линейную зависимость px=f(x). Чем больше х,
тем больше должна быть ширина окна Ь.
Введение воздействия механизма управления по схеме ВВС (см.
рис. 4-6) сохраняет форму статической характеристики неизмен-
ной как при движении муфты регулятора скорости (т. е. при изме-
нении угловой скорости), так и при перемещении буксы 5 меха-
низмом управления (неизменная угловая скорость).
Рассмотрим работу схемы регулирования (см. рис. 4-6) при воз-
действии механизма управления на дроссель fQ Тогда при неиз-
менной угловой скорости сечение fx будет оставаться постоянным,
а при изменении со постоянным будет сечение fo. В первом случае
форма статической характеристики будет определяться зависимо-
стью (4-11), где fo — переменная величина:
Рх Р° («/o)2-b^ ’
где Д1= (ои/х)2, а во втором — той же зависимостью, но переменной
будет fx:
1
Рх - Ро . . л О
1 + Ах2
В нормальных условиях эксплуатации угловая скорость сохра-
няется неизменной при всех нагрузках агрегата, чему соответству-
ет зависимость (6-26). Отношение Дрх/Д/о в данном случае будет:
ДРх = 2^о[Ро — Рх]
Afo (<х/о)2 + А ’
Или, воспользовавшись зависимостью (6-26), получим:
Рх
.2
(6-25)
(6-26)
(6-27}
= 2р.
Afo
1-^1
,__Ро.
а/о -
(6-28}
т. е. в данном случае влияние механизма управления регулятора
скорости на давление рх отличается от изменения этого давления
регулятором скорости.
320
РЕГУЛЯТОРЫ
Так как при нормальной работе величина fx постоянная,
то форма окна fx не определяет формы статической харак-
теристики. Ее можно выбирать произвольной. Применив рез-
ко расширяющееся окно за пределами допустимого откло-
нения частоты (рис. 6-19), можно значительно уменьшить не-
равномерность, проявляющуюся при увеличении угловой скорости
(т. е. в динамике), что обеспечит увеличение быстродействия регу-
лирования при сбросе нагрузки. Таким образом, регулирование об-
ладает характеристиками двух форм — статической и динамичес-
Рис. 6-19. Разделение скоростных характеристик на статическую и динамическую.
кой, вернее, статическая характеристика делится на две, различа-
ющиеся по режиму работы. Этот метод повышения быстродействия
и назван разделением характеристик на статическую и динамиче-
скую [Л. 58].
На рис. 6-19 приведены форма окна и соответствующие харак-
теристики регулирования. Кривая 1 — статическая характеристика,
кривая 2 — динамическая, определяемая сбросом полной нагрузки,
кривая 3 — динамическая характеристика при сбросе нагрузки
меньше максимальной. В пределах допустимого отклонения часто-
ты (2Д%1) окно сохраняется прямоугольным.
Можно выполнить и другую схему воздействия механизма уп-
равления, пожалуй, более логичную. Параллельно со сливным
окном fx, управляемым регулятором скорости, можно выполнить
слив, управляемый механизмом управления. И в этом случае фор-
ма окна fx за пределами 2Д%1 может быть выбрана произвольно,
что и определит динамическую характеристику регулирования. Ме-
тод разделения статической характеристики применен на ХТГЗ
и ТМЗ для турбин больших мощностей.
РЕГУЛЯТОРЫ ПО СКОРОСТИ И УСКОРЕНИЮ
321
6-7. РЕГУЛЯТОРЫ ПО СКОРОСТИ И УСКОРЕНИЮ
Как уже упоминалось (см. гл. 1), использование импульса по уско-
рению наиболее эффективно повышает быстродействие системы ре-
гулирования.
В таких фирмах, как ВВС, AEG и др., применяют специальные
конструкции регуляторов по ускорению. Рассмотрим принципиаль-
ные основы конструирования таких регуляторов. По уравнению
(2-2) угловое ускорение ротора связано с действующим моментом
и моментом сил инерции. То же уравнение следует использовать
и для расчета регулятора по ускорению. При этом действующим
(вернее, противодействующим) моментом в данном случае будет
момент, передаваемый пружиной, т. е. можно написать:
. А Т иш . А г / UU) \
tc^x J ; щАхмакс = JI -— j
uZ \ at /макс
(6-29)
где i — передаточное отношение.
За максимальное примем ускорение, появляющееся у ротора
агрегата при сбросе полной нагрузки. Отсюда
„ _ \ Clt /макс
С — •
J Дюмакс
Момент инерции груза регулятора
Если груз несимметричен относительно оси вращения, то, кроме
тангенциальной, на связь действует центробежная сила, которая и
определяет ее прочность.
Выбирая груз в виде цилиндра с осью, совпадающей с осью
вращения, можно освободить связь от действия центробежной си-
лы груза и тем повысить надежность работы регулятора.
При наличии сил трения уравнение равновесия в регуляторе по
ускорению примет вид:
ickx+T = j(—
{dt
Без сил трения при расчетном ускорении
т (da \
icxq = J \ — ,
при появлении сил трения
tcx0 +Т = JI —
21—730
322
РЕГУЛЯТОРЫ
Вычитая из последнего равенства предыдущее, получаем:
у._j Г/^со \ Мео \ 1
I /1 \ 0J
т. е. положение муфты регулятора Дх будет при другом, более вы-
соком ускорении ротора. При этом важно отметить, что хотя тре-
ние и вносит искажение в величину импульса по ускорению, но не
вносит запаздывания. Задаваясь тем минимальным значением ус-
корения, при котором должно начинаться перемещение муфты
Рис. 6-20. Регулятор по скорости и ускорению фирмы ВВС.
регулятора, и обозначая предварительное натяжение пружины х0,
можем написать:
ic (х0 + Ахмакс) = .
\ /макс
Но если трение исчезнет, то регулятор переместит муфту
на ДхМакс при меньшем ускорении, а если Т увеличится — то
при большем.
При сбросе нагрузки максимальное ускорение появляется мгно-
венно в момент сброса. Следовательно, и действие такого регуля-
тора будет мгновенным независимо от наличия сил трения, но ин-
тенсивность его воздействия (перемещение Дх) зависит от нечув-
ствительности.
Поскольку регулятор по ускорению обычно применяется для за-
щиты турбины от разгона, то в этом случае необходимо его рассчи-
тывать с учетом возможной величины Т и тогда при сбросах на-
грузки такой регулятор будет действовать с некоторым перерегу-
лированием. Но действие его мгновенно прекратится, как только
ускорение станет равным нулю и снижение угловой скорости бу-
дет происходить под действием регулятора скорости.
РЕГУЛЯТОРЫ ПО СКОРОСТИ и ускорению
323
Интересная конструкция регулятора по скорости и ускорению
разработана фирмой ВВС (рис. 6-20). Корпус 1 обычного типа для
этой фирмы регулятора скорости 2 укреплен на валу 5 подвижно.
Соединительная часть 3 представляет собой косозубую передачу.
При появлении положительного ускорения корпус 1 смещается
вдоль оси, преодолевая натяжение пружины 4, При этом муфта ре-
гулятора получает дополнительное смещение и тем самым изменя-
ет открытие сливного окна на величину, большую статического пе-
ремещения. Дополнительное смещение буксы определяется жест-
костью пружины 4.
Трудность проектирования регулятора по скорости и ускоре-
нию по типу, изображенному на рис. 2-11, определяется быстро-
ходностью и малым временем Тм современных турбогенераторов.
Паротурбогенераторы практически не обладают саморегулиро-
ванием, т. е. а = 0 [уравнение (2-8)]. Для этого случая уравнение
движения агрегата (2-10)
ти — = и-
м dt г
Дадим максимальное отклонение ц=1 (полный сброс нагруз-
ки), тогда
d(p dco 1 __ 1
dt dt AcoMaKC TM
Тангенциальная сила груза регулятора по ускорению равна (см.
гл. 2)
dm Асомакс ATHwojzp
т — г=тг —L = тг —.
dt Тм J
Центробежная сила груза т^г.
Отношение центробежной силы к тангенциальной равно:
тт2г
А(Омакс
тг-----
Тм
Для одного и того же груза т и г одинаковы и, следовательно,
тт2г _ Тм со2 __ Тм со
Аймаке А(0макс 6
тг ----
Тм
Подставим значения величин, характерные для современных аг-
регатов: Тм = 0,3 с; со = 314 с-1; 6 = 0,05; тогда
Тм® __ 0,3-314 _ ]gg^
6 0,05
т. е. центробежная сила в 1884 раза больше тангенциальной силы.
21*
324
РЕГУЛЯТОРЫ
(6-30)
Максимальным импульсом от центробежной силы является ее
изменение при изменении угловой скорости на величину неравно-
мерности, т. е.
Д^макс = 2тсогДсомакс = 2тсо2г6.
Максимальный импульс по ускорению равен:
/ d(d \ Д®макс
mrl — — mr —.
\ /макс
Отношение максимальных импульсов по скорости и ускорению,
которые должны привести к одинаковому перемещению муфты ре-
гулятора,
2/лсогДсомакс __ 9Т
— zy м а».
Аймаке
tnr ---
м
При принятых нами значениях величин отношение импульсов
будет 2-0,3 *314 = 188,4, т. е. при одном и том же грузе и равных
передаточных отношениях импульс по скорости в 188,4 раза больше,
чем импульс по ускорению, а эти импульсы должны быть одинако-
вы. При учете сил трения импульс по ускорению должен быть боль-
ше импульса по скорости.
Можно выбрать разные передаточные отношения [угол р, урав-
нение (2-62)] для передачи одного и другого импульса, но конст-
руктивно невозможно одно передаточное отношение выполнить
в 200 раз больше другого. Это приведет к нежелательному воздей-
ствию случайных помех на импульс с таким большим передаточ-
ным отношением (импульс по ускорению).
Рассматривая уравнение (6-30), можно прийти к выводу, что
импульсы можно сравнять, если выбрать разными передаточные
отношения i, массы грузов m и радиусы вращения г. В этом случае
уравнение (6-30) примет вид:
2Zi ml г± соДсомакс 9Т
------------- = 2/ м со
12 ,Л2 Г2
11 tni rt
Аймаке
12 т2 Г2 ---
* м
Если принять, что это отношение должно быть равным 1, то по-
лучим:
= 2Тм(д == 188,4.
Используя корпус регулятора в качестве груза регулятора по
ускорению, фирма ВВС смогла легко удовлетворить поставленно-
му требованию. Массу корпуса можно выполнить во много раз
больше массы грузов регулятора, соответственно применив разные
пружины, воспринимающие разные импульсы.
ДИФФЕРЕНЦИАТОРЫ
325
6-8. ДИФФЕРЕНЦИАТОРЫ
Вместо датчиков по угловому ускорению в практике турбострое-
ния получили широкое распространение дифференциаторы ЛМЗ
(М. 3. Хейфец). Уравнение сервомотора имеет вид:
Тсц' = а.
Если отклонение сервомотора ц выполнить пропорциональным
<р, то тогда отклонение золотника под действием обратной связи
Рис. 6-21. Схема гидравлического дифференциатора ЛМЗ (Хейфеца).
будет пропорциональным ср'. Помня, что все зависимости в регули-
ровании детектирующие, т. е. направленные, необходимо так скон-
струировать дифференциатор, чтобы отклонение какого-либо эле-
мента в схеме было пропорциональным ц и о.
Напомним, что отклонение золотника равно сг=т)—ц, т. е. алге-
браической сумме перемещений муфты регулятора и сервомотора,
и, следовательно, достаточно было бы изменить знак перед ц, чтобы
получить необходимую сумму перемещений. В то же время для си-
стемы регулирования необходимо, чтобы при р = 0 (нет ускорения)
326
PEIУЛЯГОРЫ
о=т). Это несовместимо с обычным требованием: при всех статиче-
ских режимах о = 0 и т) = ц. Сопоставляя рассмотренные условия,
можем заключить, что пропорционально ускорению должен откло-
няться золотник, а импульс основному золотнику должен переда-
ваться от точки на рычаге, соединяющем специальный сервомотор
с золотником не в том месте, где подвешен золотник. Отклонения
этой точки в динамике должны складываться из перемещений
муфты регулятора и поршня сервомотора. Выходная команда диф-
ференциатора должна быть пропорциональна <р'.
По схеме, изображенной на рис. 1-14, все точки рычага АВС,
расположенные между А и В, получают в динамике отклонения
больше статических. При этом оба перемещения одного знака. Пре-
вышение этого отклонения определяется скоростью движения
поршня сервомотора 4. При достаточно малой скорости дополни-
тельное отклонение любой из этих точек будет относительно боль-
шим. Возвращением золотника 5 в среднее положение дополни-
тельное отклонение точек рычага снимается и остается только
статическое отклонение, пропорциональное тр Конструктивно схе-
му дифференциатора удобно выполнить в таком виде, как это пока-
зано на рис. 6-21. Выберем между точками А и В промежуточную
точку D и составим уравнение движения этой точки [Л. 42]. Для
этого рычаг АВС рассмотрим в промежуточном положении между
статическими положениями.
Относительное отклонение объединенной муфты (точка D на
рис. 6-21) будет равно сумме отклонений муфты регулятора (точ-
ка В) и золотника вспомогательного сервомотора (точка 4), т. е.
Л =’ll+ ₽<*!> (6-31)
где ,
А-^макс
Уравнение золотника дифференциатора, как обычно,
= —Hi-
Подставим значение oi в уравнение (6-31), тогда
n = -Hi + —Phi = (1 +₽)т]1—₽Н1-
Если принять, что регулятор скорости идеальный, то его урав-
нение
Г]1 = <Р,
тогда
т] = (1 +₽)ф —PR.
РЕГУЛЯТОРЫ ПО ДАВЛЕНИЮ И ПРОИЗВОДНОЙ О1 НЕЮ
327
Необходимо исключить щ из полученного уравнения Восполь-
зуемся уравнением сервомотора дифференциатора
, Gi
Чтобы использовать последнее равенство, возьмем производную по
времени от уравнения объединенной муфты
П' = (1 +₽)ч>'—Ph
и вместо р,; подставим ее значение
Т)' = (1 +Р)ф' — iai или 7\rf = (1 + Р)71ф' —рох.
' 1
Сравнивая полученное уравнение с (6-31), можем заметить, что
из них легко исключить Poi простым сложением этих равенств:
Лп' + п = <р + (1 + ₽)Л<Р'- (6-32)
Полученное уравнение и будет уравнением движения объединен-
ной муфты регулятора скорости и дифференциатора.
Чем больше (1 + р)7\, тем больше импульс по ускорению, но
чем больше 7\, тем сильнее катарактное свойство сервомотора
дифференциатора и тем меньше отклонение муфты. Поэтому целе-
сообразно по возможности увеличивать значение (1 + р). При 7=0
регулятор становится обычным регулятором по скорости (им-
пульс по ускорению равен 0). При Т=оо (отклонение золотника
oi = 0) и, следовательно, по (6-31) регулятор также становится
только регулятором по скорости. Исследования показали, что наи-
более целесообразно выбирать немногим больше 1 с.
6-9. РЕГУЛЯТОРЫ ПО ДАВЛЕНИЮ
И ПРОИЗВОДНОЙ ОТ НЕГО
Высокое быстродействие бывает необходимо в системах регулиро-
вания не только скорости, но и давления. Поэтому рассмотрим воп-
рос о создании регуляторов, реагирующих на изменение давления и
производную по этому изменению.
Для решения этой проблемы выберем элемент, параметр кото-
рого зависел бы от производной по давлению. Таким элементом
является объем, через который протекает регулируемая среда. От-
клонение давления сжимаемой среды в постоянном объеме V опи-
сывается уравнением
Гор' +Р1 =р.
328
РЕГУЛЯТОРЫ
В данном случае величина ц характеризует собой изменение
дроссельного сечения на подводе пара в объем V.
Рассмотрим схему, изображенную на рис. 6-22. Поток пара или
другой сжимаемой среды проходит по трубопроводу 1. Трубопро-
вод дросселем 2 соединяется с замкнутым объемом 3. При изме-
нении давления регулируемой среды в трубопроводе 1 давление
в полости 3 изменяется с отставанием. Напишем уравнение расхо-
да в полость 3 при повышении давления в трубопроводе (считая
приближенно, что движение через дроссель 2 подчиняется закону
прямой пропорциональности)
\Gdt = Vdy, \G = V^~,
dt
где AG примем пропорциональным Ар, т. е.
AG = &Др,
тогда
Мп ±Р -
К£АРмакс А — , •
ДРмакс пР dt
Выберем величину k из следующих соображений: при перепаде
ДРмакс в объем пойдет количество Д<7макс = МрМакс. Подставляя,
получаем:
Др Vy dp
АРмакс яДбМакс Р dt
Величину Армакс выбираем по соотношению
^Рмакс ~
где б — степень неравномерности.
Тогда
&Р __ Ту Дрмакс dp
ДРмакс яА^макс Р АРмакс^
Введя обозначения
Р = _^_ ит =-^,
АРмакс ^ДСМакс
получим:
р = трр'. (6-33)
Иначе говоря, изменение давления в объеме пропорционально
производной изменения давления в трубопроводе.
Измеряя давление в трубопроводе и давление в объеме, полу-
чаем регулятор по давлению и производной от него. При этом не-
РЕГУЛЯТОРЫ ПО ДАВЛЕНИЮ И ПРОИЗВОДНОЙ ОТ НЕГО
329
обходимо иметь в виду, что давление в объеме отстает по времени
от давления в трубопроводе. Обычно нам нужен опережающий им-
пульс по производной, поэтому при сложении этих импульсов знак
приращения давления надо изменять на обратный в измерителе.
В качестве одного из примеров подобного типа регулятора по
давлению и производной от него рассмотрим конструкцию, изо-
браженную на рис. 6-23.
В полость а сильфона 1 подводится импульс из трубопровода
регулируемой среды без какого-либо дросселирования, т. е. труб-
Рис. 6-22. Включенный объем для создания импульса по ускорению.
Рис. 6-23. Регулятор по давлению и производной от него
кой большого диаметра. В полость b импульс подводится от того
же трубопровода, но через дроссель малого сечения или от специ-
ального объема (по типу рис. 6-22) трубкой достаточно большого
сечения.
В последнем случае важно обеспечить отсутствие конденса-
ции пара (если измеряется паровая среда) в полости b и на под-
воде к этой полости. Уравнение равновесия сил на поршень регу-
лятора можно написать:
pFl — cx — pv[Fl — F2) = 0,
где Fi — активная площадь сильфона /; F2 — то же сильфона 2;
х — сжатие пружины 3.
В статике p = pv и поэтому уравнение принимает вид:
pF2 = сх\
ДРмакс
F2 — с\х
макс*
В динамике уравнение равновесия
Др/7! — с txx — \pv[Fi~— F2) = 0,
22—730
330
РЕГУЛЯТОРЫ
Разделим уравнение на Армакс^г, тогда
р Дх AMFl"f2) = 0
F2 Ахмакс Аймаке Г2
Имея в виду, что s
APv т ,
------~ ' р р >
Архмакс
получаем
рА + т
F2 р f2
Р' = Т].
Соотношение площадей и F2 определяет соотношение им-
пульсов по давлению и производной от этого давления. При ис-
пользовании специального объема (см. рис. 6-22), который проще
обогреть для предупреждения конденсации пара, давление от этого
объема может подводиться в камеру Ь, заполненную сконденсиро-
ванной жидкостью, так же как и полость а.
Конечно, можно найти и более удачные конструктивные реше-
ния такого регулятора.
Если принять, что р = 0 и р'=1, т. е. что при мгновенном макси-
мальном отклонении регулируемой величины в первый момент вре-
мени должно быть максимальное отклонение х, то
Т F'~F
откуда
Т1 = F 2
(6-34)
Это соотношение дает возможность выбрать Е2.
Для несжимаемой среды объем V должен представлять собой-
конструкцию подобную аккумулятору (см. рис. 5-4), либо такую,
как показано на рис. 6-23. При воздействии системной автоматики
импульс по ускорению может приводить к перерегулированию и
тем мешать процессу противоаварийного воздействия.
7
ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ ЧРЕЗМЕРНОГО
ПОВЫШЕНИЯ УГЛОВОЙ СКОРОСТИ РОТОРА
Разрушения турбоагрегатов при чрезмерном увеличении частоты
вращения ротора так велики, что, несмотря на редкий случай по-
добных аварий, разработка надежных способов защиты имеет очень
важное значение. Как всякая защитная система, во время нормаль-
ной эксплуатации защита от разгона находится в неподвижном
состоянии и поэтому проверку ее работоспособности требуется
производить периодически. При переходе к комплексной автомати-
зации приходится разрабатывать специальные логические ^схемы,
которые осуществляли бы проверки защит по заранее разработан-
ной программе. Это не только усложняет систему комплексной
автоматизации, но и затрудняет эксплуатацию. Поэтому даже уд-
линение срока между проверками защит путем увеличения степени
их надежности — сама по себе целесообразная задача, требующая
постоянного внимания разработчиков.
Можно с уверенностью сказать, что в настоящее время удается
избежать разрушения турбин при сбросах нагрузки только благо-
даря неукоснительному выполнению Правил технической эксплуа-
тации (ПТЭ) Минэнерго СССР. Эти правила требуют обеспече-
ния безопасности турбоагрегата с помощью двух независимых си-
стем: первая — регулятор скорости — регулирующие клапаны и
вторая — автомат безопасности — стопорные клапаны. Особенность
первой линии защиты — непрерывная работа в условиях нормаль-
ной эксплуатации и потому возможен непрерывный контроль за
ее деятельностью. В этом преимущество такой защиты и поэто-
му нельзя ее действие заменять дополнительной линией защиты
второго типа.
Но обе линии защиты перед длительной эксплуатацией должны
быть испытаны в реальных условиях. Испытание собственно защи-
ты легко произвести при нормальной работе агрегата в сеть. Испы-
тания проводятся при полной нагрузке агрегата без отключения
генератора от сети, что и определяет их полную безопасность. В за-
щиту подается сигнал через элемент дистанционного или ручного
управления, что практически не отличается от сигнала, подавае-
мого автоматом безопасности в момент его срабатывания. При та-
ком испытании осциллографом записывается мощность, переда-
ваемая агрегатом в сеть. Планиметрируя полученную диаграмму
22*
332
ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ ПОВЫШЕНИЯ УГЛОВОЙ СКОРОСТИ
мощности в зависимости от времени, можно вычислить работу пара,
заключенного в промежуточных объемах турбины и пара, посту-
пающего в нее в процессе закрытия стопорных клапанов. По полу-
ченному значению работы с достаточной степенью точности опре-
деляется то дополнительное увеличение угловой скорости ротора,
которое будет происходить при сбросах полной нагрузки с отклю-
чением от сети, сверх уровня настройки автомата безопасности.
К сожалению, таким способом нельзя проверить работу основ-
ной системы регулирования, потому что регулятор скорости воздей-
ствует на систему пропорционально изменению угловой скорости,
а это изменение зависит не только от инерционности ротора, но и от
нечувствительности системы регулирования скорости, работоспо-
собности пара, заключенного в турбине, и т. п. Имитировать пе-
ремещение муфты регулятора скорости в этих условиях практиче-
ски невозможно, и поэтому проверку основной системы регулиро-
вания всегда проводят путем прямого опыта со сбросом нагрузки
отключением генератора от сети. При этом работоспособность си-
стемы можно установить только при условии, если во время испы-
таний на сброс нагрузки не произойдет срабатывание автомата
безопасности. Иначе говоря никакими расчетами нельзя убедитель-
но показать, какого уровня достигла бы частота вращения ротора
после сброса нагрузки, если бы не сработала вторая линия защиты.
