设备管理_凝汽式汽轮机的调节讲义

1 第一章凝汽式汽轮机的调节第一章凝汽式汽轮机的调节 第一节第一节 汽轮机调节的基本概念汽轮机调节的基本概念 一、汽轮机调节的任务一、汽轮机调节的任务 汽轮发电机组是将蒸汽的热能转变为电能的设备。由于电能不能大量的储存， 因 此，机组发出的功率应与外界负荷相适应。当两者平衡时，转速在一定的转速下稳 定运行， 此时蒸汽在汽轮机转子上产生的主动力矩 Mt等于发电机转子受到的制动力 矩 Me（不考虑机组的摩擦机械损失） ，即 Mt=Me 或MtMe=0(1-1) 当外界负荷发生变化时，发电机制动力矩随之变化，在未对机组进行调节时， 汽 轮机的主动力矩未变，则 MtMe=M0 M 称为剩余力矩。由力学可知，由于剩余力矩的存在，将使转子的角速度发生 变化，其关系式如下： M=J t （1-2） 式中J转子的转动惯量 t 转子的角加速度。 显然，如外界负荷减少，则M0, t 0,机组的转速将增加；反之，若外 界负荷增加，则M0, t 0,机组的转速将降低。 汽轮发电机组的转速变化，将带来下列影响： (1) 影响供电质量。 供电质量标准主要有两个， 频率和电压。 电压虽与机组转速有关， 但主要是对励嵫电流的调整进行调节，而频率只取决于机组的转速，其关系式为： f= 60 Pn 式中n机组转速； P发电机磁极对数。 上式表明，供电的频率将随机组转速成正比变化，目前我国供电频率要求为 50 0.5Hz，因此不允许机组转速有过大的变化。 (2) 影响机组的安全。机组转速增加过大，将使转动部分的零部件产生过大的应力。 例如，当转速增加 20时，应力增加 44，将超过转动零部件允许应力，这是转动 部分零部件强度所不允许的。 因此，为了保证供电的质量和机组的安全，汽轮发电机组必须具备能调节汽轮 机功率的调节系统，其基本任务是：在外界负荷与机组功率相适应时，保持机组稳 2 定运行：当外界负荷改变，机组转速发生变化时，调节系统能相应的改变汽轮机的 功率，使之与外界负荷相适应，建立新的平衡，并保持转速偏差不超过规定的范围。 二、直接调节和间接调节二、直接调节和间接调节 (一) 直接调节 直接调节是一种最简单的调节系统，如图 1-1 所示。当外界负荷减少时，机组转 速上升，通过蜗轮付 7 的传动，使调速器 6 的转速随之升高，重锤的离心力增大， 克服弹簧的作用力向外移动，带动滑阀 a 向上移动，并通过杠杆 8 关小调节汽阀 3， 减小进汽量，使汽轮发电机组的功率与外界负荷相适应，调节系统重新稳定。若外 界负荷增加时，调节系统的动作与上述过程相反。图 1-2 为这种直接调节的原理方 块图。 图 1-1 直接调节示意图图 1-2 直接调节原理图 1-新蒸汽 2-主汽阀 3-调节汽阀 4-汽轮机-感应机构 -传动机构 -配汽机构 5-发电机 6-调速器 7-涡轮付 8-杠杆 直接调节结构简单，常用于功率很小的带动辅助设备的汽轮机上。 (二) 间接调节 由于调速器的工作能力很小，不能直接带动较大的调节汽阀，因此需要在调速 器与调节汽阀之间引入中间放大机构，将调速器的工作能力放大，使其能够操作很 大的调节汽阀，这种具有中间放大机构的调节系统称为间接调节系统。 图 1-3 所示为一简单的间接调节系统。当外界负荷减小时，汽轮机转速升高， 调速器 1 的转速随之升高，滑阀 a 向上移动，带动错油门（滑阀）2 的活塞向上移 动，油动机 3 的活塞上侧与高压油 7 接通进油（下侧与排油相通） ，油动机活塞向下 移动，关小调节汽阀 4，使汽轮机功率减小，机组功率与外界负荷重新适应。在油 动机活塞下移的同时，通过杠杆作用，使错油门活塞下移，至错油门活塞重新切断 通往油动机的油口时，油动机停止运动，调节系统重新稳定。