В этом основная трудность подобных проверок. Но все линии за-
щиты в конечном счете воздействуют на стопорные и регулирую-
щие клапаны. Отказ любой пары: стопорного и регулирующего кла-
панов, управляющих одним потоком пара современных турбин,
приводит к полной гибели агрегата. Поскольку обычно таких пото-
ков не меньше четырех (два потока высокого давления и два —
после промперегрева), вероятность отказа любой из этих пар рез-
ко возросла. Поэтому как в СССР, так и за рубежом единственный
пока способ предупреждения разрушения турбин — систематичес-
кое расхаживание стопорных и регулирующих клапанов на полный
ход не реже одного раза в две недели.
По международным нормам безопасность агрегата должна обе-
спечиваться при отказе любой из двух линий защит. По техни-
ческим условиям система регулирования скорости при сбросе пол-
ной нагрузки не должна допускать повышения угловой скорости
ротора до уровня настройки автомата безопасности. Поэтому при-
веденное требование не вносит каких-либо дополнений в существу-
ющие условия проектирования системы регулирования. Но это тре-
бование существенно затрудняет условия проектирования системы
защиты. При сбросах нагрузки при недостаточном быстродей-
ствии системы регулирования, и при ее работе в момент сра-
батывания автомата безопасности регулирующие клапаны будут
либо полностью закрыты действием системы регулирования, либо
близки к полному закрытию. Поэтому в момент срабатывания ли-
СТОПОРНЫЕ КЛАПАНЫ
333
нии защиты либо пар не будет поступать, либо количество посту-
пающего пара будет мало. Соответственно количество и работоспо-
собность пара, заключенного в промежуточных емкостях турбины,
будут малы и поэтому при срабатывании автомата безопасности
и закрытии стопорных клапанов не будет происходить дальнейшего
повышения угловой скорости сверх уровня настройки автомата
безопасности.
Если же система регулирования полностью отказала, то в мо-
мент срабатывания автомата безопасности в турбину будет посту-
пать полный расход пара и во всех ее отсеках будет максимальное
давление пара. Поэтому после срабатывания автомата безопасно-
сти будет происходить дополнительное увеличение угловой скоро-
сти ротора из-за работы пара, проходящего в турбину в процессе
закрытия стопорных клапанов, и пара, заключенного в промежу-
точных емкостях турбины. Для современных турбин на сверхкрити-
ческие параметры пара подобное повышение угловой скорости со-
ставляет 5—7%, что значительно утяжеляет проектирование тур-
бины, особенно последних ступеней. Снижение уровня настройки
автомата безопасности недопустимо потому, что в этом случае при
всех сбросах нагрузки будет срабатывать автомат безопасности,
поскольку основная система регулирования не обеспечит соответ-
ственно меньшее повышение угловой скорости, чем настройка авто-
томата безопасности. Работоспособность основной системы не будет
проверяться в условиях эксплуатации и тем исключается ее основ-
ное преимущество — постоянный контроль за состоянием системы.
Таким образом, единственный способ снижения предела повы-
шения угловой скорости при сбросах нагрузки — максимальное
увеличение быстродействия и надежности защитных устройств.
7-1- СТОПОРНЫЕ КЛАПАНЫ
Стопорные клапаны устанавливаются перед регулирующими для
быстрого прекращения доступа пара в турбину при аварийных
ситуациях.
Стопорные клапаны обязательно должны открываться только
при закрытых регулирующих клапанах. Это обусловлено тем, что
открытие стопорных клапанов производится обслуживающим пер-
соналом или специальными пусковыми устройствами. В обоих слу-
чаях нельзя гарантировать медленное открытие этих клапанов. При
быстром же открытии стопорных клапанов и при открытом поло-
жении регулирующих клапанов вращающий момент может почти
мгновенно вырасти до предельной величины, что не всегда без-
опасно для турбины.
В некоторых фирмах за рубежом (например, GE) и на турбин-
ных заводах в СССР, например на ХТГЗ, применяют специальную
334
ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ ПОВЫШЕНИЯ УГЛОВОЙ СКОРОСТИ
блокировку, не позволяющую открыть стопорный клапан при от-
крытых регулирующих. Для этой цели стопорный клапан имеет
относительно малый разгрузочный клапан (см. рис. 3-11). Распо-
лагаемое усилие сервомотора клапана выбирается с таким расче-
том, чтобы при большом перепаде давлений на этом клапане сер-
вомотор не мог преодолеть паровые усилия и клапан оставался
закрытым. Если регулирующие клапаны турбины открыты, то от-
крытие разгрузочного клапана стопорного клапана не может вы-
ровнять паровые усилия по обе стороны последнего. При закрытых
регулирующих клапанах открытие того же разгрузочного клапана
выравнивает давления по обе стороны стопорного клапана и сер-
вомотор сможет его открыть.
Стопорные клапаны должны быть особенно плотными, поэтому
для этих условий не рекомендуется применение двухседельных кла-
панов (см. рис. 3-12), которые не могут обеспечить плотного
закрытия.
В турбинах среднего давления различные заводы применяли
двухседельные клапаны в качестве стопорных, но и тогда это было
недостаточно надежно. Так, в СССР в 1939 г. разрушилась машина
фирмы Бумаг от разгона, из-за того, что разгруженность двух-
седельного клапана с течением времени уменьшилась. Одновремен-
но уменьшилась жесткость пружины сервомотора из-за недоста-
точно высокого качества металла. При сбросе нагрузки после сра-
батывания автомата безопасности стопорный клапан недозакрылся
на 5 мм, что и привело к разрушению турбины. Для этих целей
можно рекомендовать клапаны двойного дросселирования (см.
рис. 3-14), плотность которых сохраняется в течение длительного
срока эксплуатации.
Чтобы обеспечить максимальную плотность, часто в качестве
стопорных клапанов применяют простые неразгруженные одно-
седельные клапаны (см. рис. 3-1) относительно удобообтекае-
мой формы для уменьшения потери давления при их полном
открытии. Потеря давления уменьшает располагаемый тепловой
перепад на турбину и тем снижает ее экономичность.
7-2. СЕРВОМОТОРЫ СТОПОРНЫХ КЛАПАНОВ
Стопорные клапаны должны закрываться при всех условиях,
в частности и при падении давления рабочей жидкости до нуля.
Поэтому в настоящее время, как правило, в этом случае применя-
ются сервомоторы с односторонним подводом жидкости. В случае
аварийного снижения давления рабочей жидкости стопорные кла-
паны закрываются действием пружин.
Стопорные клапаны как защитные органы должны закрываться
особенно быстро. В то же время открытие этих клапанов должно
СЕРВОМОТОРЫ СТОПОРНЫХ КЛАПАНОВ
335
происходить медленно. Поэтому сечение подводящих трубопрово-
дов можно выбирать малым, а сливных — большим. Но сливные
маслопроводы должны иметь малое сопротивление только в момент
закрытия клапанов, т. е. в аварийных условиях. При нормальной
эксплуатации агрегата через сливную линию проходит только утеч-
ка через неплотности поршня сервомотора и золотника. Обращает
на себя внимание то обстоятельство, что со сливной стороны поршня
сервомотора при его движении освобождается такой же объем, как
и вытесняемый с напорной стороны. Поэтому в современных конст-
рукциях сервомоторов стопорных клапанов при движении золот-
ников в сторону закрытия жидкость из напорной полости сервомо-
тора перепускается в сливную, а оттуда — в сливную линию.
Это дает возможность резко повысить скорость движения поршня
сервомотора при малом диаметре сливной трубы. Такая конструкция
сервомотора допустима только для управления стопорным кла-
паном, движения которого однократны и повторяются через доста-
точно большой промежуток времени. Для управления регулирую-
щими клапанами это недопустимо. При повторном быстром откры-
тии клапана, когда из сливной полости еще не успевает вытечь
жидкость, может произойти гидравлический удар, что может при-
вести к резкому торможению сервомотора или даже к его поломке.
В нормальных условиях эксплуатации стопорный клапан нахо-
дится в неподвижном, открытом состоянии. При этом нет уверен-
ности, что клапан закроется в момент аварии. Застревание клапа-
на может произойти из-за попадания загрязнений в зазор между
штоком и втулкой (возможно и отложение солей в этом зазоре),
из-за отложений на стенках цилиндра сервомотора и других слу-
чайных причин. Поэтому каждый завод вводит в конструкцию сер-
вомотора стопорного клапана расхаживающее устройство, с по-
мощью которого персонал может несколько прикрыть клапан при
нормальных условиях работы агрегата.
Ход клапана при расхаживании строго ограничен, так как за-
крытие стопорного клапана при нормальной работе турбины вызо-
вет беспаровой режим, который может продолжаться (по инструк-
циям заводов) не более 3 мин.
Большая задержка с открытием клапана вызовет необходи-
мость отключения генератора от сети, что приведет к аварийному
недоотпуску энергии.
Но и такое расхаживание стопорного клапана не дает полной
гарантии его надежного закрытия в аварийной ситуации. Доста-
точно клапану недозакрыться на несколько миллиметров, как раз-
рушение турбины практически неотвратимо. Разгон турбины до
опасных пределов при полностью открытых клапанах происходит
за несколько секунд. За это время невозможно закрыть главные
паровые задвижки на подводящем паропроводе. Срыв вакуума не
может удержать турбину от разгона, а при открытом стопорном
336
ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ ПОВЫШЕНИЯ УГЛОВОЙ СКОРОСТИ
клапане срыв вакуума может привести к развитию аварии из-за
перегрева выхлопной части турбины.
В современных конструкциях ЛМЗ и некоторых зарубежных
фирм предусматривается возможность полного закрытия стопорно-
го клапана при его опробовании в нормальных условиях эксплуа-
тации. Для этой цели к турбоустановке пар подводится через два
и больше стопорных клапанов. Кстати, подвод пара к мощным
турбинам через один стопорный клапан технически неосуществим,
потому что, во-первых, из-за условий прочности паропроводов пар
к турбине подводится от котла по нескольким ниткам паропрово-
дов, во-вторых, размеры одного клапана становятся настолько
большими, что их конструкция оказывается слишком громоздкой.
Для возможности опробования стопорных клапанов при работе аг-
регата паропроводы после стопорных клапанов соединяются пере-
мычками. При полном закрытии одного из стопорных клапанов
расход пара на турбину уменьшается сравнительно мало. Обычно
перепад давления на стопорном клапане составляет приблизитель-
но 2% номинального давления. Если приближенно считать, что
расход пара пропорционален корню квадратному из перепада, то
при увеличении этого перепада в 4 раза расход пара через клапан
увеличится вдвое. При этом давление пара за клапаном уменьшит-
ся на 6% номинального. В конденсационных турбинах расход пара
прямо пропорционален давлению в регулирующей ступени. Следо-
вательно, расход пара должен уменьшиться всего на 6%. В дейст-
вительности сопротивление клапана растет значительнее и умень-
шение нагрузки будет большим, но порядок величин примерно та-
кой, как получен в приведенном расчете. При числе стопорных кла-
панов больше двух снижение мощности будет еще меньшим при
проверке одного стопорного клапана, но при этом необходимо пом-
нить, что чем больше стопорных клапанов, тем более вероятны от-
каз одного из них и возможность разрушения турбины.
При проверке расхаживанием появляется опасность застрева-
ния клапана при его открытии, что вызовет необходимость вынуж-
денной остановки агрегата. С неисправным стопорным клапаном
работа не разрешается по вполне понятным соображениям безопас-
ности агрегата.
Итак, надежность работы стопорного клапана определяется не
только аварийными условиями, но и нормальной эксплуатацией.
Необходимо создать такую конструкцию стопорного клапана и его
сервомотора, которая ни при каких условиях не могла бы отказать
в работе при аварии. Если бы удалось создать такую конструкцию,
то отпала бы необходимость в систематической проверке ее рабо-
тоспособности. Если учесть, что со временем все обслуживание
агрегата будет автоматизировано, то решение этой задачи стано-
вится необходимым. Иначе надо сохранить функции проверки, что
приведет к значительному усложнению автоматической системы.
СЕРВОМОТОРЫ СТОПОРНЫХ КЛАПАНОВ
337
В настоящее время конструкция сервомоторов стопорных кла-
панов мало отличается от обычной для регулирующих систем.
В прежних конструкциях стопорные клапаны всегда имели ручной
привод, кроме автоматического. При отсутствии персонала у тур-
бины и при громоздкости конструкций современных стопорных кла-
панов это решение нецелесообразно.
Поиски новых решений для управления стопорными клапанами
должны быть прежде всего направлены на повышение надежности,
а не только на использование различных принципов. К сожалению,,
в виде опыта была осуществлена конструкция стопорного клапана
с электроприводом [Л. 59]. Клапан открывается электромото-
ром дистанционного управления и удерживается в открытом
положении специальной фрикционной муфтой с электромагнитным
прижатием. При срабатывании автомата безопасности электромаг-
нит обесточивается. Муфта освобождается, и стопорный клапан за-
крывается. Можно ли такую конструкцию считать более надежной,
чем гидравлический сервомотор? Фрикционные соединения по опы-
ту общего машиностроения недостаточно надежны. Случайное уве-
личение сопротивления из-за увеличенного трения в муфте — и кла-
пан не закроется. Далее, автомат безопасности обесточивает линию
связи с электромагнитом. Но если произойдет замыкание линии
параллельно контакту управления стопорным клапаном? Электро-
магнит останется включенным и при разъединении упомянутого
контакта. Какой же смысл в таком новшестве? Возможность за-
еданий штока клапана сохраняется, а надежность привода умень-
шается. Предполагается, что при этом уменьшается пожароопас-
ность. Пожароопасность устраняется не только приводом стопорного
клапана. В современных агрегатах с промежуточным перегре-
вом пара приходится всегда применять разветвленную систему тру-
бопроводов, что и определяет его пожароопасность.
Кроме того, на ЛМЗ разработана конструкция, при которой
управляющие элементы клапанов находятся в переднем стуле,,
в случае пожара закрывается стопорный клапан и к нему прекра-
щается подача масла.
При движении поршня сервомотора стопорного клапана с боль-
шой скоростью произойдет резкий удар клапана о седло. Смятие
кроющих кромок клапана и седла может привести к последующей
неплотности. Поэтому в большинстве конструкций выполняется спе-
циальный демпфер, тормозящий ход клапана перед его закрытием.
Это осуществляется тем, что подвод жидкости в напорную полость
сервомотора перекрывается поршнем при его положении вблизи за-
крытия клапана. В современных конструкциях приходится отка-
заться от торможения в конце хода из-за соответствующего увели-
чения времени срабатывания, что дополнительно приводит к не-
обходимости поиска решений, устраняющих требование частых
проверок.
338
ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ ПОВЫШЕНИЯ УГЛОВОЙ СКОРОСТИ
7-3. АВТОМАТЫ БЕЗОПАСНОСТИ
Импульсным органом в защите являются регуляторы скорости.
В отличие от регуляторов скорости, поддерживающих режим нор-
мальной работы, эти регуляторы дают команду только на закры-
тие стопорных клапанов и разрешают их открытие, т. е. у них всег-
да два рабочих положения: полное закрытие клапана и его полное
открытие. Такие системы сокращенно называют «открыть — за-
крыть». Само назначение таких регуляторов позволяет в данном
случае применить неустойчивые датчики (см. гл. 1), т. е. такие,
в которых коэффициент правой части уравнения (1-10) меньше
нуля
С < /ЖО2.
Рассмотрим более подробно работу неустойчивого регулятора.
Для него уравнение (1-10) примет вид:
2т<огДо) = — (та? — с) \у.
В момент, когда наступит равновесие центробежной силы груза
и силы пружины, будет:
nw^rx=cyv (7-1)
При дальнейшем повышении угловой скорости, ввиду того что
та?х >с, груз начнет перемещаться в сторону увеличения натяже-
ния пружины. При одинаковой величине приращений г{ и увели-
чение центробежной силы будет оставаться большим приращения
силы пружины, т. е. при coi = const
та?{ &г > ску.
Движение груза будет происходить до тех пор, пока он не дой-
дет ДО упора. Обозначим путь груза Az/макс = АгМакс- Тогда при по-
ложении груза на упоре уравнение равновесия сил
т(0? ДгМакс — сД^макс = <7'2)
Силу S по аналогии со статическим регулятором можно назвать
перестановочной силой. Когда закроется стопорный клапан и угло-
вая скорость ротора начнет уменьшаться, наступит такой момент,
когда будет действительно равенство
(г, + Дгмакс) = с + Д*/1макс)• (7-3)
При дальнейшем снижении угловой скорости центробежная си-
ла окажется меньше силы пружины. И так как со2<соь то mcoi <с
АВТОМАТЫ БЕЗОПАСНОСТИ
339
и груз переместится до упора в другую сторону. Таким образом,
двум положениям регулятора соответствуют два значения угловой
скорости (01 и (02- Первое значение соответствует моменту полного
открытия клапана, второе — полному закрытию. По аналогии со
статическим регулятором скорости разность (Oi—(02 можно назвать
неравномерностью неустойчивого регулятора. В системе поддержи-
вания нормального режима работы агрегата большей угловой ско-
рости соответствует меньшее открытие регулирующего органа.
Иначе говоря, неравномерность неустойчивого регулятора имеет
знак, противоположный знаку неравномерности статического ре-
гулятора:
= — 6. (7-4)
(01
Вернемся к уравнению (1-10)
2/Л(огА(о = (с — may2) \у.
Для максимальных перемещений это уравнение будет:
2zn®i г, Асомак = (с — mcof j Д^
или
(7-5)
Уравнение (7-5) одинаково для любых типов регуляторов Для
разных регуляторов оно отличается тем, что для статического 6>
>0, неустойчивого 6<С0 и астатического 6=0.
Из уравнения (7-5) можно определить необходимую жесткость
пружины
Аймаке
Для неустойчивого регулятора
с=^г_^ = гаш5Г1_ли1. (7.6)
Ломакс L A^/MaKCJ
Таким образом, при прочих равных условиях жесткость пружи-
ны должна быть меньше, чем у статического регулятора. При опре-
делении жесткости пружины необходимо учитывать ее собствен-
ную центробежную силу [Л. 45].
Перемещение груза регулятора на величину Az/макс должно пе-
редаваться последующим элементом управления стопорными кла-
панами. Если сила сопротивления передающего механизма ока-
340
ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ ПОВЫШЕНИЯ УГЛОВОЙ СКОРОСТИ
жется больше S, то груз при ударе о рычаг будет перемещаться
в обратном направлении. При этом необходимо иметь в виду, что
при обратном движении груза сила сопротивления движению бу-
дет уменьшаться и груз легко может переместиться до противопо-
ложного упора. Поэтому сила сопротивления Si передающего ме-
ханизма должна быть меньше перестановочной силы S (отсюда
понятно название этой силы), т. е.
S = kSly
где k — коэффициент запаса.
Коэффициент запаса k следует выбирать от 2 до 3. Такой запас
необходим для преодоления сил трения в передающем механизме,
величина которых может меняться в широких пределах из-за слу-
чайных причин. Создание передаточного механизма без трущихся
пар значительно повысит надежность передачи импульса от ав-
томата безопасности.
Чтобы выяснить влияние различных параметров автомата на
величину S, подставим в уравнение (7-3) значение су{ из уравне-
ния (7-1) иеДг/макс из (7-2).
Тогда
™>2 (G + ДГмакс) = т£Й1 (Г1 + ДГмакс) ~ S>
откуда
S= m (g +'4..j- (7-7)
Особенно большое влияние на величину S имеет значение угло-
вых скоростей «I и со2. Увеличение соь как уже упоминалось выше,
влечет за собой утяжеление ротора агрегата, что нежелательно.
Казалось бы, уменьшение со2 не имеет существенного значения.
Поэтому в ранних конструкциях турбин со2 выбиралось равным
(0,84-0,9) соь
В практике эксплуатации это оказалось неудобным.
При ложном срабатывании автомата безопасности, когда агре-
гат включен в сеть, его нельзя было переставить в исходное поло-
жение без отключения турбоагрегата от сети. Чтобы исключить это
неудобство, в современных турбинах выбирают со2 = (1,0154-
1,025) соо — номинальной угловой скорости.
В этих условиях при ложном срабатывании автомата безопас-
ности при номинальной угловой скорости ротора турбины он воз-
вратится в нормальное положение без отключения турбины от сети.
Увеличения перестановочной силы S целесообразно добиваться
за счет увеличения массы груза. Более же правильный путь —
стремиться к всемерному уменьшению сил сопротивления переда-
точного механизма.
КОНСТРУКЦИЯ АВТОМАТА БЕЗОПАСНОСТИ
341
Определим влияние сил трения в автомате безопасности на его
работу. При наличии сил трения уравнение равновесия в момент
срабатывания (7-1)
т (<о( 4- Дсот)2 = сух 4- Т.
(7-8)
Вычитая из (7-8) уравнение (7-1), получаем:
т (о», 4- Ао)т')2 rt — тю* t\ = T
или, пренебрегая членом Д®|,
2т(о. г. Лсот = Т; 2/77(0? г. —— = Т.
111 1 * cox
Обозначая
2Дсот
Р = mrf г.; е = ----,
получаем:
8 = , (7-9)
т. е. тот же вид уравнения, что и (1-24).
При появлении нечувствительности в автомате безопасности
момент его срабатывания отдаляется на Дсот. Особенно опасно по-
явление нечувствительности тем, что величина сил трения может
меняться в широких пределах, доходя иногда до полного защем-
ления груза, что грозит полным разрушением агрегата. Поэтому
решению вопроса о максимальном уменьшении нечувствительности
автомата безопасности и всех передаточных звеньев следует уде-
лить максимальное внимание. К сожалению, до сих пор не созда-
на такая конструкция автомата безопасности, в которой были бы
исключены трущиеся пары. Использование неустойчивых регуля-
торов повышает надежность защиты. Как только сила трения пре-
одолена и начинается движение груза, перестановочная сила воз-
растает, что гарантирует дальнейшее его движение.
7-4. КОНСТРУКЦИЯ АВТОМАТА БЕЗОПАСНОСТИ
Один из наиболее распространенных автоматов безопасности паль-
цевый (рис. 7-1). В валу 1 агрегата делается сверление, в котором
и размещается автомат. Груз 2 в виде металлического пальца при-
жимается пружиной 5 к гайке 4. Натяжение пружины может изме-
няться перемещением упора 3 или установкой специальных про-
342
ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ ПОВЫШЕНИЯ УГЛОВОЙ СКОРОСТИ
кладок под пружиной 5. Палец 2 выполняется полым с таким рас-
четом, чтобы его центр тяжести был расположен ближе к тонкому
концу. Шляпка пальца служит опорой пружины 5. Максимальный
ход пальца ДуМакс ограничивается выступом в расточке вала, в ко-
торый палец упирается шляпкой при своем перемещении в сторону
сжатия пружины 5. Когда происходит срабатывание автомата, па-
лец выходит за пределы поверхности вала и ударяет по рычагу
передаточного механизма к стопорному клапану. Перемещение
пальца Д^макс выбирается равным 4-—6 мм, что обеспечивает не-
Рис. 7-1. Астатический регулятор — автомат безопасности пальцевый.
Рис. 7-2. Боек автомата с подвижным грузиком внутри бойка.
обходимый поворот рычага. Следует учесть, что рычаг должен
располагаться по отношению к валу на расстоянии не ближе 1 —
1,5 мм, что гарантирует от задевания рычага колеблющимся валом
без выхода пальца из своего гнезда. С другой стороны, чем боль-
ше зазор, тем меньше путь пальца (Дг/макс — зазор), при котором
совершается поворот рычага и, следовательно, меньше работа ав-
томата, затрачиваемая на перемещение этого рычага.
Трение пальца о направляющие поверхности может вызывать-
ся: неточностью расточки в валу, перекосами пружины, переко-
сами упора и гайки, попаданием загрязнений в расточку вала,
ржавлением пружины. При неточности расточки вала, когда ее ось
не проходит через ось вала, появляется боковая центробежная си-
ла, прижимающая боек к одной стороне. Величина этой силы про-
порциональна допуску на неточность сверления. Пружина сжатия
всегда создает перекашивающее усилие, величина которого опре-
деляется качеством заделки и параллельностью торцов пружины
и формой первого, нерабочего витка. Особенно большим перека-
шивающее усилие будет при выпучивании пружины. Это может'
быть при потере устойчивости формы пружины. Пределы устойчи-
КОНСТРУКЦИЯ АВТОМАТА БЕЗОПАСНОСТИ
343
вости можно подсчитать по формулам сопротивления материалов
[Л. 45].
Ось пружины должна совпадать с осью расточки, иначе и на
нее будут действовать боковые силы инерции. Резьба, как пра-
вило, не может обеспечить совпадения осей сопрягаемых деталей.
Поэтому при конструировании следует избегать центровки на резь-
бе. Наличие двух напрягающих гаек 3 и 4 может привести к су-
щественным перекосам. Чтобы избежать этого, следует вместо*
упора 3 устанавливать упор в расточке в валу, а изменение натя-
Рис. 7-3. Кольцевой автомат безопасности с проверкой работоспособ-
ности без повышения угловой скорости и без воздействия на сто-
порный клапан.
жения пружины осуществлять специальными подкладками под
нее. Такой метод изменения натяжения пружины затрудняет на-
стройку автомата. Фирмой Сименс—Шуккерт применен для этой
цели перемещающийся грузик внутри бойка 1 (рис. 7-2). Положе-
ние грузика 2 фиксируется контргайкой 3. Иногда удается создать
составной ключ (один в другом — предложение, примененное на
Березовской ТЭЦ-4), с помощью которого удается смещать грузи-
ки через люк в крышке подшипника и тем избежать вскрытия
крышки при настройке. Такая возможность должна быть преду-
смотрена конструкторами турбин. При использовании последнего
метода настройки следует иметь в виду, что перемещением грузика
2 изменяется начальный радиус вращения, следовательно, изменя-
ется перестановочная сила S бойка (7-7) и изменяется момент воз-
вращения бойка во взведенное положение (со2). По уравнению (7-3)
п С Ул I Д^/макс «»
(Од = — -—-— ----- все величины в правой части остаются неиз-
Ш 1\ + Дгмакс
менными, кроме гх.
Конструкция пальцевого автомата проста и компактна, чем она
выгодно отличается от других конструкций автоматов.
344 ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ ПОВЫШЕНИЯ УГЛОВОЙ СКОРОСТИ
Попадание загрязнений в полость автомата и ржавление пру-
жины могут привести к заклиниванию бойка, что особенно опасно.
Делались попытки подведения масла внутрь полости автомата
для постоянной его промывки в процессе эксплуатации через спе-
циальные дренажные отверстия. Правильнее обеспечить плотное
закрытие этой полости с помощью неупругих, хотя бы и неметал-
лических защитных мембран, что, к сожалению, пока не применя-
ется для этих целей. Ржавления пружин легко избежать их нике-
лированием или другим защитным покрытием.
Перестановочная сила (7-7) прямо пропорциональна массе
груза. В конструкции пальцевого автомата трудно использовать
груз большой массы В этом отношении более энергичными явля-
ются кольцевые автоматы безопасности (рис. 7-3). На вал 1 наде-
вается жесткое кольцо 2 с внутренней эксцентричной расточкой.
Пружина 5 прижимает кольцо к валу наиболее утолщенной частью.
Стержень 4 воспринимает перекашивающие силы и направляет
движение кольца. Натяжение пружины изменяется перемещением
гайки 3. Масса такого груза может быть выбрана достаточно боль-
шой. Соответственно у такого автомата большая перестановочная
сила 3. В прежних конструкциях кольца устанавливались между
направляющими щеками. При неточности установки этих щек про-
исходили задевания о них кольца и появлялось трение, приводив-
шее к нечувствительности автомата. Удаление этих щек повысило
чувствительность и не уменьшило надежность работы автомата.
Кольцо хорошо самоустанавливается в плоскости, перпендикуляр-
ной оси вращения, и не требует каких-либо направляющих.
7-5. ВЛИЯНИЕ ВИБРАЦИИ ВАЛА НА РАБОТУ
АВТОМАТА
При вибрации вала наблюдались случаи ложного срабатывания
автомата безопасности. Возможность такого воздействия можно
объяснить следующим образом. Предположим, вал совершает си-
нусоидальные колебания с амплитудой А и частотой со®, тогда от-
клонение оси вала в какой-либо плоскости можно представить
в виде
y = 24sincoo^ (7-10)
Скорость движения точки оси вала
у' — Аоо cos (оо t\
ускорение
у" = — Леей sin соп/;
•~/ и и 1
ВЛИЯНИЕ ВИБРАЦИИ ВАЛА НА РАБОТУ АВТОМАТА
345
максимальное ускорение
^акс=-М
Такое же ускорение будет иметь и груз автомата безопасности
при совпадении фазы колебаний вала с осью бойка.
Соответствующее усилие
центробежная сила груза автомата при о>=<оо
г,;
в момент срабатывания
г,;
избыточная сила прижатия пружины
ты2 гх — ты2 гг (7-И}
Когда сила, появляющаяся от вибрации ротора, уравновесит
избыточную силу пружины, автомат сработает при номинальной
угловой скорости (Оо
ты2 гх — тм2 гх =- тАы2,
откуда
= 11 (7-12}
Г1 L\ too / J
Так как обычно принято coi = 1,1 со0, то срабатывание автомата
произойдет при
А/гг = 0,21. (7-13)
Обычно радиус вращения центра тяжести груза выбирается
около 1,0 мм, иначе пришлось бы ставить очень мягкую пружину
(7-6). Отсюда можно заключить, что достаточно колебания вала
0,2 мм, чтобы смогло произойти ложное срабатывание автомата
безопасности. Для того чтобы это произошло, необходимо совпа-
дение по фазе колебаний вала с направлением оси груза автомата
безопасности. Только в этом случае получится максимальное уси-
лие. Случай маловероятный, но возможный, тем более что совре-
менными наблюдениями установлено, что амплитуда колебаний
346
ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ ПОВЫШЕНИЯ УГЛОВОЙ СКОРОСТИ
вала в несколько раз превосходит амплитуды колебаний опор,
обычно измеряемые в практике эксплуатации. Вероятность совпа-
дения по фазе колебаний вала очень мала, поэтому редки случаи
ложных срабатываний.
Для отстройки автомата необходимо соответственно изменить
радиус вращения груза. При этом изменятся степень неравномер-
ности (7-6) и момент начала срабатывания. Поэтому при отстрой-
ке необходимо пересчитать регулятор и соответственно изменить
либо массу груза, либо жесткость пружины.
Рис. 7-4. Антивибрационный сдвоенный автомат безопасности.
Можно ли создать автомат, не подверженный влиянию сил, по-
являющихся при вибрации вала? Можно. Обратим внимание на то,
что центробежная сила груза при всех условиях направлена от
центра к наружной поверхности вала, а сила, вызванная вибрация-
ми, имеет вполне определенное направление, перпендикулярное
его оси. Представим себе два автомата безопасности (например,
пальцевые), бойки которых расположены во взаимно противопо-
ложных направлениях. Тогда на один из бойков сила от вибрации
будет действовать в направлении, совпадающем с направлением
центробежной силы, а на другой — в противоположном. В первом
автомате эта сила будет стремиться вытолкнуть боек, а во вто-
ром— дополнительно прижать его. А при повышении угловой ско-
рости центробежные силы обоих автоматов будут направлены в
сторону срабатывания. Если связать жестко бойки таких автома-
тов, то сила от вибрации на один автомат всегда будет компенси-
роваться силой на другой. Одна из конструкций такого автомата
изображена на рис. 7-4. Бойки 1 поворачиваются на оси 2. Бойки
прижаты плоскими пружинами 3. Эта конструкция оказалась до-
статочно сложной, а ложное срабатывание из-за вибрации вала до-
статочно редкое, и поэтому она не нашла распространения.
ПРОВЕРКА АВТОМАТОВ БЕЗОПАСНОСТИ
347
7-6. ПРОВЕРКА АВТОМАТОВ БЕЗОПАСНОСТИ
Как уже упоминалось, автоматы безопасности требуют системати-
ческой проверки, поскольку нет уверенности в их надежной работе
в момент аварии. По правилам технической эксплуатации провер-
ка должна производиться каждые 2000 ч эксплуатации агрегата.
Наиболее совершенной проверка будет при специальном повыше-
нии угловой скорости агрегата. Такая проверка обязательна после
капитального ремонта агрегата и каких-либо изменений в системе
регулирования и защиты от разгона. При подобной проверке не-
обходимо агрегат отключить от сети, провести проверку и снова
включить в сеть. Это ведет к недоотпуску энергии, и, кроме того,
такая проверка опасна для агрегата, поскольку напряжение от цен-
тробежных сил во всех вращающихся частях повышается больше
чем на 20%. В США были случаи разрушения турбин при таких
проверках. Конечно, это было результатом дефектов в материале,
но все же частое перенапряжение деталей нельзя считать без-
вредным.
Периодичность проверки автоматов безопасности повышением
угловой скорости ротора можно значительно удлинить, если в про-
межутках осуществлять проверку без повышения угловой скорости.
В современных турбинах советских и зарубежных турбинных заво-
дов, как правило, предусматривается устройство для осуществле-
ния таких проверок. Конкретные схемы и конструкции приведены
ниже в разделе разбора выполненных систем регулирования и за-
щиты. Рассмотрим два принципиально отличных способа, применя-
емых в практике советского турбостроения.
Чтобы автомат переместился из одного крайнего положения в
другое, необходимо преодолеть избыточную силу пружины 5
(см. рис. 7-1). Дополнительную силу удобно передать с помощью
гидравлической связи. Чтобы сжать пружину, следует подвести
масло под давлением в полость а (см. рис. 7-1). В первых конст-
рукциях турбин масло подводилось через центральное сверление
в валу (например, в турбинах ВВС) или по кольцевому соплу (тур-
бины ЛМЗ). Все эти схемы оказались не очень удобны. Наиболее
просто решался вопрос с опробованием кольцевых бойков. На
ХТГЗ используют для этой цели подвод масла во внутренние по-
лости а кольца (см. рис. 7-3). Размер этих полостей подобран так,
что масса масла, заполняющего эти полости, создает центробеж-
ную силу, превосходящую избыточное усилие пружины автомата.
Как только кончается проверка, масло в полости не подается,
а оставшееся в них масло постепенно вытекает через малые отвер-
стия 6 и, если автомат рассчитан на восстанавливающую угловую
скорость больше номинальной, кольцо вновь возвращается в поло-
жение, которое оно занимает при нормальной работе. В противном
случае (при о)2<(оо) необходимо иметь дополнительный подвод
348
ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ ПОВЫШЕНИЯ УГЛОВОЙ СКОРОСТИ
масла, которое действовало бы на противоположную сторону коль-
ца. Использование такого способа позволяет проверить работу всей
цепочки защиты — от автомата до стопорного клапана — без по-
вышения угловой скорости ротора турбины. Проверка повышени-
ем угловой скорости осуществляется в этом случае только после
капитального ремонта и после изменений в системах регулирова-
ния и защиты. Такая система опробования внедряется и на турби-
нах старого типа [Л. 46].
Г. А. Менделеевым разработан оригинальный метод проверки
автомата безопасности с помощью электромагнита [Л. 62]. Над
автоматом, в корпусе подшипника турбины, устанавливается элек-
тромагнит. Ток к электромагниту подводится через прерыватель,
включающий его тогда, когда боек автомата проходит под ним.
Такая система проверена автором экспериментально с различными
конструкциями автоматов (кольцевым и пальцевым) и показала
отличные результаты. Она проста и надежна в эксплуатации.
7-7- СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯ СТОПОРНЫМ КЛАПАНОМ
Система связи автомата безопасности со стопорным клапаном
должна удовлетворять следующим основным требованиям: макси-
мальная надежность, преобразование перемещения бойка в гид-
равлический импульс, разрыв связи после срабатывания автомата
безопасности, восстановление связи только при воздействии обслу-
живающего персонала. Первое требование очевидно и не требует
особого пояснения, второе определяется тем, что механический
автомат должен воздействовать на гидравлический сервомотор.
Разрыв связи необходим, чтобы при переходе автомата в поло-
жение полной нагрузки (полного открытия) не произошло откры-
тие стопорного клапана. Предположим, что аварийно повышается
угловая скорость ротора, срабатывает автомат безопасности и сто-
порный клапан закрывает доступ пара в турбину. Частота враще-
ния ротора турбины уменьшается и как только достигнет установ-
ленного предела, автомат возвратится в положение нормальной ра-
боты. Регулирующие клапаны откроются до того положения,
в котором они находились до аварии. Если в это время откроется
стопорный клапан, то произойдет наброс нагрузки, что в аварий-
ных условиях недопустимо. Предупредить такое открытие клапа-
на можно только разрывом связи.
Восстановление связи должно производиться обслуживающим
персоналом. И в этом случае должна осуществляться такая бло-
кировка, при которой открытие клапана происходило бы медлен-
но соответственно желанию машиниста.
Последовательность операций также должна жестко опреде-
ляться механизмом управления.
СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯ СТОПОРНЫМ КЛАПАНОМ
349
Попробуем создать систему связи, которая удовлетворяла бы
поставленным условиям.
Автомат безопасности 1 (рис. 7-5), находящийся в теле вала 2
турбины, ударяет по рычагу 3. Рычаг при этом поворачивается во-
круг оси и при отклонении до необходимого предела по должен
возвращаться в исходное положение. При повороте рычага должен
перемещаться золотник 7 управления стопорным клапаном. Мож-
но было бы золотник связать непосредственно с рычагом <3, но тог-
да затруднительно осуществить перевод золотника в рабочее по-
ложение механическим приводом. Связав золотник 7 с рычагом
управления 4, можно комбинацией этих рычагов осуществить не-
обходимую блокировку и передачу движения. По заданию движе-
ние должно передаваться с разрывом, следовательно, рычаги 3 и 4
нельзя соединять шарниром. Рычаги должны расцепляться. При
воздействии от руки рычаг 3 должен возвращаться в рабочее по-
ложение. Это перемещение рычага проще всего осуществлять под
действием веса рычага. При расчете силы сопротивления рычага 3
необходимо учесть силу трения между рычагами 3 и 4. Когда ры-
чаг 3 повернулся автоматом в новое положение, рычаг 4 должен
переместить золотник 7 в положение закрытия стопорного клапана
и одновременно удержать рычаг 3 в повернутом положении. Опу-
скание золотника 7 можно осуществить под действием пружины 5.
Итак, после срабатывания автоматов безопасности 1 рычаг 3 бой-
ком повернется и тем освободит рычаг 4. Этот рычаг под действи-
ем пружины также повернется, опустит золотник 7 и воспрепят-
ствует возвращению рычага 3 в исходное положение. Когда при
понижении угловой скорости ротора боек автомата возвратится в
положение, которое он занимает при нормальной работе агрегата,
рычаг 3 останется в отклоненном положении (первая блокировка).
При восстановлении рабочего положения системы поворачивается
рычаг 4 от руки за рукоятку 6. При этом золотник 7 пружиной 8
переводится в положение открытия стопорного клапана и рычаг 3
под действием силы тяжести займет рабочее положение, защелки-
вая при этом рычаг 4 во взведенном состоянии (блокировка вто-
рая). Если золотник 7 непосредственно связать с сервомотором
стопорного клапана, то при взведении рычага 4 стопорный клапан
сразу откроется на полную величину. Это нежелательно, и поэто-
му между золотником 7 и сервомотором должно быть еще одно
звено, с помощью которого открытие сервомотора происходило бы
медленно от руки. Это звено также должно быть с разрывом, при-
чем разрыв должен осуществляться движением поршня 9 сервомо-
тора, а восстанавливаться от руки. Один из вариантов подобной
блокировки изображен на рис. 7-5. В поршне 9 выполнены окна 10,
прикрываемые клапаном 11, который укреплен на штоке с нарез-
кой, входящей в гайку крышки сервомотора. Когда опустится зо-
лотник 7, он прикроет подвод масла под поршень 9 сервомотора
350
ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ ПОВЫШЕНИЯ УГЛОВОЙ СКОРОСТИ
и откроет слив. Под действием пружины 12 поршень 9 пойдет вниз
и оторвется от клапана 11. Слив масла будет происходить как че-
рез золотник 7, так и через окна 10, и скорость движения поршня
увеличится. Когда действием на рукоятку 6 система рычагов и зо-
лотник 7 будут приведены в рабочее положение, откроется подвод
масла под поршень 9, но поршень не сможет подняться, пока от-
крыты окна 10. Перемещая от руки клапан 11 вниз, прикрывают
окна 10 и тем создают под поршнем полное давление, но и в этом
случае поршень не может подняться, так как он упирается в кла-
Рис. 7-5. Рычажная передача от автомата к стопорному клапану
пан 11. Поднимая этот клапан, можно медленно открыть стопор-
ный клапан. Нами разобрана система, которая в точно таком ви-
де не выполняется заводами. Первая часть подобна системе ЛМЗ
и MW, а вторая — системе фирмы Сименс — Шуккерт. Было важно
только показать принцип построения подобных систем.
Но рычажная система неудобна тем, что затрудняет устройство
дистанционного управления стопорным клапаном. Можно решить
те же задачи с помощью гидравлических систем. Разрыв связи в
данном случае осуществляется изменением площади воздействия
давления. Необходимо сделать так, чтобы при переходе из одного
положения золотника в другое происходило изменение активной
площади. Иначе говоря, упор золотника должен изменять актив-
СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯ СТОПОРНЫМ КЛАПАНОМ
351
ную площадь. На рис. 7-6 изображен золотник подобного типа.
В полости а и b подводится жидкость от источника питания.
Площадь n/4(d2—d|)>n/4(d2—d2), и поэтому золотник прижат
к верхнему упору. Разность сил, действующих на эти площади,
определяет необходимую величину перестановочной силы автома-
та безопасности. При срабатывании автомата 1 он ударяет по ры-
чагу 2 и тем отрывает золотник от упора. При этом верхняя пло-
щадь воздействия увеличивается, т. е. зт/4 (d2—df)>n/4(d2—d2),
и золотник с усилием прижимается к нижнему упору.
Рис. 7>6. Схема астатического золотника с гидравлическим затвором.
Следует отметить, что в данном случае ход золотника не связан
с углом поворота рычага 2 Достаточно золотнику оторваться от
упора, как дальнейшее движение золотника будет происходить под
давлением жидкости. Поэтому ход золотника можно выбирать не-
зависимо большим.
Для перевода золотника в рабочее положение специальным ор-
ганом управления 4 подводится давление масла под золотник в
полость с. При этом площадь jt/4d2>n;/4(d2—d2) и поэтому золот-
ник поднимется вверх и прижмется к верхнему упору, одновремен-
но переводя рычаг 2 в рабочее положение. Управляющий орган 4
(например,специальный золотник или кран) одновременно с под-
водом масла в полость с перекрывает подвод рабочей жидкости
352
ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ ПОВЫШЕНИЯ УГЛОВОЙ СКОРОСТИ
к золотнику 3. Поэтому, когда золотник 3 поднимется вверх, пор-
шень сервомотора стопорного клапана не сможет подняться. Для
подъема поршня необходимо постепенно перемещать орган 4 в ра-
бочее положение. При этом полость с соединится со сливом, а на-
порная полость золотника — с напорной линией и поршень серво-
мотора начнет подниматься вслед за движением механизма управ-
ления 4. Таким образом, осуществляется полное дистанционное
управление стопорным клапаном.
Существенным недостатком всех перечисленных систем управ-
ления и автоматов безопасности является зависимость их работы от
попадания загрязнений, что невозможно обнаружить в нормальных
условиях эксплуатации.
В Англии в 1956 г. разрушилась турбина от разгона из-за того,
что на поверхности буксы золотника из масла отложился шлам,
образовавшийся из-за попадания морской воды в масло. Слой от-
ложений постепенно нарастал, затрудняя перемещение управляю-
щего золотника, а затем полностью заклинил его. При этом во время
очередной проверки не обратили должного внимания на отступ-
ления от нормы момента срабатывания и в результате — разруше-
ние машины.
Необходимо направить максимум усилий на создание беззолот-
никовой передачи импульса, которая позволит решить основную
часть задачи повышения надежности защиты турбины от разгона.
7-8. БЕЗЗОЛОТНИКОВАЯ СИСТЕМА ЗАЩИТЫ
Во ВТИ разработана беззолотниковая система защиты*, надеж-
ность которой настолько велика, что не требуется систематической
проверки ее работоспособности. Эта система изготовлена и смон-
тирована на турбине ВК-25 и в течение 10 лет успешно эксплуа-
тируется. Турбина по характеру работы пиковая, и при каждой
остановке по существу проверяется защита. За 10 лет эксплуата-
ции было не меньше 300 остановок и ни разу не было отказа в ра-
боте защиты.
Система состоит из автомата безопасности (узел /, рис. 7-7),
клапанной передачи импульса (узел II), усилителя (узел III), кла-
панного управления сервомотором (узел IV), сервомотора стопор-
ного клапана (узел V) и золотника управления (узел VI).
Автомат безопасности 1 (узел /) любой из существующих кон-
струкций (кольцевой или пальцевый) при срабатывании ударяет
по рычагу 2, который, поворачиваясь вокруг оси, открывает кла-
пан 4. При этом автомат безопасности преодолевает натяжение
пружины 3. При повороте рычага 2 происходит защелкивание со-
* Веллер В. Н. А. С. № 133066 (СССР). Опубл, в Бюл. изобрет. и товарных
знаков, 1960, № 21.
БЕЗЗОЛОТНИКОВАЯ СИСТЕМА ЗАЩИТЫ
353
бачки 5, которая удерживает клапан 4 в открытом положении. При
открытии клапана 4 сливается жидкость из полости б усилителя
(узел III). Так как в эту полость жидкость подводится через дрос-
сель 10, а в нижнюю полость а помимо дросселя, то давление в по-
лости б падает значительнее, чем в полости а. За счет появившейся
разности давлений рх—pi клапан 7, укрепленный на мембране
поднимается вверх и открывает слив жидкости из напорной ли-
нии 11. Одновременно открывается слив жидкости из сливной тру-
бы 9, связанной с линией промежуточного усиления системы регу-
лирования скорости. Благодаря открывшемуся сливу из этой трубы
закрываются регулирующие клапаны турбины. Открытие слива
жидкости из линии И вызывает в ней резкое падение давления за
счет того, что в эту линию жидкость поступает через дроссель 12
перед золотником (узел VI). Падение давления рх в линии 11 пере-
дается на клапан управления сервомотором (узел IV) и начнет па-
дать давление под поршнем сервомотора. При этом, как трлько
давление под поршнем сервомотора упадет до уровня, определяе-
мого натяжением пружин, поршень сервомотора начнет опускать-
ся и тем самым будет поддерживать давление под клапаном 14
(узел IV) на более высоком уровне, чем над клапаном рх, благо-
даря наличию дросселя 13. Появившаяся разность давлений откро-
ет клапан, и последний соединит полость под поршнем сервомото-
ра с полостью над поршнем и, следовательно, сливной линией. При
этом произойдет резкое увеличение количества сливаемой жидко-
сти из сервомотора и поршень сервомотора опустится вниз, быстро
закрыв стопорный клапан.