当负荷增加时，调节 系统动作相反。图 1-4 为间接调节系统的原理方块图。 3 图 1-3 间接调节系统图 1-4间接调节系统原理方块图 1-调速器 2-错油门 3-油动机 4-调节汽阀-感应机构 -传动机构 -配汽机 构 5-汽轮机 5-发电机 6-高压油 由上述过程看出，油动机活塞的动作是由错油门活塞动作所致，油动机活塞动 作后又反过来影响错油门的动作，这种油动机活塞位移反过来影响错油门活塞位移 的作用，称为反馈。由于这种反馈使错油门活塞产生与原来方向相反的位移，称为 负反馈，负反馈能使调节系统稳定。如果调节系统没有负反馈作用，则调节系统不 能稳定工作。 图 1-5 为一个没有反馈的调节系统，当外界 负荷减小时， 汽轮机转速升高， 调速器滑环上移， 带动错油门活塞上移，油动机活塞上侧进油（下 侧排油） ，油动机活塞下移，使调节汽阀关小， 由于错油门活塞一直偏离原来的断开位置， 即油 动机活塞上侧一直与高压油相通（下侧排油） ， 因而调节汽阀将一直关小下去， 直到使汽轮机功 率小于外界负荷时，机组转速降低，调速器滑环 下移，才带动错油门活塞下移，使油动机活塞下 侧进油（上侧排油） ，油动机活塞上移，调节汽 阀开大。同理，调节汽阀将一直开大，直到汽轮 机的功率大于外界负荷时，转速又要升高，调节 系统又重复上述动作，关小调节汽阀。如此周而 复始，调节系统不断地重复动作，从而无法稳定 地工作。 因此，调节系统要处于稳定状态，错油门活塞就必须处于断开油路的位置，对 于图 1-4 所示调节系统，则错油门活塞的支点 0 必须处于原来的断开位置，使错油 图 1-5 没有反馈的调节系统 1-调速器 2-错油门 3-油动机 4-调节 汽阀5-反馈杠杆 4 门活塞回到原来断开位置这一任务是由反馈装置完成的。 在间接调节系统中，调节汽阀是由油动机操纵的， ，油动机的提升力由压力油的 油压和油动机活塞的面积决定， 只要提高压力油的的油压或增大油动机活塞的面积， 就可获得足够大的提升力。而调速器只是用来操纵错油门的活塞，可以做的较小， 因而比较灵敏。 三、有差调节三、有差调节 从图 1-6 可见，在调速系统动作结束后， 并不能保持汽轮机原来的转速不变。这是由 于调速系统在稳定时滑阀必须居于中间位 置，亦即杠杆中间支点 o 的位置不变，但在 新的的稳定工况下调节阀的开度必然发生变 化，根据杠杆原理，调速器滑阀也一定处于 另一新的位置，所以与此相应的转速也必定 不同于原来的数值。这就是说，在稳定工况 下，对应于汽轮机的不同负荷，汽轮机将有 不同的转速，这种在汽轮机负荷改变，调节 系统动作后，稳定转速并不能维持不变的调 节称为有差调节。 有上述分析可知，当机组发出的功率与外负荷不相适应时，汽轮机的转速就要 发生变化。汽轮机转速既是为了提高供电质量而必须保证的一个量，又是反映功率 平衡的一个量。当转速发生变化时，必须对汽轮机进行调节（改变进入汽轮机的蒸 汽量） ，改变汽轮机发出的功率，使之与外负荷平衡，才能保证汽轮机转速保持在要 求范围内。 四、调节系统的构成四、调节系统的构成 一个闭环的汽轮机自动调节系统可分成下列四个组成部分： （1）转速感受机构它是用来感受转速的变化，并将转速变化转化为其他物理量变 化的调节机构。图 1-3 系统中的离心飞锤调速器就是转速感受机构的一种形式，它 接受转速变化信号，输出滑环位移的变化。 （2）传动放大机构它是处于转速感受机构之后，配汽机构之前的，起着信号传递 和放大作用的调节机构。图 1-3 系统中的滑阀，油动机以及杠杆 aob 属于传动放大 机构，它感受调速器的信号（滑环位移） ，并经滑阀和油动机放大，然后以油动机的 位移，传递给配汽机构。 （3）配汽机构它是接受由转速感受机构通过传动放大机构传来的信号，并能依此 来改变汽轮机的进汽量的机构。图 1-3 系统中的调节汽阀以及与油动机活塞连接的 杠杆就属于配汽机构。 （4）调节对象对汽轮机调节来说，调节对象就是汽轮发电机组。当汽轮机进汽量 改变时，汽轮发电机组发出的功率也发生相应的变化。 图 1-6 间接调节系统杠杆传动关系 5 图 1-7汽轮机调节系统框图 图 1-7 是用框图表示的调节系统框图，从图中可以很明确的看出调节系统各组 成环节以及他们之间的相互关系。 图中 z，s，m 和l分别为滑环，滑阀，油动机以及调节汽阀的行程。 五、静特性五、静特性 在稳定状态下,汽轮机转速与功率之间的对应关系,称为调节系统的静特性,其关 系曲线称为调节系统静特性线. 从图 1-1 可以看出，在稳定状态下，当功率较低时，调节汽阀开度较小，则离心调 速器滑环稳定的位置必然较高，其对应的转速也就较高；反之，当功率较大时，则 对应的转速较低。 对于图 1-3 所示间接调节系统,稳定状态时, 错油门活塞必定处在断开位置,即错油门活塞支 点 0 应保持原来的位置,因而这种调节系统在稳 定状态下其功率和转速的对应关系和直接调节 是相同的,因此它们都是有差调节。 他们的静态特性线如图 1-8 所示， 由图可知： 当机组功率为零(空载)时,其稳定转速为 nmax,机 组功率为额定值(满载)时,其稳定转速为 nmin。在 稳定情况下，汽轮机空载与满载时的转速差 nmax与额定转速 n0之比，称为调节系统的速度变 动率，即 图 1-8调节系统静态特性 6 （1-3） 速度变动率对调节系统工作影响很大，以后将详细讨论。 如果在稳定状态下,汽轮机不同的功率,对应为相同的转速,则这种调节系统为无 差调节,显然无差调节的静特性为一条水平线. 第二节第二节典型调速系统介绍典型调速系统介绍 汽轮机的型式很多，不同型式的机组所采用的调速系统也各有特点，本节就有代表 性的凝汽式汽轮机液压调速系统作一简要介绍。 一、有高速弹性调速器的液压调速系统一、有高速弹性调速器的液压调速系统 图 1-9 为该调速系统的原理图。调速系统采用高灵敏度的高速弹性调速器作为转速 感受机构，它将转速变化信号转变为调速挡板的位移。当外界负荷减小时，汽轮机转速 升高，重块离心力增大，在离心力的作用下，弹簧向外伸张，使挡油板向右移动。当挡 油板向右移动时，加大了随动滑阀（又称差动滑阀）2 喷油嘴的排油间隙 y。压力油经节 流孔 a1进入随动滑阀左腔室，形成油压 1 P，在稳态时 1 P等于压力油油压 P P，对随动滑 阀产生一个向右的作用力；压力油还通过节流孔 a1和 a2进入随动滑阀右侧的腔室，并从 这里经排油间隙 s 排向回油，于是在右腔室建立油压 p2，对滑阀产生一个向左的作用力。 当排油间隙 s 增大后，喷嘴的排油面积增大，随动滑阀右侧油室中的油压 2 P降低，在油 压差的作用下，随动滑阀向右移动，随动滑阀的运动通过杠杆 cod，带动调速器滑阀 3 也向右移动，增大了调速器滑阀上的排油口 n a的面积。压力油从反馈滑阀上 图 1-9高速弹性调节系统 1-高速弹性调速器 2-随动滑阀 3-分配滑阀 4-同步器 5-油动机滑阀 5-油动机 6-反馈滑阀 的油口 m a和油动机滑阀 5 上的油口 s a进入脉动油路，然后从调速器上滑阀上的油 7 口 n a排出。稳态时进入脉动油路的油流量等于排出的油流量，脉动油路压力 x p不 变。 排油口 n a面积的增大， 使脉动油压 x p降低。 油动机滑阀 5 顶部受压力油压力 P P 的作用，底部受脉动油压力 x p的作用，在稳态时，上下作用力平衡，油动机滑阀处 于中间位置，遮断了通往油动机的油口 a 和 b，油动机不能动作。