Как видно из описания действия системы защиты, все клапаны
во время подачи импульса открываются, что гарантирует полную
Надежность срабатывания, так как попадание каких-либо посто-
ронних частиц под клапан может привести только к отказу в мо-
мент открытия стопорного клапана, но не может помешать его за-
крытию. Таким же образом происходит действие системы защиты
при воздействии машиниста на клапан 15.
Сохранение клапана в открытом положении за счет защелкива-
ния собачки 5 (узел II) необходимо для того, чтобы, во-первых,
исключить систематические удары автомата безопасности о ры-
чаг 2 (узел I) в период его срабатывания и, во-вторых, обеспечить
блокировку, исключающую быстрое открытие стопорного клапана
без воздействия машиниста.
Взведение системы защиты и открытие стопорного клапана осу-
ществляются с помощью золотника (узел VI). Чтобы открыть сто-
порный клапан, прежде всего необходимо закрыть управляющий
клапан 4 (узел I) или другой клапан, действующий в том же узле
и находящийся в открытом положении под действием защелки 5.
До закрытия этого клапана давление рх близко к нулю и поэтому
стопорный клапан не может открыться.
23- 730
354
ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ ПОВЫШЕНИЯ УГЛОВОЙ СКОРОСТИ
Для освобождения защелки 5 золотник 16 должен быть опу-
щен в нижнее крайнее положение. При этом закроется слив из ли-
нии 17 и одновременно откроется подвод в эту линию жидкости под
напором. Регулируя степень закрытия слива из этой линии при по-
мощи высоты кольца 18 (узел VI), можно обеспечить вполне опре-
деленное давление, передаваемое на пластину 19 (узел II), жестко
связанную с уплотняющей мембраной и собачкой 5. Под действи-
ем этого давления пластина 6 отжимает собачку 5 и тем самым
освобождает клапан 4. который под действием пружины 3 ставится
Рис. 7-7. Однолинейная беззолотниковая система ВТИ защиты от разгона ротора.
в положение полного закрытия. Но так как при этом линия 11 от-
соединена от напорной полости золотника 16 (узел VI), то опуска-
ние клапана 4 не вызовет открытия стопорного клапана. Для от-
крытия стопорного клапана необходимо золотник 16 (узел VI)
поднять в верхнее положение. При этом медленному открытию на-
порного окна и закрытию сливного окна из линии 11 будет соот-
ветствовать медленное повышение давления рх. Так как камера б
(узел III) является закрытой полостью, то давление в ней pi будет
БЕЗЗОЛОТНИКОВАЯ СИСТЕМА ЗАЩИТЫ
355
равным или даже больше давления рх в камере а. Благодаря этому
клапан 7 опустится и прижмется давлением pi = px к седлу. Закры-
тие клапана 7 (узел III) вызовет повышение давления рх, которое
в свою очередь передастся на узел IV. Благодаря наличию дрос-
селя 13 давление над клапаном 14 повысится быстрее, чем под кла-
паном. Это вызовет закрытие клапана 14. Давление с обеих его
сторон выровняется и станет равным рх, и этим давлением кла-
пан 14 (узел IV) будет прижат к седлу. Давление рх передастся под
поршень сервомотора, и в тот момент, когда это давление уравно-
весит силу натяжения пружины сервомотора, поршень сервомотора
будет подниматься вверх при дальнейшем перемещении золотин-
ка 16 (узел VI). Таким образом, стопорный клапан будет медлен-
но открываться. Крайнее верхнее положение золотника 16 обуслов-
лено толщиной установочного кольца 21.
На систему защиты может воздействовать как любой из авто-
матов безопасности, так и машинист, воздействуя на соответствую-
щий клапан 15 (узел II) от руки, и, кроме того, любая другая си-
стема защиты (например, реле осевого сдвига, вакуум-реле, реле
защиты от падения давления масла и др.) через соответствующий
электромагнитный выключатель, действующий на специальный
клапан, открывающий слив из той же камеры b (узел II).
Следует отметить еще одну особенность этой системы, опреде-
ляющую ее высокую надежность. Давление по обе стороны обеих
диафрагм (узлы III и IV) при нормальной работе одинаково, а в
момент срабатывания в любых условиях может быть не больше
0,2—0,5 МПа (2—5 кгс/см2).
Методика расчета беззолотннковой системы защиты приведе-
на в [Л. 61].
Несколько позже в ГДР была предложена и осуществлена
К. Шлейхером [Л. 64] несколько иная беззолотннковая система
защиты.
Отличительной особенностью этой защиты является свободно
расположенный тарельчатый клапан. Отсутствие направляющих
с трущимися парами обеспечивает высокую надежность и чув-
ствительность этому элементу (рис. 7-8). Тарельчатый клапан 1
прикрывает слив жидкости из линии защиты. Эта линия подводит-
ся к камере Ь. Камера с сообщается со сливом. К камере а подво-
дится импульсная линия, на которую действует автомат безопасно-
сти. При одинаковых давлениях в полостях а и b плотность при-
легания клапана к седлу обеспечивается разностью давлений,
действующих на клапан в районе полости с. При срабатывании ав-
томата безопасности стравливается жидкость из полости а. Под
действием давления в полости b клапан открывается. При этом
увеличивается слив жидкости из полости а, что вызывает ускорен-
ный подъем клапана 1 и, следовательно, повышенную скорость
слива жидкости из камеры Ь.
23*
356
ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ ПОВЫШЕНИЯ УГЛОВОЙ СКОРОСТИ
В несколько измененном виде подобная система управления за-
щитой применена ХТГЗ на турбинах К-300-240. Продолжитель-
ный опыт эксплуатации подтвердил ее высокие качества. Сравни-
вая две системы беззолотниковой защиты, можно видеть некоторое
преимущество первой в том, что линии защиты и управления пита-
ются из одного пункта и разделены только дросселем. Поэтому
давления жидкости pi и рх (см. рис. 7-7) всегда жестко связаны
и разделены только дросселем 10, и поскольку жидкость при сра-
батывании течет из линии защиты в линию управления, то никогда
Рис. 7-8. Безмембранный клапан управления защитой К. Шпейхера.
не может быть случая, чтобы в полости b усилие на клапан 7 было
больше, чем в полости а. Во втором варианте такой случай может
быть. Предположим, что засорился дроссель на подводе жидкости
в полость b (рис. 7-8). Тогда при стравливании давления в поло-
сти а клапан 1 поднимается вверх, но давление в полости b упадет
так сильно, что поток жидкости из камеры b в камеру с закроет
клапан. Давление в камере b поднимется, что приведет к открытию
стопорного клапана. Но, поскольку из камеры а продолжается
стравливание жидкости, клапан 1 вновь откроется. Следователь-
но, возможны колебательные движения стопорного клапана, кото-
рые вызовут дополнительный разгон ротора турбины. Другой, не-
большой недостаток второй системы — наличие зазора между по-
движным клапаном и стенкой, через который проходит жидкость.
И хотя этот зазор достаточно велик, все же возможно попадание
в него засорений, что может привести к заклиниванию клапана.
В первой системе это исключено, поскольку через зазор нет дви-
жения жидкости.
Замена золотников клапанным управлением настолько повыша-
ет надежность передачи импульса, что по существу не требуется
ее систематическая проверка.
Чтобы вся система защиты была равнонадежна, необходимо
создать такую же надежную конструкцию автомата безопасности,
как и беззолотниковая передача импульса.
БЕЗЗОЛОТНИКОВАЯ СИСТЕМА ЗАЩИТЫ
357
Ненадежность работы автомата безопасности определяется дву-
мя факторами: трением между направляющей автомата и втулкой
и трением в передающем механизме. Первое можно уменьшить,
применяя упругую систему, достаточно жесткую в поперечном на-
правлении (к направлению движения направляющего пальца)
[Л. 63]. Но и в приведенном случае полностью устранить трущуюся
пару пока не удалось. По-видимому, можно создать упругий авто-
мат безопасности без трущихся пар. Трудность состоит в том, что
упругая система должна обладать малой жесткостью в паправле-
Рис. 7-9. Передача импульса от автомата, созданная К. Шпейхером.
нии движения бойка, что мешает получить значительную жесткость
в перпендикулярном направлении. Однако эта задача безусловно
решимая. При создании подобного автомата нельзя забывать, что
напряжения в упругой системе должны быть достаточно малы, что-
бы никакое случайное повышение усилия не приводило к усталост-
ным поломкам. Необходимо помнить, что при значительной ампли-
туде вибраций консольного конца вала, на котором расположен ав-
томат безопасности, может происходить периодическое смещение
автомата и как следствие поломка пружины [Л. 64].
г Надежность передачи импульса от автомата безопасности к по-
следующей цепи управления, при которой происходит удар бойка
о неподвижный рычаг (см. рис. 7-5 и 7-6), требует использования
достаточно большой силы удара. Соответственно должна быть
большая перестановочная сила, т. е. большая масса груза и боль-
шое усилие пружины. Все это не только затрудняет проектирование
автомата, но и снижает его надежность. К. Шпейхером [Л. 65]
предложена оригинальная конструкция передающего механизма,
лишенная указанных недостатков. Кольцевой автомат безопасно-
сти 1 (рис. 7-9) концентрично расположен на валу 2 турбины. Че-
рез сопло 3 подается струя жидкости, попадающая в приемное соп-
ло 4. Давление в приемном сопле передается системе управления
защитой, например, в камеру b золотника 3 (см. рис. 7-6) при зо-
лотниковой защите.
24—730
358
ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ ПОВЫШЕНИЯ УГЛОВОЙ СКОРОСТИ
При срабатывании автомата безопасности кольцо 1 перемещает-
ся в радиальном направлении и пересекает струю жидкости. Дав-
ление в приемном сопле исчезает, и это служит командой включе-
ния защиты.
В этой системе нет трущихся пар. Опыт эксплуатации струй-
ных элементов подтвердил их весьма высокую надежность и по-
этому вполне возможно отказаться от систематической проверки
этого узла. Перед соплом 3 необходимо установить местный фильтр
с крупными (диаметром 1—2 мм) отверстиями, при диаметре соп-
ла 3 не меньше 3—4 мм. Такой фильтр не требует периодической
очистки, поскольку им не задерживаются мелкие фракции загряз-
нений, преобладающие в рабочей жидкости.
В кольцевом автомате Шпейхера сохранилась трущаяся пара
в пальце, на котором закреплено кольцо. При срабатывании коль-
цо поворачивается вокруг этого пальца, преодолевая натяжение
пружины. В этом случае момент действующей силы равен центро-
бежной силе кольца минус натяжение пружины, умноженной на
расстояние от центра кольца до центра валика. Момент противо-
действующей силы трения равен этой силе, умноженной на радиус
валика. Ясно, что в данном случае сила трения не может вызвать
заметной нечувствительности автомата. При проектировании по-
добной конструкции следует предусмотреть возможность защем-
ления на пальце, в случае неперпендикулярного расположения
плоскости кольца к плоскости сечения вала 2.
Как уже упоминалось, для масляной системы защиты особенно
опасно отложение шлама во всех трущихся парах.
Система защиты, обеспечивающая безопасность работы агрега-
та, разрушение которого при сбросе нагрузки нельзя предотвратить
действием эксплуатационного персонала, должна быть особенно
надежна. Недопустимо использование каких-либо решений, если
они хотя бы в малой степени снижают надежность защиты. В то же
время повышение надежности должно всемерно поддерживаться.
Даже если существующая защита работает удовлетворительно, по-
вышение ее надежности позволит уменьшить число проверок, а в
пределе — устранит их совсем.
ЧАСТЬ ТРЕТЬЯ
Современные системы
регулирования паровых, турбин
Турбины мощностью 300000 кВт Ленинградского метал-
лического и Харьковского турбинного заводов получили
наибольшее распространение на электростанциях Совет-
ского Союза. Поэтому рассмотрение конструкций того
и другого типа позволит читателю лучше оценить преи-
мущества применяемых решений.
Эти системы регулирования прежде всего отличают-
ся применением различных жидкостей в гидравлических
частях. Харьковский завод применил воду в системах
регулирования, ЛМЗ — негорючую жидкость иввиоль,
а в последних конструкциях — нетоксичную жидкость
О МТ И. Каждый вариант имеет свои преимущества и не-
достатки. Вода — негорючая жидкость, дешевая и при
использовании конденсатных насосов позволяет умень-
шить число насосов питания. В то же время вода более
агрессивна по отношению к металлам и потому требует
применения нержавеющих сталей и других коррозионно-
устойчивых материалов. Вода обладает меньшей вязко-
стью и потому приходится применять специальные меры
для уменьшения сил трения в трущихся элементах.
Жидкости иввиоль и ОМТИ имеют точку воспла-
менения примерно на уровне 750°С, что обеспечивает
пожаробезопасность их применения. Одновременно эти
жидкости неагрессивны по отношению к металлам и об-
ладают вязкостью, близкой к вязкости масла. Это позво-
ляет успешно применять апробированные решения, ис-
пользовавшиеся в масляных системах регулирования.
Но синтетические жидкости значительно дороже на-
турального масла, не говоря уже о воде, и поэтому це-
лесообразность их применения следует оценивать и с
экономической точки зрения.
Соответственно выбранным рабочим жидкостям ЛМЗ
строит свои системы из условий малых расходов в лини-
ях управления, применяя пружинные обратные связи.
ХТГЗ использует только плавающие вращающиеся зо-
лотники.
24*
8
РЕГУЛИРОВАНИЕ ЧАСТОТЫ
8-1. ПОДДЕРЖАНИЕ ЧАСТОТЫ НА ЗАДАННОМ УРОВНЕ
Всю проблему регулирования частоты можно разделить на три по
существу разные задачи:
1) поддержание частоты на заданном уровне в нормальных
условиях эксплуатации;
2) восстановление заданного уровня частоты при аварийном ее
изменении;
3) устойчивость энергетических систем.
Все три задачи должны решаться в комплексе, и в то же время
решение каждой из них имеет сугубо специфические особенности.
Отклонение частоты переменного тока в нормальных условиях
эксплуатации электрической системы является следствием выклю
чения или включения отдельных агрегатов потребителя. Величина
отклонения определяется требуемой мощностью подключаемой
установки, суммарной мощностью системы и средней степенью не-
равномерности системы.
Обозначим:
Mi— мощность подключаемого агрегата потребителя; Nc —
мощность системы (сумма мощностей действующих генерирующих
установок), Nc = ^Ni; 61 — степень неравномерности отдельного
турбоагрегата.
Тогда степень неравномерности системы
2М
(8-1)
/ I л
где Ni — номинальные мощности агрегатов.
Отклонение частоты при подключении агрегата потребителя
мощностью Nn составит:
В данном случае Nj — нагрузка отдельного работающего агре-
гата в момент подключения мощности Nn. Если учесть нечувстви-
ПОДДЕРЖАНИЕ ЧАСТОТЫ НА ЗАДАННОМ УРОВНЕ
361
тельность отдельных систем регулирования, то
6С==-----, (8-3>
6i + Pi^i
где Ci — степень нечувствительности системы регулирования дан-
ного турбогенератора; Pi — вероятность приближения режима
к противоположной границе зоны нечувствительности.
Иногда на электростанциях практикуется работа паровых тур-
бин на скользящих параметрах с полностью открытыми клапана-
ми. Эти турбины выключаются из регулирования частоты, и поэто-
му в формуле (8-3) и в формуле (8-2) ЕЛб,- включают только
регулирующие агрегаты. Из формулы (8-2) видно, что при одина-
ковых возмущениях Мп отклонение частоты Av/v будет тем больше,
чем меньше
В любой энергетической системе включение турбогенераторов
и их нагружение ведется соответственно предполагаемому суточно-
му графику нагрузки (рис. 8-1, кривая /). В действительности под-
ключение потребителей идет по какому-то отличающемуся закону
(рис. 8-1, кривая 2), Тогда отклонение частоты от номинального
значения будет определяться не полным изменением нагрузки по
графику /, а только случайными отклонениями от этого графика,
т. е. заштрихованной площадью на рис. 8-1. В тех случаях, когда
действительная нагрузка меньше предполагаемой, частота будет
возрастать, а когда действительная нагрузка больше предполагае-
мой — падать.
Вероятность включения любого одного из неработающих агрега-
тов потребителя
Р = — А' = = 1,
Пн Н Пн
где пн— число неработающих агрегатов; А™— число сочетаний из
п элементов по т.
Вероятность того, что одновременно включатся два агрегата,
р2 = 1 1 = (пн — 1) пн __ nH— 1
Пн Пн н ^2 — 2 2пн
Вероятность того, что включатся одновременно все неработаю-
щие агрегаты,
пн пн
Таким образом, одновременное включение большого числа не-
работающих агрегатов практически невозможно. В действительно-
сти величина вероятности появления дополнительной нагрузки
362
РЕГУЛИРОВАНИЕ ЧАСТОТЫ
больше приведенного значения потому, что для подключения до-
полнительных агрегатов есть ряд благоприятных моментов (окон-
чание ремонта энергетической системы предприятия или цеха и ряд
других).
При очень большом числе агрегатов, потребляющих энергию от
данной системы, вероятность одновременного включения несколь-
ких неучтенных агрегатов очень мала и поэтому изменение нагруз-
ки системы сверх установленной графиком незначительное с посте-
пенным нарастанием или убыванием. Следовательно, чем крупнее
Рис. 8-1. Суточный график изменения нагрузки энергосистемы
энергетическая система и мельче отдельные агрегаты потребителя,
тем медленнее меняется частота системы и для ее регулирования не
требуется большого быстродействия регулирующих систем и при-
емистости генерирующих установок.
Это подтверждается практикой эксплуатации энергетических
систем. На рис. 8-2 приведена фотография ленты самопишущего
частотомера одной из систем. Небольшие отклонения частоты ам-
плитудой около 0,04 пер/с и с периодом 1,9 мин происходили из-за
колебаний нагрузки системы. Большие изменения вызваны вмеша-
тельством дежурного персонала.
Чтобы оценить степень влияния внешней нагрузки на измене-
ния частоты, примем 6с = 0,05; Л/П=О,12А/;, тогда
— = 0,1-0,05 = 0,005;
V
Av = 0,005 v = 0,005*50 = 0,25 пер/с,
т. е. даже при таком большом изменении нагрузки отклонение час-
тоты не выходит за допустимые пределы (±1,0%).
Положение усложняется, если большинство турбин работает
с полностью открытыми клапанами или на ограничителях мощно-
сти. Тогда отклонение частоты может быть значительно больше
допустимого предела. Если предположить, что все турбины рабо-
ПОДДЕРЖАНИЕ ЧАСТОТЫ НА ЗАДАННОМ УРОВНЕ
363
тают с максимальной нагрузкой, т. е. 2^ = 0, то
Av
— = оо
V
и система должна остановиться, если не отключить потребителя.
Итак, для поддержания частоты на заданном уровне необходи-
мо, чтобы все турбины работали с некоторой недогрузкой ДМ, рав-
ной или большей величины
AN _ Мьмакс
N{ ~ TiNj
В связи с медленным изменением внешней нагрузки крупной
энергетической системы может быть принято и другое решение.
Специально выделенные турбины оборудуются изодромными
устройствами, снижающими их неравномерность до нуля. Тогда
при любом изменении нагрузки все приращение будет восприни-
маться этими регулирующими турбинами, а нагрузка остальных
будет оставаться без изменения. Такое решение задачи неудобно
тем, что при остановках турбин с изодромами уменьшается регули-
рующая способность энергетической системы, а при параллельно?)
работе нескольких турбин с изодромами становится неопределен-
ным распределение нагрузки между этими турбинами. В практике
эксплуатации получила распространение иная система регулирова-
ния частоты. На электростанциях, выделяемых как регулирующие,
устанавливается регулятор частоты, который воздействует через
механизм управления на систему регулирования выделенной тур-
бины. В случае достижения полной нагрузки па данной турбине
действие регулятора частоты переключается автоматически на сле-
дующую, заранее выбранную турбину. Этот регулятор (своеобраз-
ный станционный изодром) позволяет сохранить жесткую законо-
мерность в распределении нагрузки между параллельно работаю-
щими агрегатами и снизить бс до практически достижимого
минимума. При последующем развитии эти централизованные изо-
дромы могут распределять нагрузку между турбинами соответствен-
но их экономическим приростам с учетом любых других условий
выбора регулирующих агрегатов. В конечном счете регулятор час-
тоты может быть заменен счетно-решающей машиной, автоматиче-
ски учитывающей все разнообразие условий, определяющих наи-
выгоднейшее распределение нагрузки по агрегатам.
Но и в этом случае в первый момент времени при подключении
агрегата потребителя частота уменьшится, и чтобы это уменьше-
ние было минимальным, необходимо поддержание частоты всеми
турбогенераторами. Еще более точное поддержание частоты воз-
можно в том случае, если станционный регулятор частоты будет
действовать на систему регулирования выделенных регулирующих
турбин не через инерционный механизм управления, а через быст-
364
РЕГУЛИРОВАНИЕ ЧАСТОТЫ
родействующий на промежуточное звено системы регулирования
примерно такого типа, какой принят турбинными заводами для
мощных агрегатов.
Разгружение турбин можно проводить по любому закону, на-
гружать же можно только те агрегаты, которые нагружены не пол-
ностью. Распределение нагрузок между агрегатами определяется
их экономичностью.
Предположим, что в данной системе 30% турбин с удельным
расходом тепла 8400 кДж/(кВт-ч), 35%—с удельным расходом
Рис. 8-2. Колебание частоты переменного тока энергетической си-
стемы.
Рис. 8-3. Перерасход тепла при различных нагрузках системы и не-
догрузки агрегатов в 5%.
9450 кДж/(кВт-ч), 35% —с расходом 11 500 кДж/(кВт-ч). (Удель-
ные расходы тепла приняты по [Л. 47].) При 80% нагрузки спер-
мы наиболее экономичным было бы нагрузить полностью турбины
первой и второй группы, а недогрузка позволила бы остановить
турбины третьей группы. Тогда средний расход тепла
qc = (0,3-8400 + 0,35-9450 + 0,15-11 500) 1,25 =
— 9450 кДж/(кВт-ч).
Чтобы сохранить возможность нагружения всех турбин, примем
недогрузку каждой в 5% мощности (в этих пределах расход тепла
на 1 кВт-ч можно считать неизменным). Тогда
qc = (0,95-0,3-8400+0,95-0,35-9450+0,1825-11 500)-1,25 =
= 9550 кДж/(кВт-ч),
т. е. перерасход тепла на 1,11%. Если же мы хотели бы восполь-
зоваться способом переоткрытия клапанов [Л. 48]. то для 5% ре-
ально реализуемого повышения нагрузки потребовалось бы недо-
грузить турбины на 15%. Тогда средний расход тепла был бы qc =
=9820 кДж/(кВт-ч), т. е. перерасход тепла достиг бы 3,1%. Это
ВОССТАНОВЛЕНИЕ ЧАСТОТЫ ПРИ АВАРИЙНОМ ЕЕ ИЗМЕНЕНИИ 365
даст перерасход топлива на систему в 1000 МВт (при нагрузке
80%)примерно в 40 000 т условного топлива в год.
Медленное изменение нагрузки, как уже указывалось выше, не
требует специальных мер по повышению приемистости, и поэтому
нет необходимости допускать большие недогрузки турбин.
На рис. 8-3 приведен график (7 -для модернизированных тур-
бин, 2 — турбин первого выпуска) зависимости перерасхода топли-
ва при сохранении 5% недогрузки на всех турбинах при различных
нагрузках системы. Считается во всех случаях, что недогрузка вы-
зывает включение в работу наименее экономичных турбин. Как
видно, экономическая целесообразность недогрузки определяется
долей участия в выработке энергии наименее экономичных агрега-
тов. Наибольший перерасход в этом случае достигает 1,38% при
70%. Итак, создание вращающегося резерва на всех агрегатах
приводит к необходимости введения в эксплуатацию наименее эко-
номичных агрегатов, что существенно снижает экономичность си-
стемы. Как было показано выше, ведение режима по заранее уста-
новленному графику уменьшает необходимый вращающийся резерв
и тем самым повышает экономичность системы. В приведенных
расчетах не учитывалось увеличение удельного расхода тепла при
недогрузках агрегата.
Для каждой системы необходимо подсчитать требуемый вра-
щающий резерв на каждом агрегате и допустимую степень нерав-
номерности системы. Выделение регулирующих агрегатов с бысу-;
родействующей передачей импульса по частоте позволит не только
свести к минимуму требующуюся недогрузку турбин, но и увеличить
степень неравномерности регулирования отдельных и особенно эко-
номичных агрегатов. Увеличение неравномерности в свою очередь
позволит проще решать вопросы устойчивости отдельных агрегатов.
Введение быстродействующей передачи импульса от централизо-
ванного регулятора частоты не снимает требования обязательного
участия всех агрегатов в поддержании частоты. В связи с этим ра-
бота с полностью открытыми клапанами недопустима.
8-2. ВОССТАНОВЛЕНИЕ ЗАДАННОГО УРОВНЯ
ЧАСТОТЫ ПРИ АВАРИЙНОМ ЕЕ ИЗМЕНЕНИИ
В аварийных условиях изменение частоты на большую величину
происходит обычно мгновенно и, конечно, не может быть преду-
смотрено заранее. Такое изменение частоты происходит главным
образом из-за отключения нагруженных линий электропередачи
или из-за аварийной остановки мощного турбогенератора. В пер-
вом случае может быть резкое снижение частоты при отключении
линии электропередачи, питающей данную энергетическую систе-
му, либо повышение частоты, если отключается линия, через кото-
366
РЕГУЛИРОВАНИЕ ЧАСТОТЫ
рую данная система передает энергию крупному потребителю. По-
следняя авария менее опасна для рассматриваемой системы, по-
тому что в этом случае требуется аварийно разгружать агрегаты,
а к этому особых препятствий нет. При аварийном отключении тур-
богенератора от энергетической системы происходит наброс на-
грузки на остающиеся агрегаты, и в этом случае, так же как и в
первом, решение задачи весьма затруднительно. Некоторые авторы
[Л. 49] предлагают и для этих случаев иметь в системе необходи-
мый вращающийся резерв. Но если даже относительно небольшая
недогрузка агрегатов приводит к существенному перерасходу топ-
лива из-за необходимости пуска агрегатов с низкой экономично-
стью, то для компенсации аварийного отключения крупных генери-
рующих источников потребовалось бы существенное снижение на-
грузки работающих агрегатов. Предложение использовать турбину
с байпасным регулированием [Л. 47] неубедительно. Чтобы про-
пустить повышенный расход пара через последние ступени, необ-
ходимо их рассчитать на этот пропуск пара, тогда в нормальных
условиях эксплуатации эти ступени будут работать недогружен-
ными и, следовательно, по существу агрегат в нормальных услови-
ях эксплуатации мог бы нести большую нагрузку с большей
экономичностью. Кроме того, даже при работе с максимальной пе-
регрузкой новые мощные агрегаты будут экономичнее старых агре-
гатов и поэтому всегда будет выгоднее работать на них с полной
нагрузкой, чем подключать старые агрегаты. Одновременно в ко-
тельные агрегаты и во все вспомогательное оборудование необхо-
димо заложить запас по производительности, иначе говоря, иметь
номинальную производительность меньше допустимой. Но это про-
сто самообман, и потери от постоянной недогрузки агрегатов от
этого не уменьшатся.
Предлагается для целей аварийного резервирования использо-
вать перегрузку паровых турбин за счет отключения регенератив-
ных подогревателей высокого давления. В этом случае расход па-
ра на турбину остается неизменным, а мощность агрегата повысит-
ся. Но применение и этого способа сопряжено с рядом
существенных трудностей [Л. 47, 48], перегружаются средние
и последние ступени (в мощных агрегатах ступени цилиндров сред-
него давления часто бывают более перегруженными, чем послед-
ние), в котел поступает холодная вода и ее необходимо догревать
в пиковых котлах, получается достаточно сложная система регу-
лирования агрегата и требуется решить вопрос о возможности его
перегрузки. Однако принципиально такое аварийное резервирова-
ние возможно, но оно требует детальной проработки турбинными
и котельными заводами.
Особенно мобильным оказывается резерв, заключенный в тур-
бинах с отбором пара. Уменьшая количество отбираемого пара,
можно увеличить мощность турбины без перегрузки проточной час-
ВОССТАНОВЛЕНИЕ ЧАСТОТЫ ПРИ АВАРИЙНОМ ЕЕ ИЗМЕНЕНИИ 367
ти и без увеличения расхода пара. При этом следует учитывать, что
сокращение производственного пара может привести к потерям
у потребителя, иногда не меньшим, чем при отключении электри-
ческой энергии.
Сокращение расхода пара в отопительный отбор не может при-
вести к серьезным ущемлениям нужд потребителя, так как тепло-
вая аккумулирующая способность зданий предотвратит резкие сни-
жение температуры. При длительном недоотпуске тег ла его можно
компенсировать форсировкой или пуском пиковых котлов, если
Рис. 8-4. Изменение частоты в системе при аварийном отключении
генерирующей мощности.
они не загружены полностью. Но этот способ аварийного резер-
вирования применим только в крупных городах, где сосредото-
чены большие теплофикационные мощности, и с этой точки зре-
ния не универсален. К тому же генераторы должны допускать
перегрузку.
На рис. 8-4 приведена фотография ленты самопишущего часто-
томера. Произошло отключение большого генерирующего участка
системы. Частота упала на 1 период.
Часть недостающей мощности компенсировалась дополнитель-
ным нагружением регулирующих турбогенераторов, а остальная
часть — снижением мощности агрегатов потребителя (саморегули-
рование) .
По данным [Л. 51] снижение нагрузки в энергосистемах за
счет саморегулирования можно приближенно оценить по формуле
А^0(Ч
\VO /
где Nq — начальная нагрузка системы; М— сниженная нагруз-
ка из-за уменьшения частоты; vo, Vi — соответствующие значения
частоты.
Показатель степени для разных систем колеблется в пределах
1—2. Саморегулирование системы помогает регулятору частоты.
368
РЕГУЛИРОВАНИЕ ЧАСТОТЫ
Примем п=1,5 и будем считать, что весь недостаток мощности
компенсировался только саморегулированием системы, тогда
0,969.
7V0 \ 50 )
Для системы мощностью 1,0-106 кВт недостаток мощности со-
ставит
0,031 -1,0.106 = 31 000 кВт.
В этой системе такое же снижение частоты при условии, что все
агрегаты регулирующие, могло бы произойти при отключении гене-
рирующей мощности (считая, что бс = 0,05):
Лд.=_!_ 51 = 0,40.
ZNj 6С v 0,05 50
Отключение же 3,1% генерирующей мощности привело бы
к уменьшению частоты всего на
0,031 = — —; Av = 0,078 пер/с.
0,05 50 н
Если принять, что в данном случае только 50% недостатка мощ-
ности компенсировалось саморегулированием системы, а осталь-
ное — нагружением регулирующих агрегатов, то, следовательно,
отключился источник энергии мощностью
31000-2 = 62 000 кВт.
Восстановление частоты продолжалось 80 мин. Задержка с вос-
становлением частоты может принести убыток промышленности
0,2 руб. [Л. 50] на каждый киловатт-час или всего
62 000• 1,33 — 0,2 = 1,64• I О4 руб.
В данном случае разгрузка по частоте не осуществлялась и уро-
вень снижения частоты определялся саморегулированием потреби-
телей и увеличением нагрузки регулирующих агрегатов.
Приведенный пример показывает, насколько важна работа всех
агрегатов с не полностью открытыми клапанами. При 5%-ной недо-
грузке (вместо 3,1%) снижение частоты при отключении генери-
рующей мощности 62 000 кВт в системе мощностью 1,0-106 соста-
вило бы всего
/А\\2/з ^/0,988-106X2/3
V, = v — = 50 —------ = 49,6 пер/с.
1 \Ло / \ 1,0-Ю6 )
Наиболее универсальным решением данной проблемы, по наше-
му мнению, было бы следующее. Обеспечить работу на регулиро-
ВОССТАНОВЛЕНИЕ ЧАСТОТЫ ПРИ АВАРИЙНОМ ЕЕ ИЗМЕНЕНИИ 369
вании всех турбин системы с минимальной недогрузкой.
Допускать при аварийных отключениях снижение частоты до
48 пер/с. В этом случае за счет саморегулирования системы недо-
статок генерирующей мощности компенсируется снижением расхо-
да электрической энергии потребителем. В качестве аварийного ре-
зерва использовать специальные пиковые газовые турбины, кото*
рые должны пускаться за 3—4 мин. Тогда отмеченный на рисунках
период работы при сниженной частоте продлится не больше 15 мин
и соответствующая потеря в народном хозяйстве сократится в не-
сколько раз. Расположение пиковых газовых турбин в центре по-
требления электрической энергии повысит к. п. д. использования их
мощности за счет уменьшения потерь в электрических сетях. При
отключениях столь больших генерирующих мощностей, когда час-
тота уменьшится ниже предела установки автомата разгрузки по
частоте, произойдет отключение потребителя.
Если в этих случаях иметь необходимый вращающийся резерв
[Л. 49], то постоянные потерн возрастут до большого значения.
Предположим, что расчет ведется на снижение частоты 2,0 пер/с.
Такое снижение определяется отключением генерирующей мощно-
сти No—Ni при условии: нет регулирующих агрегатов, весь недоста-
ток мощности покрывается саморегулированием системы)
N1=J*L\1'5 N0 = 0,942 AL.
1 к 50 / 0 0
При наличии такого вращающегося резерва перерасход топли-
ва составит примерно 1,1%, что для системы в 1 000000 кВт дает
суммарный перерасход топлива в год примерно 21 500 т условного
топлива. При цене 10 руб. за тонну получим 215 000 руб. Если при-
нять, что восстановление частоты после аварии с таким резким сни-
жением частоты будет длиться 1 ч и что каждый киловатт нсдоот-
пущенной энергии приведет к потере в промышленности 0,2 руб. на
недовыработку продукции, то каждая авария принесет убыток
5,8-1,0-104-0,2 = 11 100 руб.
Сравнивая полученные результаты, видим, что потери из-за на-
личия вращающегося резерва перекрывают потери примерно при
20 таких крупных авариях, несмотря на принятый нами достаточно
большой убыток от недоотпуска энергии потребителю. Поэтому на-
личие большого вращающегося резерва в подавляющем числе слу-
чаев нецелесообразно.
Минимально необходимый вращающийся резерв можно в ос-
новном сосредоточить на электростанциях с наименее экономичны-
ми агрегатами, но для этого случая необходимо и на таких турби-
нах устанавливать электрогидравлические вводы, которые позволя-
ли бы по импульсу от централизованного регулятора частоты быст-
370
РЕГУЛИРОВАНИЕ ЧАСТОТЫ
рее изменять нагрузку этих турбин. В этом случае даже
в аварийных условиях снижение частоты будет таким же, как и в
случае рассредоточенного резерва.
При снижении частоты лопатки некоторых ступеней паровых
турбин будут работать вблизи какой-либо кратности собственной
частоты колебаний. Турбинные заводы категорически запрещают
такую работу агрегатов. Однако опыт работы некоторых электри-
ческих систем, в которых в период освоения вновь вводимых агре-
гатов происходили относительно большие снижения частоты, не
дает оснований для утверждения о большом количестве поломок
лопаток, работающих в условиях сниженной частоты. Это поло-
жение дает основание требовать от заводов-поставщиков разреше-
ние на ограниченный суммарный срок работы турбин при сни-
женной частоте.
В зарубежной практике широкое распространение получили ре-
гуляторы мощности. Их применение обычно обусловливается необ-
ходимостью повышения приемистости блоков котел — турбина. Са-
мо введение регуляторов мощности противоречит необходимости
совместного поддержания соответствия между потребляемой и ге-
нерируемой мощностью. Нет такой точки в энергетической систе-
ме, в которой можно было бы измерить ее суммарную, производи-
мую в данный момент мощность. Поэтому и нельзя строить систе-
му регулирования мощности. Единственный показатель, в точности
соответствующий изменению мощности системы, — изменение час-
тоты переменного тока. Поэтому поддержание частоты на данном
уровне обеспечивает не только стабилизацию одного из показате-
лей качества передаваемой энергии, но и поддерживает соответ-
ствие между потребляемой и производимой энергией. Включение
регулятора мощности на данном агрегате мешает выполнению
этой функции, из-за противодействия изменению генерируемой
мощности при изменении частоты тока. Чтобы исключить этот не-
достаток, вводят в регулятор мощности импульс по частоте, т. е.
вместо прямого регулирования частоты приводят этот процесс че-
рез дополнительный элемент. Целесообразность введения регуля-
тора мощности в систему регулирования иногда объясняют тем, что
он способствует выполнению команды по частоте даже при изменяю-
щихся параметрах пара. Но для поддержания параметров пара на
заданном уровне должна действовать система автоматики котла
и действие регулятора мощности турбины только мешает действию
автоматики котла, т. е. покрывает недостатки работы последней.
Предположим, что команда по измененной частоте по тем или
иным причинам не отработается полностью, тогда произойдет до-
полнительное снижение частоты. Но поскольку в мощных системах
изменение частоты происходит медленно и на малую величину, не-
довыполнение команды не может привести к ее существенному от-
клонению.
ВОССТАНОВЛЕНИЕ ЧАСТОТЫ ПРИ АВАРИЙНОМ ЕЕ ИЗМЕНЕНИИ 371
В то же время введение дополнительного элемента — регулято-
ра мощности только усложняет систему и может привести к непри-
ятностям. При сбросе нагрузки регулятор мощности только меша-
ет работе системы и должно быть предусмотрено автоматическое
изменение его работы в аварийных условиях.
Как уже упоминалось, в нормальных условиях эксплуатации
нет необходимости в форсировании производительности блока.
В аварийных ситуациях (если блок находится в регулировочном
режиме) форсирование его производительности целесообразно про-
водить станционными регуляторами частоты, действие которых
прекратится при восстановлении номинального значения частоты.
А какую мощность должен обеспечить блок в аварийных ситуаци-
ях? Ведь невероятно, чтобы мощность системы сохранилась на до-
аварийном уровне. Значит, и в этом случае придется изменять про-
изводительность блока в соответствии с изменением частоты.
Наиболее экономичный способ регулирования частоты при ава-
рийных набросах нагрузки — воздействие на потребителя.
В современных системах регулирования имеются автоматы раз-
грузки по частоте (АРЧ), которые отключают потребителя при зна-
чительном снижении частоты. Но эти автоматы отключают целые
фидеры и, следовательно, практически останавливают полностью
наименее ответственные предприятия. Убыток может быть неиз-
меримо меньше, если на всех предприятиях установить специаль-
ные автоматы, которые автоматически отключали бы несуществен-
ные агрегаты, а включались бы они от руки (как выполнены те-
перь предохранительные пробки). Ведь на всех, даже на очень
ответственных, предприятиях есть агрегаты, которые без больших
потерь можно остановить на 10—20 мин (некоторые вентиляторы,
насосы, подъемники и др.). Это в сумме может дать большую мощ-
ность. Установка таких автоматов должна поощряться увеличением
лимита потребления энергии или снижением тарифа.
В аварийных ситуациях соответствующие системные или стан-
ционные автоматы должны передавать команду системе регулиро-
вания через быстродействующие преобразователи импульса (ЭГП).
Итак, подытоживая, можно утверждать, что в современных ус-
ловиях регулирование частоты системы должно осуществляться
специальными стационарными регуляторами частоты или систем-
ными автоматами (в аварийных условиях).
На долю регуляторов скорости турбин остается задача так на-
зываемого первичного регулирования частоты в нормальных усло-
виях эксплуатации. При этом одна из важных целей этого регули-
рования — сохранение устойчивости системы, что можно обеспе-
чить увеличением степени неравномерности регулирования.
Как уже упоминалось, защитные функции системы регулирова-
ния должны быть сохранены и в современных мощных агрегатах.
Но повышение быстродействия путем уменьшения степени неравно-
372
РЕГУЛИРОВАНИЕ ЧАСТОТЫ
мерности для мощных агрегатов на сверхкритические параметры
пара оказывается недостаточным. Поэтому стецень неравномерно’
сти можно выбирать с точки зрения повышения устойчивости, т. е.
достаточно большой. В то же время для выполнения защитных
функций система регулирования должна быть простой и особенно
надежной. Поэтому и рекомендуется для целей первичного регу-
лирования частоты и поддержания угловой скорости ротора при
синхронизации с сетью применение механогидравлической системы
регулирования, а для выполнения защитных функций добавляется
механический регулятор по ускорению.
Для выполнения всех других функций применяются электриче-
ские системы, импульсы от которых вводятся в гидравлическую
систему регулирования через электрогидравлические преобразова-
тели (ЭГП).
Некоторые фирмы за рубежом применяют индивидуальные (на
каждом сервомоторе) ЭГП, по-видимому, забывая, что поскольку
отказ любой пары защитных органов на одном потоке пара (а в со-
временных турбинах два потока ВД и два — после промперегрева)
приводит к разрушению агрегата, то в этом случае в очень боль-
шой степени снижается надежность защиты турбины от разгона.
Поэтому одно или два ЭГП обязательно должны передавать коман-
ду всем клапанам по общей командной линии.
В современных мощных турбоагрегатах очень мала инерция ро-
тора. Поэтому, как правило, основная система гидравлического ре-
гулирования не обеспечивает необходимого быстродействия и при
сбросе полной нагрузки повышение угловой скорости превышает
уровень настройки автомата безопасности. Чтобы сохранить вто-
рую линию защиты, вводят импульсы по ускорению или по сигналу
отключения генератора от сети. Это несколько уменьшает надеж-
ность регулирования. В связи с тем, что прочность агрегата должна
быть рассчитана на случай полного сброса нагрузки и отказа ос-
новной системы регулирования, динамическое повышение частоты
вращения будет на много больше настройки автомата безопасно-
сти из-за влияния пара, заключенного в промежуточных емкостях
турбины.
9
ВОДЯНОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ ПАРОВЫХ ТУРБИН
9-1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
До настоящего времени происходят пожары масла на паротурбин-
ных установках. Причиной пожара в большинстве случаев бывает
разрыв маслопроводов высокого давления. Разрывы эти происхо-
дят из-за гидравлических ударов в турбопроводах. При весьма
быстром движении поршней сервомоторов потребляется большое
количество масла. Как только клапан доходит до упора, движение
поршня прекращается и происходит гидравлический удар, тем
больший, чем выше скорость поршня. Скорость же поршней непре-
рывно возрастает в связи с ростом параметров и мощностей совре-
менных агрегатов.
Особенно увеличивается пожароопасность в разветвленных си-
стемах регулирования с промежуточным перегревом и отборами
пара на нужды производства и отопления.
В СССР и за рубежом ведется большой комплекс работ по за-
мене масла в системах регулирования негорючими жидкостями. По
нашему мнению, наиболее рациональный путь решения задачи —
использование воды в системах регулирования. Вода не только не-
горюча, но она является рабочим телом основного регулируемого
объекта. Это должно привести к упрощению схемы питания, увели-
чению ее надежности и упрощению резервирования источников
питания.
Конечно, при этом сохраняется масло в системе смазки, но это
практически не влияет на пожароопасность. Сопротивление под-
шипников настолько постоянно по величине, что в системе смазки
не могут возникнуть гидравлические удары. В современных мощ-
ных агрегатах насосы смазки выполняются с электроприводом. По-
этому наибольшее избыточное давление масла перед маслоохлади-
телем не превышает 0,3 МПа (3 кгс/см2), и даже эти маслопроводы
находят на отметке 0 вдали от горячих частей турбины. На уров-
не пола машинного зала избыточное давление масла на смазку не
превосходит 0,1 МПа (1 кгс/см2). Масляный бак опущен на отметку
3 м и удален от горячих паропроводов и частей турбины. Вода
удобна в эксплуатации, дешева, не требует специального наблю-
дения за утечками, так как восполнение ее происходит в процес-
се наблюдения за работой основного агрегата. Наблюдение за ка-
374
ВОДЯНОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ ПАРОВЫХ ТУРБИН
чеством воды ведется персоналом независимо от нужд системы ре-
гулирования.
Водяная система регулирования разработана ВТИ совместно
с ХТГЗ. К настоящему времени эта система получила большое
распространение в практике турбостроения. Попытки применения
воды в системах регулирования, предпринятые фирмой ВВС, не
увенчались успехом, что не помешало советским исследователям
добиться успеха в практическом использовании воды при создании
мощных агрегатов.
Применение воды в системе регулирования невозможно без ре-
шения ряда серьезных проблем. Вода — агрессивная среда, и по-
этому необходимо подобрать и исследовать материалы, которые, не
корродируя в воде, надежно работали бы в условиях регулирования.
Вода обладает малой вязкостью, и поэтому ее смазывающие свой-
ства недостаточны для получения высокой чувствительности. При
малой вязкости воды утечки через зазоры могут быть очень вели-
ки, что затрудняет ее использование в обычных системах регули-
рования.
Наконец, важно выбрать наиболее рациональные схемы во-
доснабжения. При наличии отдельной системы маслоснабжения
подшипников агрегата организация водоснабжения системы регу-
лирования не приводит к значительному усложнению установки.
Только успешное решение этих и других сопутствующих вопросов
позволило применить водяную систему регулирования при созда-
нии мощнейших паротурбинных установок.
9-2. МАТЕРИАЛЫ
Материалы, применяемые в водяных системах регулирования,
должны быть стойкими не только против коррозии, но и против
эрозии. Последнее свойство особенно важно для золотников, кромки
которых подвержены эрозии из-за больших скоростей жидкости,
проходящей через окна в буксе при их малых открытиях. По опыту
эксплуатации водяных систем было обнаружено, что важным свой-
ством трущихся поверхностей должна быть их твердость. Твердые
частички загрязнений, попадающие в зазор между лицом золот-
ника и внутренней поверхностью буксы, врезаясь в поверхность
металла, заклинивают золотник. При твердых поверхностях
трущейся пары частичка загрязнения несколькими последователь-
ными толчками золотника будет удалена из зазора. Их этих со-
ображений кромки золотника должны быть острыми и без заусениц.
Такая форма кромок и высокая твердость трущихся поверхностей
были внедрены на ЛМЗ и в масляных системах регулирования
Специальные опыты, проведенные Г. А. Киракосянц [Л. 52], поз-
волили выбрать подходящий материал для золотников водяного
МАТЕРИАЛЫ
375
регулирования. Твердость поверхности тля золотников масляного
регулирования, как правило, обеспечивалась а ютировшшем леги-
рованных сталей.