脉动油压 x p的降 低，使油动机滑阀承受的压力油向下作用力大于脉动油压 x p的向上作用力，于是滑 阀向下位移，打开油口和，使油动机活塞上腔室通压力油，下腔室通回油，在 压差的作用下，油动机活塞向下运动，通过传动机构关小调节汽门，减小汽轮机功 率使之与外负荷平衡。油动机活塞向下运动时，又通过反馈斜板使反馈滑阀右移， 开大反馈油口 a，增大了进入脉动油路的油量，使油压升高，于是油动机滑阀 又上移。最后当汽轮机功率与外负荷平衡，油动机滑阀回到中间位置时，系统重新 稳定。 当下降使滑阀下行时，油口 as开大，进入 Px油路的油量增加，阻止 PX下降， 从而限制了油动机滑阀行程变化速度，使整个调整过程比较平稳。在调节过程终了时， 由于油动机滑阀回升，油口 as回复到原来的大小，反馈作用消失。这种仅在调整过程中 起反馈作用的反馈，称之为动反馈。 反馈油口 am面积在系统稳定后，仍不能恢复到动作前的数值，亦即反馈作用依然存 在，这种反馈称之为静反馈或刚性反馈，而油口称之为静反馈油口。 转速下降时，调节过程相同，但变化方向相反。 二、径向泵液压调速系统二、径向泵液压调速系统 图1-10是具有径向泵的液压调 速系统原理图。这个系统采用径向 钻孔式离心油泵（简称径向泵）作 为转速感受机构，根据离心油泵的 工作原理，泵的出口油压与转速平 方成正比。 如图 1-10 所示，径向泵出口压 力油一路通至压力变换器活塞的下 部腔室， 作为转速变化的脉冲信号， 而压力变换器活塞的上部腔室通至 径向泵进口，因此压力变换器活塞 上下存在一个压差，其数值即为径 向泵进出口的油压差。这个压差产 生的作用力和活塞上的弹簧力相平 衡。 径向泵出口压力油另一路经过 一个节流孔 a0，然后从压力变换器活塞控制的泄油口 an和经油动机活塞下部套筒控制的 反馈泄油口 am泄掉，形成控制油压 Px，通至滑阀的下部腔室。而滑阀上部与油泵进 口相通。稳定运行时，滑阀上下油压差产生的作用力与上部的弹簧力相平衡，滑阀处于 图 1-10 径向泵液压调速系统原理图 1-径向泵 2-压力变换器 3-滑阀4-油动机 5-调节阀6-反馈油口 8 中间位置，遮断了通向油动机上下腔室的油路和，油动机活塞稳定在某一位置不动。 当负荷减小，汽轮机转速升高时，径向泵出口油压升高，压力变换器活塞上的力平 衡被破坏，活塞上移，使其控制油的泄油口 an变小，控制油压 Px升高，滑阀上的向上 作用力大于向下作用力，滑阀上移，打开通向油动机的油路和，压力油进入油动机 活塞下部，油动机活塞上腔室通回油，油动机活塞上移，关小调节阀，减少进汽量，汽 轮机发出的功率变小，新的功率和外界负荷相适应。当油动机活塞上移时，带动活塞下 部套筒上移，开大了这个套筒所控制的控制油泄油口 am，使控制油压降低，当控制油压 x恢复到原来的数值时，滑阀又回到中间位置，重新关闭去油动机的油口，油动机停止 移动，调节过程结束。 油口 am面积变化对控制油路乃至滑阀的作用，是反馈作用，因是通过液压传递的， 所以称为液压反馈。油动机活塞下面的套筒称为反馈套筒，油口 am称为反馈油口。 向泵液压调速系统当负荷减小时的动作方块图 三、旋转阻尼液压调速系统三、旋转阻尼液压调速系统 图 1-11 为旋转阻尼调速系统原理图。它由旋转阻尼、放大器、继动器、滑阀、油 动机、调节阀门等元件组成。该系统以旋转阻尼作为转速感受机构，它将转速的变化转 变为油压的变化。旋转阻尼的特性和径向泵相似，它的输出油压（一次油压 P1）也是和 转速的平方成正比。 