Такой же способ был применен для получения 1Вердости
и в первом промышленном образце водяного регулирования.
Азотировалась нержавеющая сталь 2X13. В процессе опытной
эксплуатации было обнаружено, что азотированные золотинки
и буксы ржавеют.
В последующем было найдено, что для получения твердой не-
ржавеющей поверхности целесообразно закаливать трущиеся эле-
менты. Для этих целей подходят стали 3X13, 4X13, Х18.
Эрозийный износ кромок золотника и буксы приводит к увели-
чению протечек жидкости через золотник. Это в свою очередь умень-
шает жесткость выключения сервомотора и, следовательно, появ-
ляется возможность колебаний его поршня. Золотник из отсечного
превращается в проточный. Соответственно увеличивается нечув-
ствительность системы регулирования. Одновременно износ кро-
мок золотника усложняет и увеличивает сроки ремонта. Приходит-
ся заменять золотник и буксу одновременно. Наплавка изношен-
ных кромок золотника и буксы недопустима по двум причи-
нам: возможность коробления и отслоения наплавленного метал-
ла. Кроме того, наплавление кромок в буксе технически весьма
затруднительно. Приходится заменять пару: золотник — букса.
При создании водяных систем регулирования были исключены
из рассмотрения все способы поверхностного упрочнения трущихся
деталей — химический, электролитический, диффузионный и др.
Любое случайное местное разрушение упрочненного слоя обяза-
тельно приводило бы к коррозии, а появление продуктов коррозии,
даже в очень малых количествах, в зазоре между трущимися по-
верхностями к заеданиям подвижных деталей
Для деталей, которые омываются водой, но не составляют тру-
щиеся пары, возможно применение методов поверхностной обра-
ботки. Но и в этом случае технология должна гарантировать дли-
тельную прочность обработанного слоя. На ХТГЗ разработан ме-
тод [Л. 53] азотирования обычной углеродистой стали, поверх-
ность которой после азотации обладает высокой стойкостью против
коррозии. Подобным образом обрабатываются корпуса всех эле-
ментов регулирования современных систем водяного регулирова-
ния. Многолетний опыт эксплуатации систем, использующих кон-
денсат, подтвердил достаточную надежность технологии, предло-
женной на ХТГЗ.
Трубы для всех водяных линий применяются из стали 1Х18Н9Т.
Это наиболее распространенный сортамент различных по диамет-
ру нержавеющих труб.
Возможно применение труб из цветных металлов, но это слиш-
ком дорого.
376
ВОДЯНОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Наиболее перспективно, по-видимому, применение резиновых
шлангов с внутренней прослойкой из плотной материи и стальной
оплетки. Такие трубы выпускаются нашей промышленностью. Раз-
работана конструкция соединительных узлов. При использовании
таких труб неизмеримо упрощается монтаж водоснабжающей
системы.
Пока нет только проверки подобного рода труб в условиях
длительной эксплуатации. Не будут ли происходить перерождение,
растрескивание, отслаивание или какие-либо другие изменения
внутренней поверхности труб? Возможно, увеличится сопротивле-
ние. Опытная труба из резинового шланга установлена в системе
водяного регулирования на турбине ВК-25.
Применение для труб полимерных материалов не проверялось
на практике. В перспективе требуются достаточно прочные поли-
мерные материалы [есть необходимость использования избыточно-
го давления до 10 МПа (100 кгс/см2) и выше], выдерживающие
высокие температуры. В нормальных условиях эксплуатации тем-
пература рабочей воды не применяется выше 40—50°С. Но в ава-
рийных условиях эта температура может превышать 100°С. О ма-
териалах, применяемых в качестве уплотнений, будет сказано ниже.
9-3. ОБЕСПЕЧЕНИЕ ЧУВСТВИТЕЛЬНОСТИ
Чувствительность систем регулирования определяется коэффици-
ентом трения между подвижными элементами. Высокая чувстви-
тельность в водяных системах может быть достигнута только при
условии сохранения прослойки воды между трущимися поверхнос-
тями. Это может быть обеспечено при использовании вращающих-
ся и самоцентрирующихся поршней (см. гл. 3). Применение враща-
ющихся поршней в этом случае едва ли оправдано. Слишком мала
вязкость воды, чтобы создать поддерживающую силу. Такие конст-
рукции допустимы только при отсутствии больших боковых прижи-
мающих или перекашивающих усилий. Конструкторы считают,
что вращающиеся поршни и золотники на воде счищают загрязне-
ния, попадающие на стенки цилиндра. Вряд ли такой способ очи-
стки целесообразен. По нашему мнению, всегда правильнее бороть-
ся с загрязнениями тщательной фильтрацией воды. В то же время
сопротивление поршня прижимающим усилиям повышает надеж-
ность и чувствительность системы, так как гарантирует от сухого
трения даже при случайно возникающих боковых усилиях.
Центрирующая способность самоцентрирующихся поршней
даже увеличивается с уменьшением вязкости жидкости. Она созда-
ется в момент появления перепада давления на поршне еще до на-
чала движения (вращающиеся поршни при начале вращения
должны преодолевать полусухое трение покоя). Расчет самоцент-
ОБЕСПЕЧЕНИЕ ЧУВСТВИТЕЛЬНОСТИ
377
рирующихся поршней для воды ведется по рапсе приведенным
формулам.
При использовании вращающихся поршней и золотников па на-
ружных (соприкасающихся) поверхностях нельзя делать глубокие
выравнивающие канавки. Они уменьшают поддерживающую силу
и тем самым снижают эффект вращения. Канавки должны быть не
глубже 0,2—0,3 мм, что еще в некоторой степени сохраняет опор-
ную поверхность. При применении самоцентрирующихся поршней
на всех поверхностях золотников и поршней, не занятых центриру-
ющими углублениями, обязательно надо делать разгрузочные ка-
навки, что устранит гидравлические прижимающие силы.
Очистка воды от механических примесей — гарантия надежной
и чувствительной работы системы регулирования. Это подтверж-
дено многолетним опытом эксплуатации многих систем водяного
регулирования.
В системах водяного регулирования широкое распространение
получили сетчатые фильтры (см. рис. 5-13). Установка двух групп
таких фильтров, каждая на полную производительность, обеспечи-
вает удобную эксплуатацию. При применении конденсата очистка
таких фильтров обратным потоком воды производится примерно
1 раз за 1—2 месяца работы и реже. На время пуска из монтажа
установки, по-видимому, следует подключать еще одну группу
фильтров. Это позволит в первый пе*риод, когда идет еще грязный
конденсат, периодически разбирать по одной группе фильтров для
очистки, так как промывка обратным током воды может оказаться
недостаточно эффективной. Как уже упоминалось, недостаток та-
ких фильтров — трудность автоматизации.
Щелевой фильтр (см. рис. 5-15), по-видимому, более предпоч-
тителен для этих целей, но и эта конструкция еще не может счи-
таться достаточно совершенной. Ее слабым звеном являются ма-
лый диаметр подводящих сверлений. Может быть, следует идти по
пути многоступенчатой очистки воды, тогда фильтры тонкой очи-
стки можно регенерировать значительно реже и, следовательно, их
конструкцию можно сделать упрощенной.
Важно отметить, что наиболее опасным было бы выделение
растворенных солей. В этом случае потребовались бы химические
обессоливающие установки, что значительно усложнило бы систе-
му водяного регулирования. Выделение растворенных солей опре-
деляется уровнем их концентрации [Л. 54] и температурой воды.
При использовании конденсата современных паровых турбин уро-
вень концентрации в нем солей так мал, что до температуры 90°С
они не выделяются. Поэтому применение конденсата по существу
снимает вопрос об обессоливании воды при подаче ее в систему
регулирования.
Вопрос очистки воды намного упрощается при ее малом коли-
честве. Поэтому использование всех мероприятий по уменьшению
25—730
378
ВОДЯНОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ ПАРОВЫХ ТУРБИН
расхода воды не только имеет экономическое значение, но и увели-
чивает надежность и удобство эксплуатации.
Наибольшую долю в загрязнениях составляют примеси окислов
железа различной дисперсности.
Органические примеси в воде наиболее опасны. Являясь свое-
образным коагулянтом, эти примеси связывают крупинки окислов
железа в липкую массу, которая с трудом отмывается обратным
током воды и чаще всего требует разборки сетчатых фильтров и их
отмывки горячей водой или даже щелоком.
9-4. ПРОТЕЧКИ ВОДЫ
Малая вязкость воды вызывала опасение резкого увеличения уте-
чек при переходе от масляного к водяному регулированию.
Г. А. Киракосянц провела большое количество тщательно постав-
ленных исследований, которые помогли установить основные зако-
номерности истечения воды через узкие щели.
В многочисленных работах по истечению жидкостей через раз-
личного рода сопротивления было установлено, что для более
точного определения расхода в общем случае надо учитывать за-
трату потенциальной энергии на преодоление сил сопротивления
движению жидкости и ее долю, преобразованную в кинетическую
энергию, т. е.
Ар = Дрс + ДРк.
где Арс — потеря напора на преодоление сопротивления; Арк —
доля напора, преобразованная в кинетическую энергию.
При этом можно считать, что
= kJ(9-1)
б2/ \ f !
Значения k\ и k2 определяются критерием Re. Чем ближе поток
к турбулентному (т. е. чем больше число Рейнольдса), тем мень-
ше первый член по сравнению со вторым. По опытам Г. А. Кира-
косянц была найдена полуэмпирическая зависимость
ZiiQ / о \2
Ьр= 11,3—^—- + 0,36 р | , (9-2)
где Q — расход жидкости (протечки через золотник), м3/с; I — дли-
на щели, м; р — динамический коэффициент вязкости, кгс/м3;
б — зазор между стенками цилиндра и поршня, м; f — площадь
проходного сечения кольцевого зазора, м2; р — плотность, кг/м3.
По этой зависимости и построена номограмма (рис. 9-1), упро-
щающая выполнение расчетов.
протечки ВОДЫ
379
Проведенные исследования показали, что уменьшение вязкости
воды примерно в 30 раз по сравнению с вязкостью масла не при-
водит к столь резкому увеличению расхода. Даже значительное
уменьшение первого члена уравнения (9-1) по сравнению со вто-
рым, ввиду квадратичной зависимости перепада давления от рас-
хода во втором члене, увеличивает расход сравнительно ненамно-
го, тем более что и при турбулентном движении сопротивление
движению жидкости для узких щелей сохраняется на высоком
уровне Чем выше давление воды, тем меньше влияние вязкости.
Любопытные данные были получены для золотников из фто-
ропласта. При прочих равных условиях утечка уменьшается в 2 ра-
за. Это дает основание предполагать, что при подборе подходящих
полимеров золотники целесообразно будет делать из этих химиче-
ски стойких материалов. Мягкая поверхность такого золотника
25*
380
ВОДЯНОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ ПАРОВЫХ ТУРБИН
вряд ли будет препятствовать его использованию. Твердая части-
ца настолько легко врежется в поверхность мягкого материала,
что не вызовет большого сопротивления движению по твердой по-
верхности буксы. Трудность применения подобного рода материа-
лов в значительном отличии их коэффициента линейного расшире-
ния от такового для металлов и недостаточная температурная и
эрозионная стойкость.
При смещении цилиндра из соосного положения с расточкой
втулки сопротивление движению жидкости через зазор меняется.
Рис. 9-3. Изменение коэффициента расхода через дроссельный конус золотника.
При этом Дрс изменяется пропорционально квадрату изменения б,
а рк — первой степени б.
Соответственно изменятся коэффициенты при Q в первом и
втором членах правой части уравнения. Среднее значение б остает-
ся неизменным при любом смещении цилиндра, изменяется толь-
ПРОТЕЧКИ ВОДЫ
381
ко среднеквадратичное значение д. Другими словами, коэффициент
при втором члене останется неизменным, коэффициент при первом
члене соответственно изменится. Располагаемый перепад давления
сохранится неизменным.
Неравномерное распределение сопротивления но длине окруж-
ности щелевого зазора характеризует собой соответственно нерав-
номерное распределение эпюры давлений в зазоре, что и подтт рж-
дается экспериментальными исследованиями. При переходе к
менее вязкой жидкости, когда влияние сопротивления щели на дви-
жение жидкости в зазоре уменьшается, выравнивается и распреде-
ление давлений по поверхности цилиндра (см. гл. 4). Поэтому в
водяных системах величина гидравлических сил, действующих па
поверхность поршня, несравненно меньше, чем в масляных. Отсю-
да для поршней, не подверженных внешним прижимающим и пере-
кашивающим усилиям, меньшее значение имеют методы создания
центрирующих усилий.
В то же время при наличии таких внешних усилий силы трения
в водяных системах будут больше, чем в масляных, и поэтому не-
обходимость создания центрирующих сил с этой точки зрения
большая.
В гидравлических системах регулирования широкое распро-
странение получили конусные регулирующие органы (см. рис. 4-8).
Коэффициент расхода через кольцевые сечения такого типа по
опытам Г. А. Киракосянц равен 0,8—0,85.
Как уже упоминалось, Г. А. Киракосянц и В. И. Сергеев уста-
новили, что при движении конуса в сторону открытия и закрытия
коэффициент расхода меняется по-разному. Это вносит своеобраз-
ную нечувствительность в движение элемента с таким конусом.
Для выяснения причин подобного явления были проведены опыты
с дренированным конусом (рис. 9-2).
Характер изменения коэффициента расхода через конус при
его движении в сторону закрытия и открытия приведен на
рис. 9-3.
Изменение коэффициента расхода происходит вследствие от-
рыва потока, что приводит к зависимости от направления дви-
жения.
При определенном положении конуса происходит отрыв потока
от поверхности (точки В и С), а момент отрыва связан с явлением
своеобразной инерционности потока, и поэтому при обратном дви-
жении конуса отрыв потока наступает при другом его положении.
(Точка А — изменение коэффициента расхода при безотрывном
потоке.)
Г. А. Киракосянц и В. И. Сергеев показали, что скругление кро-
мок диафрагмы, через которую проходит регулирующий конус,
устраняет отрыв потока и исключает явление скачка коэффициен-
та расхода.
382
ВОДЯНОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ ПАРОВЫХ ТУРБИН
9-5. СИСТЕМА ВОДОСНАБЖЕНИЯ
Наиболее рациональной, по нашему мнению, системой питания
будет такая, при которой используется вода из схемы водоснабже-
ния блока — конденсат и питательная вода. Качество конденсата
и питательной воды контролируется специальной химической
службой. Высокий уровень качества воды поддерживается специ-
альными мерами — фильтрованием, обессоливанием и др. Количе-
ство воды в контуре питания неизменно учитывается и пополняет-
ся. И все это делается независимо от возможности использования
этой воды в системе регулирования. Насосы водоснабжения паро-
турбинной установки имеют необходимый резерв и автоматику
включения этого резерва. В случаях полного отказа водоснабжаю-
щей системы паросиловая установка автоматически останавлива-
ется. Используя ту же систему водоснабжения и для питания ре-
гулирования, удается избежать установки дополнительных насо-
сов, что повышает надежность работы агрегата в целом, так как
наличие вращающихся машин всегда привносит в установку эле-
мент ненадежности.
Использование конденсатных насосов дает возможность полу-
чить большое увеличение расхода воды в систему регулирования
при относительно малом снижении давления. Эти насосы подают
большое количество воды в систему регенерации. При этом основ-
ной поток подается в деаэратор, где давление (в современных уста-
новках) поддерживается на уровне 0,6 МПа (6 кгс/см2). Избыточ-
ное давление, развиваемое конденсатным насосом (для турбин
К-300-240), составляет 2,4 МПа (24 кгс/см2).
Примем, что производительность насоса может быть увеличена
в % раз (5-17). При расходе в систему регенерации Qper и в систе-
му регулирования Qp производительность насоса
Q^Qper + QP.
При снижении напора на выходе из насосов (открылись золот-
ники сервомоторов) производительность насосов увеличится до
Q =Q -¥0'=70.
^макс ^рег ^р ах
Количество воды, идущее в систему регенерации, уменьшится
Q' = Q |/ Рн~5 ,
4Per ЧРег V рн —5
и, следовательно, расход на регулирование
Qp ^макс ^рег ^рег ]/ __5
СИСТЕМА ВОДОСНАБЖЕНИЯ
383
Избыточное давление конденсата в системе регулирования при-
мем рн=2 МПа (20 кгс/см2).
Предположим, р’н =0,8 рн, т. е. для рассматриваемого примера
Тогда при %= 1,2
<2р= 1,2 Q-0,86 Qper = Q [1,2-0,86^
При Qper=0,6Q и Qp=0,4Q Qp=0,68Q, т. е. наблюдается уве-
личение расхода в 0,68/0,4 = 1,70 раза. При Qper=0,8Q и Qp=0,2Q
увеличение расхода на регулирование будет в 0,51/0,2 = 2,55 раза.
Чем больше величина %, тем значительнее будет увеличение расхо-
да в систему регулирования при сбросе нагрузки. Так, при %= 1,3
расход возрастает от Qp=0,4Q до Q„ = 0,78Q, т. е. увеличится
в 1,95 раза.
Допуская большее снижение напора рп, можно дополнительно
увеличить расход воды в систему регулирования. Так, при ри =
= 1,4 МПа (14 кгс/см2)
О' = О 1 — = 0,772 0
хрег ^рег у 15 > ^рег
И
Использование горячей питательной воды сопряжено с возмож-
ной потерей большого количества тепла. Чтобы избежать этого,
предложено слив этой воды после сервомотора направить в деаэра-
тор. Слив воды в деаэратор, кроме того, предупреждает отложе-
ние солей в золотнике, поскольку становится невозможным испа-
рение вытекающей воды. Давление в деаэраторе всегда выше дав-
ления ко температуре воды
10
СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ МОЩНЫХ
ОТЕЧЕСТВЕННЫХ ТУРБОГЕНЕРАТОРОВ
При создании турбин большой единичной мощности на сверхкри-
тические параметры пара заводам потребовалось решать широкий
комплекс новых и очень трудных задач. Увеличение мощностей
агрегатов сопровождалось одновременным развитием энергетиче-
ских систем, объединяющих все возрастающее количество электро-
станций и агрегатов. Развал крупной системы, как, например, во
время известной нью-йоркской аварии, приносит такие огромные
убытки, что предотвращение подобных аварий окупает практиче-
ски любые затраты. Это, в свою очередь, поставило перед созда-
телями систем регулирования турбин ряд новых, сложных задач.
Переход на сверхкритические параметры привел к резкому уве-
личению паровых усилий на клапаны. Соответственно возросли
мощности сервомоторов. Оказалось практически невозможным
располагать регулирующие клапаны непосредственно на корпусах
турбин, что привело к резкому увеличению объемов между клапа-
нами и первым рядом сопл. При одновременном росте параметров
пара значительно увеличилась энергия пара, заключенного в про-
межуточных объемах, что привело к большому возрастанию угло-
вой скорости ротора при сбросе максимальной нагрузки с генера-
тора. Потребовалось очень большое быстродействие системы ре-
гулирования турбины, чтобы удержать угловую скорость ротора
агрегата в допустимых по условиям прочности пределах.
При авариях в энергетических системах оказалось необходи-
мым не только быстрое закрытие регулирующих клапанов, но и их
достаточно быстрое открытие.
Поставленные задачи невозможно было решить без увеличения
мощности насосов, питающих систему регулирования. Это, в свою
очередь, вызвало повышение пожароопасности применения мине-
рального масла в системах регулирования. Опасность усугубляет-
ся тем, что при увеличении скорости движения поршней сервомо-
торов растет повышение давления в трубопроводах при гидроударе
(в момент мгновенной остановки поршня сервомотора) и увели-
чивается опасность их повреждения.
Чтобы показать, каким образом решались поставленные за-
дачи, рассмотрим две конкретные схемы регулирования мощных
турбин на сверхкритические параметры пара.
СИСТЕМА РЕГУЛИРОВАНИЯ ТУРБИНЫ К-300-240 ХТГЗ
385*
10-1. ВОДЯНАЯ СИСТЕМА РЕГУЛИРОВАНИЯ ТУРБИНЫ
К-300-240 ХТГЗ
Основные преимущества и принципиальные особенности водяных
систем регулирования подробно изложены в гл. 9. Поэтому ограни-
чимся только описанием системы и некоторыми пояснениями по-
ложений, определивших выбор того или иного конструктивно-
го решения.
В качестве примера рассмотрим несколько видоизмененную си-
стему регулирования турбины К-300-240 ХТГЗ (рис. 10-1).
Вода в систему регулирования подается от конденсатных насо-
сов 1 или специальных насосов 19, забирающих ее после обессо-
ливающей установки. При пусках после капитальных ремонтов или
длительных простоев турбины конденсат пропускается через цик-
лоны 2, где выделяются наиболее тяжелые взвеси. Оставлять цик-
лоны включенными в длительную эксплуатацию не рекомендуется
только потому, что при сбросах нагрузки, когда резко возрастает
расход воды, повышенное сопротивление циклонов [в обычных
условиях примерно 0,08—0,1 МПа (0,8—1,0 кгс/см2)] приводит к до-
полнительному снижению давления в напорной линии перед сер-
вомоторами. Но поскольку это снижение относительно мало, даже
оставление циклонов в работе не может существенно сказаться на
быстродействии регулирования. С другой стороны, в установив-
шихся режимах эксплуатации хорошая фильтрация воды без не-
обходимости частой отмывки фильтров обеспечивается второй сту-
пенью очистки — сетчатыми фильтрами 3. Две группы сетчатых
фильтров позволяют одну держать в резерве и при загрязнении
работающей группы перевести ее на режим отмывки с переключе-
нием питания на резервную группу. Отмывка производится обрат-
ным током воды, забираемой из напорной линии после фильтров
Перепад на сетчатых фильтрах не допускается больше одной атмо-
сферы. Для контроля на фильтрах установлены дифференциаль-
ные манометры с указателем, вынесенным на щит управления. Как
правило, очистка фильтров производится не чаще одного раза в
2—3 недели. Слив воды из системы регулирования направляется
в бак 18, а оттуда через гидрозатвор в конденсатор.
Угловая скорость ротора измеряется неупругим датчиком 4,
описание которого приведено в гл. 6. Датчик преобразует угловую
скорость и давление воды, и преобразованный импульс передается
мембранно-ленточному регулятору 5 (см. гл. 6). На подводе воды
к датчику 4 последовательно установлены два нерегулируемых
дросселя. При этом перепад на первом дросселе выбирается боль-
ше, чем на втором. Такая комбинация дросселей позволяет вво-
дить жидкость в датчик без значительного возмущения потока.
Также для защиты импульсного потока служит конус, устанавли-
ваемый на входе в сопло датчика.
Рис 10-1. Реконструированная схема регулирования турбины К-300-240 ХТГЗ.
388
СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ МОЩНЫХ ТУРБОГЕНЕРАТОРОВ
Конструкция мембранно-ленточного регулятора 5 отличается от
ранее применявшейся только тем, что для исключения влияния из-
менений давления рабочей жидкости на преобразованный импульс
соосно с основным соплом, но с противоположной стороны ленты
установлено дополнительное, разгрузочное сопло, давление во-
ды в котором уравновешивает усилие на ленту со стороны ос-
новного сопла.
Усиленное изменение импульсного давления от регулятора 5
подается в преобразователь 6. В этом преобразователе использует-
ся не полностью разгруженная мембрана. Жесткий центр подве-
шен на неупругой мембране с относительно малым зазором между
подвижной и неподвижной частями. Такая конструкция обеспечи-
вает высокую чувствительность элемента при сохранении высокой
прочности мембраны. Сверху на мембрану действует импульс от
регулятора, изменяющийся от 0,2 до 0,4 МПа (от 2 до 4 кгс/см2) при
изменении частоты вращения на величину неравномерности, снизу
через сопло подводится вода из линии первого усиления, передаю-
щей команду всем золотникам сервомоторов регулирующих клапа-
нов. В этой линии давление изменяется от 0,5 до 1 МПа (5 до
10 кгс/см2). Напомним, что усиление импульса определяется
не увеличением его абсолютного, а относительного значения. Так,
в датчике угловая скорость ротора преобразуется в гидравличе-
ский импульс с давлением в 0,64 МПа (6,4 кгс/см2). При изменении
угловой скорости на величину неравномерности (обычно принима-
ется 5%) давление в импульсной линии изменяется на 10%, т. е.
импульсное давление изменяется от 0,64 до 0,70 МПа (от 6,4 до
7,04 кгс/см2). Это изменение импульсного давления вызывает в
сопле регулятора 5 изменение давления от 0,4 до 0,2 МПа (от 4 до
2 кгс/см2), т. е. по абсолютной величине импульс преобразован в
меньшее давление. Усиление же импульса определяется тем, что
5% изменения первичного импульса преобразовано в 50% измене-
ния вторичного с одновременным изменением знака импульса.
По линии первого усиления команда передается двум золотни-
кам 13 сервомотора 12 клапанов 16 ЦВД и двум золотникам 7 сер-
вомоторов 8 клапанов ЦСД. Давление в линии первого усиления
передается на нижний торец золотников и уравновешивается дав-
лением на их верхний торец. Вода в верхнюю полость золотников
подводится через специальный постоянный дроссель и сливается
через два дросселя: один — регулируемый конусом самовыключе-
ния и второй — конусом обратной связи. Шайба первого дросселя
жестко связана с золотником, а конус второго — со штоком серво-
мотора (сервомотор ЦВД, в сервомоторе ЦСД со штоком связана
дроссельная шайба, а конус неподвижен). Все четыре золотника
вращающиеся. Для этого на их средней части выполнены два тан-
генциальных отверстия, расположенных на некотором расстоянии
от центра. К этим отверстиям подводится вода из напорной поло-
СИСТЕМА РЕГУЛИРОВАНИЯ ТУРБИНЫ К-300-240 ХТГЗ
389
сти золотника и сливается в сливную полость, Созданная таким
образом реактивная турбина вращает золотник с частотой 1500—
2000 об/мин.
Сервомоторы 12 двух групп (по три в каждой группе) клапа-
нов ЦВД выполнены с двусторонним подводом воды. ( ервомото-
ры перемещают двускатные клинья, на которые опираются ролики
рычагов, управляющих клапанами 16. Штоки клапанов нагружены
пружинами, обеспечивающими постоянное прижатие нижних ро-
ликов к клиньям. При движении поршня сервомотора вверх клинья
перемещаются так, что рычаги поворачиваются в сторону закры-
тия клапанов. Верхний ролик рычага в нормальных условиях экс-
плуатации не касается клина. Он предназначен для того, чтобы
при движении сервомотора вверх в случае заедания штоков кла-
панов клин нажмет на верхний ролик и тем обеспечит принуди-
тельную посадку клапана.
Сервомотор 8 регулирующего клапана промперегрева располо-
жен внутри сервомотора толкателя, роль которого будет описана
ниже. Сервомотор 8 одностороннего действия и сверху нагружен
двумя пружинами сжатия.
При необходимости регулирование может осуществляться по
импульсу давления острого пара. Для этой цели в системе преду-
смотрен относительно медленно действующий регулятор «до себя»
27, поддерживающий постоянство давления пара перед стопорным
клапаном ЦВД с некоторой неравномерностью. Реагируя на изме-
нение давления пара, регулятор 27 соответственно воздействует на
слив воды из линии первого усиления, прикрывая этот слив
при повышении давления пара (и тем открывая клапаны) и откры-
вая — при снижении.
По проекту и по действующим инструкциям регулятор «до се-
бя» должен вступать в работу только при сравнительно большом
снижении давления, иначе этот регулятор мешает регулированию
частоты и воздействию системной автоматики, что недопустимо.
Для воздействия на систему регулирования от противоаварий-
ной автоматики в ней имеется электрогидравлический преобразо-
ватель 26 (ЭГП), преобразующий электрический импульс в со-
ответствующее изменение сливного сечения из линии первого
усиления.
Наличие одной линии первого усиления, передающей коман-
ду всем исполнительным органам, значительно упрощает си-
стему, позволяет легко вводить любое количество регулирующих
устройств.
Каждый исполнительный механизм отрабатывает команду не-
зависимо от движения других исполнительных механизмов. Облег-
чается настройка системы. Недостатком такой системы является
только то, что выполнение линейной зависимости перемещения
исполнительного элемента от изменения давления в линии перво-
390
СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ МОЩНЫХ ТУРБОГЕНЕРАТОРОВ
го усиления и линейной зависимости этого давления от команды
регулятора требует выполнения сложной конфигурации дроссель-
ных органов управления. В то же время при использовании так на-
зываемых сливных схем [Л. 64] управляющие окна в дросселях
имеют равную ширину на всем ходе при строгой линейности пере-
мещений командного и управляемого элементов, но в этом случае
к каждому сервомотору должна подводиться отдельная управляю-
щая линия, что в современных разветвленных системах приводит
к их неоправданному усложнению.
Рассмотрим действие системы регулирования на примере сбро-
са электрической нагрузки.
При сбросе электрической нагрузки и отключении генератора
от сети резко возрастает угловая скорость ротора. Соответственно
увеличивается импульсное давление, создаваемое датчиком 4. Уве-
личение импульсного давления прогибает мембрану и ленту (стой-
ку) регулятора 5 так, что увеличивается слив из левого управляе-
мого сопла. Уменьшение давления в сопле регулятора 5 передается
в полость преобразователя 6. Уменьшение давления над мем-
браной преобразователя вызывает соответствующее открытие сли-
ва из линии первого усиления и уменьшение давления в этой ли-
нии. Это уменьшение давления передается на нижние торцы золот-
ников 7 и 13. Золотники опускаются вниз, выталкивая некоторое
количество воды в линию первого усиления. Это могло бы вызвать
повышение давления в линии первого усиления и соответствующее
торможение движения золотников вниз. Но при этом нарушалось
бы соответствие между давлением в линии первого усиления и дав-
лением в камере над мембраной преобразователя 6. Это невоз-
можно. Поэтому клапан мембраны дополнительно поднимется
вверх и соответствие между командой и давлением в линии управ-
ления (линия первого усиления) восстановится, что устранит тор-
можение движения золотников и тем увеличит быстродействие си-
стемы, регулирования. Таким свойством повышения быстродейст-
вия последующих элементов обладают все элементы, построенные
по принципу «компенсации сил» [Л. 67].
Перемещение золотников 13 сервомоторов 12 ЦВД ограничива-
ется действием самовыключения — своеобразной гидравлической
пружиной. Иногда на конусе самовыключения выполняется ци-
линдрический участок за местом расположения дроссельной шай-
бы при среднем положении золотника. Тогда при значительном
смещении золотника вниз самовыключение перестает изменять
давление в верхней полости золотника и последний движется без
задержки на полный ход, соответственно изменяя проходные сече-
ния подвода и слива воды из полостей сервомотора на величину
максимального открытия. Такая конструкция конуса самовыклю-
чения увеличивает быстродействие системы, но нарушает взаимо-
связь положения золотника и давления в линии первого усиления.
ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ РАЗГОНА
391
Это мешает четкости выполнения команд системной автоматики и
поэтому в настоящее время такой способ не рекомендуется исполь-
зовать в системах регулирования.
При движении поршця сервомотора 12 закрываются регулирую-
щие клапаны ЦВД. Одновременно поднимается конус обратной
связи, увеличивая слив из верхней полости золотника, что тормо-
зит движение золотника вниз, восстанавливая впоследствии «то
среднее положение.
Для повышения быстродействия при сбросах нагрузки в систе-
му регулирования подается форсирующий сигнал через ЭГП 26.
Сигнал берется от воздушного выключателя. Его величина в не-
сколько раз превосходит величину, соответствующую изменению
сливного сечения пропорционально степени неравном* рносгп.
Поэтому сливное сечение из линии первого усиления открывает-
ся на большую величину, обеспечивая столь высокую скорость
перемещения регулирующих органов, что, как показали испыта-
ния, при сбросе полной нагрузки повышение угловой скорости
ротора не превышает 7—8%, нс достигая настройки автомата
безопасности. При действии системы регулирования одновре-
менно закрываются и клапаны 8 промперегрева.
10-2. ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ РАЗГОНА
Как и во всех системах регулирования, в соответствии с Правила-
ми технической эксплуатации (ПТЭ) Минэнерго в турбине
К-300-240 ХТГЗ имеется защита от разгона, полностью независи-
мая от основной системы регулирования.
Датчик защиты — автомат безопасности 20 кольцевого типа.
Таких датчиков на турбине два. Каждый из датчиков независимо
передает полную команду системе защиты. Автомат безопасности
20, ударяя по рычагу, открывает клапан 22, стравливающий воду
из линии первого усиления защиты. При повороте рычаг становит-
ся на защелку 21 и тем самым сохраняется открытое положение
клапана до тех пор, пока оператор не подаст воду под клапан на
мембране и не освободит рычаг. При открытии клапана 22 вода
сливается из верхней полости мембранного клапана, выполненного
по типу рис. 7-7. Чтобы уменьшить диаметр клапана 22, введено
еще одно усиление в защиту: верхний клапан усилителя защиты 24
стравливает воду не из линии, управляющей всеми стопорными
клапанами, а только из верхней полости следующего клапана, ко-
торый уже сливает воду из линии защиты. Командная линия за-
щиты управляет двумя сервомоторами 15 стопорных клапанов
ЦВД и двумя сервомоторами 8 (наружными) ЦСД. Управление
сервомоторами 8 и 15 осуществляется с помощью мембранных вы-
ключателей 14 и 9.
392
СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ МОЩНЫХ ТУРБОГЕНЕРАТОРОВ
На стопорные клапаны ЦВД и ЦСД воздействуют и другие
защиты, такие как от снижения давления масла, подаваемого в
подшипники, от падения вакуума до опасного предела и др. От
всех защит передается электрический импульс на специальный
соленоид. На турбине К-300-240 ХТГЗ таких соленоидов два. Один
23 воздействует на специальный рычаг, который поднимает рычаг
автомата безопасности, второй — нажимает на конус, открываю-
щий два шариковых клапана в верхней части усилителя защиты 24
и тем сливающий воду из верхней полости мембранного клапана
первого усиления. Таким образом шариковые клапаны действуют
параллельно клапанам 22.
Действие защиты проследим по процессу, происходящему после
срабатывания автомата безопасности. Кольцевой автомат безопас-
ности 20 при достижении настроечного значения угловой скорости
ударяет по рычагу и открывает клапан 22. При этом рычаг встает
на защелку 21 и клапан 22 остается в открытом положении. Вода
из линии защиты поступает в нижнюю полость основного мембран-
ного клапана усилителя 24. Отсюда через постоянный дроссель в
нижнем клапане вода проходит в полость над ним и поступает
в нижнюю полость верхнего клапана первого усиления. Далее вода
проходит через дроссель в верхнем клапане и из верхней полости
подводится к клапанам 22 и шариковым клапанам, управляемым
соленоидом защиты. При открытии клапана 22 сливается вода из
верхней полости верхнего мембранного клапана усилителя 24. Так
как в эту полость вода поступает через дроссель, то давление под
верхним клапаном будет больше, чем над ним, и верхний клапан
откроется. Через открывшееся сечение вода будет сливаться из
верхней полости нижнего мембранного клапана. Но и в эту полость
вода поступает из нижней через дроссель и поэтому под клапаном
давление будет больше, чем над ним, и нижний клапан откроется,
сливая воду из линии защиты через большое сливное сечение. Не:
смотря на введение дополнительного усиления, время от момента
срабатывания автомата до слива воды из линии защиты не превы-
шает 0,1 с. Нижний клапан усилителя закрывает слив воды не
только из линии защиты, но и из линии первого усиления основ-
ной системы регулирования. Поэтому при подъеме этого клапана
вода сливается из обеих линий и таким образом дается команда на
закрытие всех не только стопорных, но и регулирующих
клапанов.
Вода в линию защиты поступает из рабочих полостей двух сер-
вомоторов стопорных клапанов ЦВД через дроссели в мембранных
клапанах 14 и из нижних полостей двух наружных сервомоторов 8
толкателей через дроссели в мембранных клапанах выключате-
лей 9. При сливе воды из линии защиты давление в верхних по-
лостях выключателей 9 и 14 падает и давление под клапанами
становится больше, чем над ними. Клапаны 9 и 14 поднимаются
ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ РАЗГОНА
393
и сливают воду из сервомоторов 15 стопорных клапанов ЦВД и
сервомоторов 8 клапанов ЧСД. Под действием пружин стопорный
клапан ЦВД закрывается. Также под действием пружин опускает-
ся поршень 8 толкателя, и если клапан еще не закрылся, то толка-
тель доводит его до седла. Таким образом, если стопорный клапан
ЦВД отделен от регулирующих клапанов, то стопорный н регули-
рующий клапаны ЦСД соединены в одном клапане, но имеющем
два привода. Если заест шток клапана в штоке толкателя, по па
сервомотор толкателя, будут действовать четыре пружины, по если
заест шток толкателя, то только две пружины будут закрывать
клапан промперегрева. Опасность объединения двух клапанов
в один состоит в том, что если под клапан попадет какой-либо
предмет, турбина разрушится. Опыт эксплуатации более 100 тур-
бин с клапанами такого типа в течение нескольких лет не подтвер-
дил высказываемых опасений.
Для открытия стопорных клапанов после срабатывания защи-
ты специальным краном 25 подводится вода под давлением под
мембранные клапаны защелок 21. Защелки отводятся от рычагов,
и рычаги автоматов пружинами ставятся в рабочее положение.
Поскольку в нормальных условиях эксплуатации вся защитная
линия находится в неподвижном состоянии, она должна система-
тически проверяться. Конечно, особенно опасным является заеда-
ние штоков стопорных и регулирующих клапанов, поскольку доста-
точно отказать любой из 4 пар (стопорный и регулирующие клапа-
ны каждого потока) клапанов, как разрушение машины становит-
ся неизбежной.
Работа автоматов безопасности, вернее, их расхаживание про-
изводится под нагрузкой агрегата. Для этого линия, соединяющая
клапан 22 проверяемого автомата с линией защиты, разобщается
специальным краном. Далее в специальные пазухи в кольце авто-
мата подводится масло. Благодаря увеличившемуся весу кольца
автомат срабатывает, что определяется по специальному указате-
лю. После проверки восстанавливается рабочее положение рычага
автомата и клапан 22 сообщается с линией защиты.
Беззолотниковая передача команды настолько надежна, что не
требует систематической проверки.
Чтобы обеспечить постоянную работоспособность стопорных
клапанов как в СССР, так и за рубежом, производят их системати-
ческое расхаживание на полный ход. Такое расхаживание произ-
водится при сниженной нагрузке агрегата. Для расхаживания сто-
порных клапанов высокого давления служит специальный золот-
ник, отключающий этот клапан от линии защиты и сливающий
воду из полости сервомотора 15. Для расхаживания на частичный
ход служит приспособление 17, предложенное А. М. Балашовым.
Специальным краном полость сервомотора также разобщается с
линией защиты и соединяется со специальным пустым объемом.
26—730
394
СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ МОЩНЫХ ТУРБОГЕНЕРАТОРОВ
Давление в полости сервомотора падает и поршень начинает дви-
гаться с места. Но как только этот объем заполнится, давление
в полости сервомотора восстанавливается и поршень возвращается
в исходное положение.
Для расхаживания сервомотора 8 толкателя клапана промпе-
регрева служит золотник 10. С его помощью камера под поршнем
отсоединяется от напорной линии и одновременно из нее сливается
вода. Это приводит к опусканию поршня толкателя.
10-3. СИСТЕМА РЕГУЛИРОВАНИЯ ТУРБИНЫ
К-300-240 ЛМЗ
При создании системы регулирования турбин К-300-240 конструк-
торский коллектив ЛМЗ применил огнестойкую синтетическую жид-
кость иввиоль. Преимущество такого решения — в жидкости сохра-
нены смазочные свойства, схожие с обычным минеральным мас-
лом, и неагрессивность по отношению к многим металлам. Это
позволило заводу использовать при создании новой системы регули-
рования весь большой опыт завода. Большинство примененных
узлов проверены длительным эксплуатационным опытом, и потому
новая система регулирования была освоена без особых затрудне-
ний. К сожалению, в системе сохранились и сравнительно слабые
узлы, модернизация которых требует дальнейших поисков.
К недостаткам использования огнестойкой жидкости следует
отнести прежде всего ее высокую стоимость и относительную ток-
сичность. При дальнейшем совершенствовании состава жидкости
коллективу ВТИ удалось практически устранить токсичность по-
следнего варианта жидкости, названного ОМТИ (огнестойкое мас-
ло теплотехнического института), которая не превосходит по токсич-
ности обыкновенного минерального масла. К сожалению, повышен-
ная стоимость синтетического масла сохранилась и для ОМТИ.
Высокая стоимость и токсичность потребовали принятия спе-
циальных мер при создании системы. Была выбрана относительно
малая емкость системы (всего 4 м3), соответственно уменьшена
производительность масляных насосов. Чтобы при этом сохранить
необходимое быстродействие системы в условиях сброса нагрузки,
все сервомоторы регулирующих клапанов выполнены с односто-
ронним подводом жидкости. Кроме линии следящего золотника
(см. рис. 6-3) и управляющей линии промежуточного золотника,
передающего команду всем сервомоторам, все линии выполнены
тупиковыми и поэтому расход жидкости в проточную систему не
превосходит 300 л/мин (в статическом режиме), или 18 м3/ч. Все
клапаны имеют индивидуальные сервомоторы. Это позволило
исключить передаточный механизм и повысить надежность систе-
мы. Такое решение явилось логическим развитием применения ог-
СИСТЕМА РЕГУЛИРОВАНИЯ ТУРБИНЫ К-300 240 ЛМЗ
395
нестойкого масла, что позволило соединить сервомотор непосред-
ственно с горячим клапаном. Для обеспечения достаточного быст-
родействия при увеличении нагрузки в условиях системных аварий
введены пружинные аккумуляторы, поддерживающие давление
жидкости в период резкого увеличения ее расхода в момент откры-
тия клапанов. Эти же аккумуляторы обеспечивают поддержание
давления жидкости при переходе питания системы с работающего
насоса на резервный. Для той же цели установлены маховики на
валу насоса.
Применение аккумуляторов нельзя считать целесообразным ре-
шением. Подобные аккумуляторы использовались иностранными
фирмами еще в 20-х годах. Но опыт эксплуатации показал их не-
надежность. Поршни аккумуляторов в обычных условиях непод-
вижны. Поэтому весьма вероятен их отказ в аварийных ситуациях,
которые бывают сравнительно редко.
Если же вводить систематическую проверку аккумуляторов, то
это существенно усложнит эксплуатацию и все-таки останется не-
уверенность в их работе. Иностранными фирмами рекламируются
аккумуляторы с воздушной подушкой, в которых воздух отделен от
жидкости упругой (резиновой или подобной ей) перегородкой. Но
и эти аккумуляторы нельзя считать надежными. Разрыв пленки
выключит аккумулятор, а проверить это можно только специальны-
ми испытаниями.
На рис. 10-2 представлена схема регулирования и защиты тур-
бины К-300-240 ЛМЗ. Упругий регулятор скорости 4 (см. рис. 6-3).
приводится в движение от вала турбины с помощью шлицевого
валика. Сам регулятор расположен в специальных подшипниках.
Если учесть, что передний конец вала в осевом направлении сме-
щается на 8,5 мм, то можно предположить, что надежность такой
передачи недостаточно высокая. Следует учесть, что осевое пере-
мещение регулятора на 0,7 мм изменяет нагрузку от полной до
нуля. Поэтому даже небольшие смещения регулятора в осевом на-
правлении могут привести к броскам нагрузки. Подшипники регу-
лятора снабжены резервной емкостью 6 на случай прекращения
подачи масла от насоса. Опыт эксплуатации таких регуляторов не
подтвердил высказанных опасений.
От регулятора 4 движение передается следящему золотнику 2,
который изменяет слив жидкости из управляющей линии III. Из-
менение расхода в этой линии передается промежуточному золот-
нику 10, который является второй ступенью усиления импульса.
Через него жидкость подается в линию III. Промежуточный золот-
ник 10 изменяет давление в управляющей линии VI и тем передает
команду всем сервомоторам регулирующих клапанов высокого и
среднего давления. Расход жидкости в управляющей линии III из-
меняется не только при перемещении золотника 2, но и золотни-
ка 1, управляемого электромеханическим преобразователем 3.
26*
Рис. 10-2. Схема регулирования турбины К-300-240 ЛМЗ (рис. VIII-7 из Сборни-
ка работ ВТИ. «Котельные и турбинные установки энергетических блоков». М.,
«Энергия», 1971).
ЗУ8
СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ МОЩНЫХ ТУРБОГЕНЕРАТОРОВ
Благодаря наличию ЭГП (/, 3) системе регулирования переда-
ются электрические команды, в частности от воздушного выключа-
теля генератора. При сбросах нагрузки в систему регулирования
подается импульс, равный четырем неравномерностям. Это вы-
зывает столь быстрое закрытие регулирующих клапанов, что
при сбросе полной нагрузки угловая скорость ротора повышается
всего на 6,5%.
Сервомоторы 14 регулирующих клапанов ЦВД и сервомоторы
16 регулирующих клапанов ЦСД выполнены однотипными. При
сбросах нагрузки открывается специальный клапан 15, который
обеспаривает промежуточный перегреватель.
Работу системы регулирования проследим в условиях сброса
нагрузки. Угловая скорость резко возрастает, грузы регулятора 4
расходятся и золотник 2 перемещается в сторону регулятора. При
этом увеличивается слив жидкости из линии III. Это вызывает
перемещение золотника 10, который в свою очередь открывает
слив из линии VI и тем передает команду регулирующим клапа-
нам. Золотники сервомоторов 14 и 16 поднимаются вверх и от-
крывают слив жидкости из-под поршней сервомоторов. Поршни
сервомоторов опускаются вниз, прикрывая паровые клапаны. Од-
новременно с помощью специальных профилированных кулаков
поворачивается рычаг обратной связи и перемещается букса золот-
ника, выключая его действие.
Жидкость в систему регулирования по линии / подается специ-
альным центробежным насосом 18 вертикального типа с мотором
переменного тока. Кроме того, в схеме питания имеется насос 19
с приводом от мотора постоянного тока. Аккумуляторы 20 вклю-
чены в напорную линию непосредственно за насосами.
10-4. ЗАЩИТА ОТ РАЗГОНА ТУРБИНЫ К-300-240 ЛМЗ
В переднем конце вала турбины расположены два автомата безо-
пасности 7 пальцевого типа. При достижении установленной угло-
вой скорости автоматы срабатывают и ударяют по соответствую-
щим рычагам. При повороте рычаг ударяет по золотнику 5. Золот-
ник сливает жидкость из линий II и III. Падение давления в
линии II вызывает закрытие стопорных клапанов 13 и 17. Падение
давления в линии III приводит к перемещению золотника 10 и вы-
зывает закрытие регулирующих клапанов 14 и 16.