主油泵出口的压力油一路经可调针阀 a1进入旋转阻尼室， 通过旋转阻尼的外沿， 由阻 尼管经轴芯排油，于是针阀 a1后形成一次油压 P1；另一路压力油经过固定的节流孔 a2， 然后从放大器碟阀与二次油室之间的间隙中流出，形成二次油压 P2；第三路压力油经 过另一个固定的节流孔 a3供油至滑阀顶部，然后从继动器的碟阀与滑阀之间的间 隙流出，形成第三次油压 P3 当负荷减少时，机组转速升高，由旋转阻尼管中油柱所产生的离心力就相应增大， 因 此，一次油压 P1随之增大，一次油压 P1经波纹管作用在平衡板 10 上。当 P1升高时破 坏了平衡板的力平衡，使之逆时针旋转，于是放大器碟阀的间隙增大，二次油的泄油 量增大，二次油压 P2下降，由于 P2下降，破坏了继动器活塞上二次油压作用力与 负荷减小汽轮机转速升高主油泵出口油压升高压力变换器滑阀上移 泄油口 an关小控制油压 Px上升错油门滑阀上移油动机活塞下侧进油 上侧排油油动机活塞上移调速汽门关小-进汽量减小功率下降 反馈油口 am开大控制油压 Px下降错油门滑阀复位 9 图 1-11旋转阻尼调速系统图 1-主油泵 2-旋转阻尼 3-放大器 4-滑阀 5-油动机 6-调节阀 7-继动器 8-静反馈弹簧 9-动反馈弹簧 10-放大器平衡板 11-主同步器 12-辅助同步器 13-可调支点 14-固定支架 15-反馈杠杆 反馈弹簧、作用力的平衡，于是继动器活塞上移，三次油的泄油间隙增大，三次油 压 P3下降，滑阀在其下部弹簧的作用下向上移动，打开油口和，压力油进到油动 机活塞上部，油动机活塞下部通回油，于是油动机活塞下移，关小调节汽阀，减小汽轮 机发出的功率，直至与外部负荷相平衡。在油动机活塞下移的同时，带动反馈杠杆 15 逆 时针转动，使反馈弹簧的作用力减小，继动器活塞下移，待继动器活塞回复到动作前 位置时，三次油压 P3恢复到原来的数值，滑阀回到中间的位置，调节过程结束。 调节系统由某一稳定状态过渡到另一稳定状态时，油动机活塞的位置改变了，反馈 杠杆 15 的位置亦随之改变，但继动器活塞位置未变，所以反馈弹簧的拉伸量在不同稳 定状态是不同的，也即是在系统稳定后，弹簧的反馈量依然存在，由此弹簧被称为静 反馈弹簧。弹簧上端与壳体固定，只有在继动器活塞动作时才起负反馈作用，一旦继 动器活塞复中，动作过程停止，弹簧变形量也就恢复到原值，由于它只在动作过程中起 反馈作用，因此称为动反馈弹簧。动反馈在动态过程中起抑制继动器活塞运动的作用， 使油动机的工作稳定，不易引起晃动。 10 第三节第三节调速系统的转速感受机构调速系统的转速感受机构 转速感受机构又称调速器，它感受汽轮机转速的变化，输出一个比例于转速变 化的物理量。按工作原理分，转速感受机构有机械、液压、电子三类。本节只介绍 机械式和液压式。电子式将在电调中介绍。 一、机械离心式调速器一、机械离心式调速器 、调速器的结构和工作原理 机械离心式调速器的种类很多，随着科学技术的发展，其结构不断得到改进， 总的来说，是向着高灵敏度、高转速和扩大工作转速的方向发展。 像图 1-1 中的这种老式离心调速器，因为有很多铰接以及相对位移部件，摩擦 阻力大，易于磨损而产生松动和卡涩，并且转速低，不能由汽轮机主轴直接带动， 可靠性差，曾经一度被淘汰，在国内很少采用。但国外在金属加工工艺大幅度提高 后，在小型调节系统上仍有采用小型离心调速器的，比如美国的 woodward 公司的 系列厂品就是典型的离心调速器。现在国内普遍采用的是高速弹性调速器。 图 1-12 间接调节系统图 1-13高速弹性离心调速器 1-调速器；2滑环；3减速齿轮；4主油泵1-挡油板 2-弹簧片 3-弹簧 4-限位器 5-滑阀；6油动机；7活塞；8调节阀5-弹簧中心支架 6-重块 7-调节螺母 8-垫片 9-螺钉 10-离心油泵11-支架 图 1-13 是高速弹性调速器的结构图。它主要由重块、钢带、弹簧和挡油板等部 分组成。