Срабатывание защиты происходит и при подаче импульса от
специальных защитных устройств установки: по осевому сдвигу
ротора, по падению давления жидкости в смазке и др. При этом
электрический сигнал передается на соленоид 8, который сливает
жидкость из линии IV, в результате чего специальные выключа-
тели 9, ударяя по рычагам автоматов, перемещают золотник 5,
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
399
что приводит к закрытию стопорных и регулирующих клапанов.
В системе имеется и так называемая третья защита. Когда частота
вращения вала достигает уровня несколько выше 10% сверх номи-
нального, золотник 2 открывает слив жидкости из линии V и вы-
зывает срабатывание защиты.
Автоматы безопасности так же, как и автоматы ХТГЗ, испыты-
ваются под нагрузкой путем налива огнестойкого масла в специ-
альные емкости. Выталкивание бойка происходит под действием
архимедовой силы в поле центробежных сил масла в емкости,
окружающей боек. Расхаживание бойков осуществляется с по-
мощью специального золотника 11, при перемещении которого ры-
чаг испытываемого бойка выключается из работы, а в камеру бой-
ка подается огнестойкое масло.
Сервомоторы стопорных клапанов имеют ручной привод 12
через подвижную буксу 10 золотника. Это позволяет производить
их расхаживание на работающей турбине.
В подвижных элементах, таких как золотник сервомоторов и
промежуточных усилителей, не применяются специальные способы
повышения чувствительности, например вращение золотников или
самоцентровка. Высокая чувствительность достигается с помощью
малых диаметральных зазоров — около 0,07—0,12 мм и разгрузоч-
ных канавок. Этим обеспечивается уменьшение протечек и соответ-
ственно уменьшение гидравлических прижимающих усилий. Но
такие малые зазоры особенно чувствительны к мелкодисперсным
загрязнениям. Поэтому завод требует тщательной очистки масла,
заливаемого в систему. Благодаря принятым конструктивным ре-
шениям удалось резко сократить емкость системы и поэтому об-
легчились условия тщательной очистки огнестойкой жидкости.
10-5. ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Применение воды и огнестойкого масла в системах регулирования
практически полностью решило вопрос пожаробезопасности турбо-
установки. Пожаробезопасность применения масла в системе смаз-
ки на турбинах, имеющих масляные насосы с электроприводом,
решается более простыми средствами.
В системе смазки не происходит гидроударов, а давление не
превышает 0,3 МПа (3 кгс/см2). В таких условиях опрессовка на-
порных линий на повышенное давление и правильное крепление
этих линий, предупреждающее вибрацию труб, практически гаран-
тируют их от повреждения. Но даже при повреждении фланцевого
соединения или напорной трубы маловероятно возникновение по-
жара масла. Малая дальнобойность струи, простота ограждения
напорных труб, заключение их в специальные дренируемые кожу-
хи предупреждают появление пожара. Но если все-таки произойдет
400
СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ МОЩНЫХ ТУРБОГЕНЕРАТОРОВ
загорание масла, то останавливают главный масляный насос и
одновременно останавливают турбину. Этим прекращается подвод
масла к месту загорания, а сохранность подшипников обеспечива-
ется резервными емкостями в крышках подшипников [Л. 34]. Та-
ской способ защиты от пожара был проверен на одной из ГРЭС.
Как показывает опыт эксплуатации, при аварийной остановке тур-
бины с выключенными насосами смазки резервные емкости обеспе-
чивают полную сохранность всех подшипников.
Анализ принципиальных основ создания современных систем
регулирования показывает, что примененные в современных турби-
нах конструктивные решения позволили создать высоконадежные
и быстродействующие системы. Наибольшее затруднение вызыва-
ют вопросы резервирования подачи рабочей жидкости и создания
мощных сервомоторов. Последний определяется тем, что высокое
быстродействие, необходимое только в аварийных ситуациях, в то
же время требует использования мощных сервомоторов и насосов
и во время эксплуатации.
Наиболее прогрессивным решением, с нашей точки зрения, яв-
ляется применение паровых сервомоторов. Их конструкция позво-
лит связать поршень сервомотора в единое целое с клапаном. Мощ-
ность сервомотора и его быстродействие практически не ограниче-
ны, поскольку через клапан проходит большой поток энергии.
Не требуется никаких резервных систем: нет пара, нет необходи-
мости в перемещении клапана. Только сжимаемость пара затруд-
няет его применение, но и это затруднение безусловно может
быть преодолено.
Для газовых турбин наиболее надежным будет использование
пневматических систем, работающих на сжатом воздухе из основ-
ного цикла. Пневмоавтоматика достигла в настоящее время высо-
кого уровня развития. Созданы не только всевозможные сумми-
рующие, преобразующие и усиливающие элементы непрерывного
и дискретного действия, но и целые логические схемы, при этом
очень высокой надежности. Они выдерживают до миллиона сраба-
тываний без отказов, просты по конструкции, не подвержены на-
водкам случайных сигналов. Их действие практически не зависит
от температуры агента и окружающей среды.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Кириллов И. И., Иванов В. А. Проблемы регулирования турбин с отбора-
ми пара. — «Энергомашиностроение», 1963, № 7.
2. Исследование блока 150 МВт при скользящем и постоянном давлении
пара. — «Теплоэнергетика», 1964, № 10. Авт.: О. И. Чабан, В. Е. Дмитриев,
Б. М. Футорский, М. X. Гусейнов, В. С. Бобков.
3. Stodola A. Das Siemenssche Regulierprinzip und die amerikanischen «Iner-
tie» — Regulatoren, Ziirich, Zeitschrift des Vereines deutscher Ingenieure, Bd
XXXIII, 1899, № 18. 20 c.
4. Кириллов И. И., Кантор С. А. Влияние паровых объемов на регулирование
конденсационных турбин. — В кн.: За советское энергооборудование. М., ОНТИ,
1934.
5. Айзерман М. А. Теория автоматического регулирования двигателей. М.,
ГИТТЛ, 1952. 523 с.
6. Кириллов И. И. Автоматическое регулирование паровых и газовых турбин.
М., Машгиз, 1961. 600 с.
7. Щегляев А. В., Смелъницкий С. Г. Регулирование паровых турбин. М.,
Госэнергоиздат, 1962. 256 с.
8. Вознесенский И. И. К вопросу о выборе схем регулирования теплофика-
ционных турбин.—В кн.: За советское энергооборудование. М., ОНТИ. 1934.
9. Гальперин И. И. Синтез систем автоматики. М., Госэнергоиздат, 1960.
160 с.
10. Правила технической эксплуатации электрических станций и сетей. М.,
«Энергия», 1969. 224 с.
11. Ринку с Э. К. Об оценке эффективности действия устройств защиты.—
«Теплоэнергетика», 1963, № 3.
12. Веллер В. И. Гидродинамическая система регулирования паровых тур-
бин.— «Известия ВТИ», 1946, с. 23—29.
13. Щегляев А. В. Развитие отечественных систем регулирования паровых
турбин. — «Известия ВТИ», 1950, № 12.
14. Каркасов М. В. Письмо в редакцию. — «Теплоэнергетика», 1959, № 2.
15. Щегляев А. В. Наладка регулирования двух турбин второй МГЭС. -
«Тепло и сила», 1933, № 12.
16. Ржезников Ю. В., Бойцова Э. А. О причинах нестабильной работы ре-
гулирующих клапанов мощных паровых турбин. — «Теплоэнергетика», 1963,
№ 3.
17. Веллер В. И., Ржезников Ю. В., Левин Д. М. Регулирующий клапан си-
стемы ВТИ. — В кн.: Усовершенствование конструкций и эксплуатации турбин-
ных установок. М., Госэнергоиздат, 1959.
18. Веллер В. И., Журавлева А. А. Сравнительные исследования поршней.—
«Теплоэнергетика», 1958, № 2, с. 36—43.
19. Петров Н. П. Гидродинамическая теория смазки. Избранные работы.
Изд-во АН СССР, 1948. 550 с.
20. Яновский М. И. Конструирование и расчет на прочность деталей паровых
турбин. М., Изд-во АН СССР, 1947. 613 с.
21. Щегляев А. В. Регулирование паровых турбин. М., ОНТИ, 1938. 391 с.
402
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
22. Веллер В. Н., Журавлева А. А. Самоцентрирующийся поршень. — «Теп-
лоэнергетика», 1954, № 3.
23. Веллер В. Н. Гидродинамическое регулирование паровых турбин.—
«Электрические станции», 1946, №11.
24. Веллер В. Н. Гидродинамическое регулирование паровых турбин. М.,
Госэнергоиздат, 1963. 207 с.
25. Щегляев А. В., Гальперин И. И. Система гидродинамического регулиро-
вания для турбин мощностью 50 000 кВт. — «Известия ВТИ», 1950, № 5, с. 1—6.
26. Киракосянц Г. А. Экспериментальное исследование влияния некоторых
нелинейностей на переходные процессы регулирования паровых турбин. Диссер-
тация на соиск. учен, степени канд. техн. наук. М., 1954 (ВТИ).
27. Немиров В. С., Яворский В. Ю. Истечение воды и турбинного масла
через узкие кольцевые щели малой длины. — «Энергомашиностроение», 1965,
№ 7.
28. Болобан П. Е. Автоматическое регулирование давления пара в магистра-
ли перед турбиной. — «Теплоэнергетика», 1956, № 1.
29. Веллер В. Н. Сравнительный анализ схем маслоснабжения. — «Известия
ВТИ», 1948, № 11, с. 21—28.
30. Соколов Е. Я., Зингер Н. М. Струйные аппараты. М., Госэнергоиздат,
1960. 207 с.
31. Берман Л. Д. К расчету струйных аппаратов (эжекторов и гидроэлева-
торов). «Вестник инженеров и техников», 1938, № 2 и 1939, № 1.
32. Гальперин И. И. Новые гидравлические схемы теплофикационных тур-
бин. — «Теплоэнергетика», 1957, № 4.
33. Мурганов Б. П. О влиянии геометрии рабочего колеса насоса гидроди-
намической системы регулирования на его характеристику. — В кн.: Усовершен-
ствование конструкций и эксплуатации турбинных установок. М., Госэнергоиз-
дат, 1959.
34. Остановка паровых турбин при неработающих масляных насосах. —
В кн.: Повышение параметров пара и мощности агрегатов в теплоэнергетике. М.,
Госэнергоиздат, 1961. Авт.: В. Н. Веллер, А. П. Жаров, И. А. Лавров, А. В. Ла-
заренко.
35. Щегляев А. В., Смельницкий С. Г., Ермаков Д. А. Новая система регули-
рования паровой турбины. — «Электрические станции», 1950, № 8.
36. Киракосянц Г. А. Наладка гидродинамического регулирования паровой
турбины. — «Известия ВТИ», 1947, № 8.
37. Веллер В. Н. Система гидродинамического регулирования с одним насо-
сом.— В кн.: Усовершенствование конструкций и эксплуатация турбинных уста-
новок. М., Госэнергоиздат, 1959.
38. Тараненко Н. М. О влиянии наклона характеристики насоса-регулятора
на устойчивость процесса регулирования. — «Котлотурбостроение», 1952, № 7
39. Веллер В. Н. О регулировании мощных паровых турбин. — «Электриче-
ские станции», 1960, № 10.
40. Щегляев А. В. Упругий ленточный регулятор. — «Теплоэнергети-
ка», 1956, № 1.
41. Веллер В. Н., Киракосянц Г. А., Левин Д. М. Регулирование паровой
турбины с применением воды в качестве рабочего тела. — «Теплоэнергетика»,
1956, № 12, с. 25—26.
42. Веллер В. Н. Применение ускорителей в системах регулирования паро-
вых турбин. — «Теплоэнергетика», 1957, № 9, с. 7—12.
43. Смельницкий С. Г., Казанский В. Н. Новая конструкция масловоздуш-
ного отстойника для турбомашин. — «Теплоэнергетика», 1964, № 8.
44. Булкин А. Е. Исследование динамики нелинейной системы регулирования
паровой турбины. Диссертация на соиск. учен, степени канд. техн, наук, 1965
(МЭИ)
45. Пономарев С. Д. Пружины, их расчет и конструирование. М., Машгиз,
1954.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
403
46. Горелов И. Н., Приказчиков Г. Ф., Семенов П. Т. Переделка предель-
ного регулятора турбины для проверки его действия без повышения числа обо-
ротов выше нормального. — «Электрические станции», 1948, № 10.
47. Щегляев А. В. Турбостроение в СССР и перспективы его развития.—
«Теплоэнергетика», 1963, № 12.
48. Рубин В. Б. Регулирование мощности блоков прямоточный коте л — тур-
бина.— «Теплоэнергетика», 1962, № 3.
49. О мобильности вращающегося резерва на тепловых электростанциях. —
«Теплоэнергетика», 1958, № 10. Авт.: В. Я. Гиршфельд, Я. М. Островский
С. Я. Белинский, П. А. Белянин.
50. Сыромятников И. А. «Промышленная энергетика», 1964, № 9.
51. Москалев А. Г. Автоматическое регулирование режима энергетической
системы по частоте и активной мощности. М., Госэнергоиздат, 1960. 240 с.
52. Веллер В. И., Киракосянц Г. А., Левин Д. М. Водяная система регулиро-
вания паровых турбин. — В кн.: Повышение параметров пара и мощности в теп-
лоэнергетике. М., Госэнергоиздат, 1961.
53. Инструкция ХТГЗ по азотированию обычных сталей. Харьков, 1 Уб 1
(ХТГЗ), с. 16.
54. Прохоров Ф. Г., Шкроб М. С. Водоподготовка и водный режим паротур-
бинных электростанций. М., Госэнергоиздат, 1961.
55. Веллер В. И. Рациональные схемы связанного регулирования. — «Энер-
гомашиностроение», 1958, № 6.
56. Шубенко-Шубин Л. А. Основные особенности турбинного агрегата
К-300-240 ХТГЗ. — «Теплоэнергетика», 1960, № 10.
57. Водяная система регулирования турбины К-150-130 ХТГЗ. «Теплоэнер-
гетика», 1962, № 11, с. 10—17. Авт.: В. Н. Веллер, Г. А. Киракосянц, В. С. Ла-
пузин, Д. М. Левин, В. Е. Рожанский, Р. А. Руллит, А. Е. Фридман.
58. Веллер В. И. Разделение скоростной характеристики турбины на статиче-
скую и динамическую. — «Известия ВТИ», 1941, № 3.
59. Электромеханический привод стопорного клапана. — «Теплоэнергетика»,
1965, № 12. Авт.: Г. С. Смельницкий, Н. А. Чернышев, А. А. Калашников,
В. И. Панов.
60. Исследование и наладка систем регулирования турбин К-160-130. М.,
«Энергия», 1966. 78 с. (М-во энергетики и электрификации СССР. ОРГРЭС).
61. Водяная система регулирования паровых турбин. М., «Энергия», 1970.
Авт.: В. Н. Веллер, Г. А. Киракосянц, Д. М. Левин, В. В. Лыско.
62. Менделеев Г. А. Опробование регуляторов безопасности паровых турбин
при помощи электромагнитов. — «Электрические станции», 1967, № 8.
63. Менделеев Г. А. Исследование работы регуляторов безопасности паровых
турбин. Диссертация на соиск. учен, степени канд. техн, паук, 1969 (ВТИ).
64. Speicher К. Uberdrehzahlsicherungen von Dampfturbinen. Toil II. Berlin,
Maschinenbautechnik. 9 H 8, S. 413—416.
65. Speicher K- Uberdrehzahlsicherungen von Dampfturbinen. KDT. Berlin,
Maschinenbautechnik. 9H7, S. 383—389.
66. Веллер В. H. Регулирование частоты в современных условиях —
«Электрические станции», 1973, № 11, с. 57—60.
67. Веллер В. И. Принцип комплексации сил. Материалы к X Всесоюзному
совещанию по гидроавтоматике. Харьков, 1968, с. 10—11.
68. Котельные и турбинные установки энергетических блоков. — В кн.: Сбор-
ник работ ВТИ. М., «Энергия», 1971, с. 212.
69. Болобан П. Е. Исследование систем регулирования турбин с двумя отбо-
рами пара. Диссертация на соиск. учен, степени канд. техн. наук. 1961 (ВТИ).
70. Веллер В. Н., Шувалов Г. И. Проверка и настройка систем регулирования
конденсационных турбин. М., Госэнергоиздат, 1945, 74 с.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие 5
Введение 7
ЧАСТЬ первая
ОСНОВЫ ТЕОРИИ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Глава 1. СТАТИКА...................................................... 12
1-1. Регулирование угловой скорости 12
1-2. Регулятор скорости 13
1-3. Прямое регулирование 19
1-4. Влияние нечувствительности в системе регулирования 26
1-5. Непрямое регулирование 28
1-6. Механизмы управления 35
1-7. Изодромная система регулирования 41
1-8. Параллельная работа турбогенераторов 44
1-9. Влияние механизма управления при параллельной
работе агрегатов 51
1-10. Регуляторы частоты 53
1-11. Регулирование турбин с противодавлением 54
1-12. Регуляторы давления 57
1-13. Регулирование турбин с отбором пара 59
Глава 2 ДИНАМИКА..................................................... 70
2-1. Уравнение движения ротора турбины 72
2-2. Уравнение движения регулятора скорости 77
2-3. Уравнение движения прямого регулирования 83
2-4. Условия устойчивости. 86
2-5. Влияние параметров системы на ее устойчивость 93
2-6. Уравнение движения сервомотора 95
2-7. Влияние изодрома на работу регулирования 104
2-8. Регулятор по ускорению 107
2-9. Регулирование турбин с отбором пара Ш
2-10. Уравнение объема ИЗ
2-11. Влияние промежуточного объема в турбинах 119
без отбора пара
2-12. Структурный анализ и синтез систем регулирования 121
2-13. Быстродействие системы регулирования 130
2-14. Изменение настройки регулирования 136
2-15. Испытание систем регулирования 145
ОГЛАВЛЕНИЕ
405
ЧАСТЬ ВТОРАЯ
КОНСТРУИРОВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Введение 156
Глава 3 РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ ТУРБИНЫ............................159
3-1. Постановка задачи 159
3-2. Клапанное парораспределение 160
3-3. Паровые усилия на регулирующие органы 164
3-4. Поворотные диафрагмы 176
3-5. Передаточные механизмы 180
Глава 4 СЕРВОМОТОРЫ И ЗОЛОТНИКИ.................................. 181
4-1. Сервомоторы с отсечным золотником 181
4-2. Сервомоторы с проточным золотником 194
4-3. Динамика сервомотора с проточным золотником 198
4-4. Гидравлическая пружина 201
4-5. Клапанное управление сервомоторами 210
4-6. Золотники 213
4-7. Вращающиеся поршни и золотники 217
4-8. Самоцептрирующиеся поршни 219
4-9. Плоские золотники 229
4-10. Перекрыши золотников 231
Глава 5. ПОДАЧА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В СИСТЕМУ
РЕГУЛИРОВАНИЯ.................................................. 236
5-1. Насосы зубчатые или винтовые 236
5-2. Аккумуляторы 241
5-3. Центробежные насосы 243
5-4. Инжекторы 249
5-5. Двухинжекторная схема маслоснабжепия 251
5-6. Расчет производительности масляного насоса 254
5-7. Насосы с электроприводом 260
5-8. Масляные баки 268
5-9. Фильтры 271
Глава 6. РЕГУЛЯТОРЫ............................................... 276
6-1. Механические регуляторы скорости 276
6-2. Гидродинамические датчики 281
6-3. Пульсация импульсного давления 290
6-4. Датчик угловой скорости ВТИ 294
6-5. Регуляторы давления 305
6-6. Статическая и динамическая характеристики 317
6-7. Регуляторы по скорости и ускорению 321
6-8. Дифференциаторы 325
6-9. Регуляторы по давлению и производной от него 327
406
ОГЛАВЛЕНИЕ
Глава 7 ЗАЩИТА ТУРБИНЫ ОТ ЧРЕЗМЕРНОГО ПОВЫШЕНИЯ
УГЛОВОЙ СКОРОСТИ РОТОРА............................................ 331
7-1. Стопорные клапаны 333
7-2. Сервомоторы стопорных клапанов 334
7-3. Автоматы безопасности 338
7-4. Конструкция автомата безопасности 341
7-5. Влияние вибрации вала на работу автомата 344
7-6. Проверка автоматов безопасности 347
7-7. Система управления стопорным клапаном 348
7-8. Беззолотниковая система защиты 352
ЧАСТЬ ТРЕТЬЯ
СОВРЕМЕННЫЕ СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
ПАРОВЫХ ТУРБИН
Глава 8 РЕГУЛИРОВАНИЕ ЧАСТОТЫ................................360
8-1. Поддержание частоты на заданном уровне 360
8-2. Восстановление заданного уровня частоты 365
при аварийном ее изменении
Глава 9 ВОДЯНОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ ПАРОВЫХ ТУРБИН . . . 373
9-1. Общие положения 373
9-2. Материалы 374
9-3. Обеспечение чувствительности 376
9-4. Протечки воды 378
9-5. Система водоснабжения 382
Глава 10. СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ МОЩНЫХ ОТЕЧЕСТВЕН-
НЫХ ТУРБОГЕНЕРАТОРОВ............................................. 384
10-1. Водяная система регулирования турбины 385
К-300-240 ХТГЗ
10-2. Защиту турбины от разгона 391
10-3. Система регулирования турбины К-300-240 ЛМЗ 394
10-4. Защита от разгона турбины К-300-240 ЛМЗ 398
10-5. Заключение 399
Список литературы
401
Веллер В. Н.
В 27 Автоматическое регулирование паровых турбин.
Изд. 2-е, перераб. М., «Энергия», 1977.
408 с. с ил.
В книге излагаются основы теории регулирования и методов кон-
струирования элементов паровых турбин.
Отличительной особенностью книги является изложение методики
оценки конструктивного решения отдельных узлов регулирующих си-
стем, что позволяет правильно наметить пути дальнейшего совершенст-
вования этих систем.
Книга рассчитана на научных работников и инженерно-технический
персонал электростанций. Она может быть использована в качестве
учебного пособия при изучении вопросов регулирования паровых,
турбин.
30303-«_
051(01)-77
6П2.23
Владимир Николаевич Веллер
АВТОМАТИЧЕСКОЕ
РЕГУЛИРОВАНИЕ
ПАРОВЫХ ТУРБИН
Редактор В. В. Лыско
Редактор издательства М. И. Кузнецова
Переплет художника А. А. Иванова
Художественный редактор Т. Н. Хромова
Технический редактор Т. А. Маслова
Корректор И. А. Володяева
ИБ № 228
Сдано в набор 22/IX 1976 г. Подписано к печати
19/IV 1977 г. Т-08426. Формат 60Х90*/1е. Бумага
типографская № 1. Усл. печ. л. 25,5.
Уч.-изд. л. 24,51. Тираж 3800 экз. Зак. № 730.
Цена 3 р. 06 к.
Издательство «Э н е р г и я»,
113114, Москва, М-114, Шлюзовая наб., 10
Владимирская типография Союзполиграфпрома
при Государственном комитете Совета Министров
СССР по делам издательств, полиграфии
и книжной торговли
600610, г. Владимир, ул. Победы, д. 18-6.