调速器的工作转速为 3000/min，因此它不需要减速机构就可以直接和汽 轮机的主轴连接。重块的离心力由弹簧的拉力所平衡，转速的变化引起重块的离心 力改变时，将使弹簧拉长或缩短，同时引起钢带的变形。钢带的变形使挡油板产生 相应的位移，挡油板的位移则控制随动滑阀喷油嘴的排油面积，挡油板的位移是高 速弹性调速器的输出量。 由于高速弹性调速器由主轴直接带动，又以钢带的弹性变形代替了一般调速器 的铰链，因此具有很高的灵敏度。根据测定，其迟缓率p在.以下。高速弹 11 性调速器具有宽广的工作范围， 在3600/min 的范围内其挡油板均有位移输出， 因此在启动过程中可利用调速器控制转速，为运行提供方便条件。 、调速器的静态特性 对于调节系统中的每个组成环节或元件，都有一个输入量和输出量。在稳定状 态下输入量和输出量的关系，称为该环节或元件的静态特性。高速弹性调速器的静 态特性是指在稳定状态下，汽轮机转速和挡油板位置的关系。 当转速稳定不变时，调速器处于相对静止状态，各部分的速度和加速度都等于 零，因此阻尼力和惯性力亦都为零，则作用在调速器上的力主要有三个，即重块等 在旋转时所产生的离心力，弹簧及钢带的约束力以及摩擦力。为了分析问题的方便， 忽略摩擦力的影响，并且把离心力和约束力利用工程力学中的虚位移原理折算到调 速器挡油板的某一点上去，折算后的力分别称为演化离心力（，）和演化约 束力（） ，它们是挡油板位置 Z 和汽轮机转子角速度的函数。于是可以写出调 速器在稳定状态时的力平衡式： （）（，）（1-4） 考虑调速器各零件的离心力都和旋转速度的平方成正比，因此，演化离心力可 写成 （，）（） 式中（）为仅与挡油板位置有关的离心力。 将上式带入式（1-4）得 （）（） 即 )( )( zF ZE c =（1-5） 式（1-5）表示了平衡状态下角速度（或转速）和挡油板位置之间的关系， 对于某一个挡油板位置 Zi可以用式（1-5）求得与之对应的角速度i（或转速）值， 由此可以求得调速器的静态特性。 在生产实际中，可以通过实验求得调速器的静态特性。图 1-14（）所示是 高速弹性调速器的静态特性曲线，它是一根二次曲线，但是在调速器工作范围内， 可近似认为是一直线，如图 1-14（）所示。 、静态特性的改变 机械离心式调速器的静态特性反映了稳态时弹簧的支持力与飞锤的离心力的平 衡，因此，改变调速器弹簧的预紧力，在同样的挡油板（或滑环）位置下，对应的 转速就必然改变。 预紧力越大， 对应的转速就越高， 即静特性线发生平移， 如图 1-15 所示。 挡油板（或滑环）的位移反映了弹簧的变形。弹簧的刚度越大，在同样的转速 变化下其变形就越小，引起的挡油板位移也相应变小，即在同样的输入量变化情况 下，输出量的变化减小了，显然，调速器的静态特性线斜率变大了。如图 1-16 所示。 图中弹簧刚度，即同样的转速变化下，挡油板（或滑环）位移变化 12 。 由上述分析可见，改变调速器弹簧的预紧力可以平移其特性曲线，而改变弹簧 刚度，则能改变静态特性线斜率。 、调速器的迟缓率（或称不灵敏度） 由于调速器各相对运动部分的摩擦力是不可避免的，而且各铰链部分必然存在 间隙，因此在转速上升过程中，离心力的变化不仅要克服弹簧力，而且还要克服摩 擦力。只有在离心力与弹簧力之差超过摩擦力以后，才能使飞锤产生运动，而且飞 锤的运动还必须超过铰链的间隙之后才能引起滑环的位移。当转速下降时，同样也 存在这种情况。转速在一定范围内变化时，不能引起调速滑环的位移，这个范围称 为调速器的不灵敏区。相当于图 1-17 中 BC 与 AD 间区段。转速下降时同样存在不 13 灵敏区。所以，在考虑了摩擦和间隙等因素以后，实际的转速上升过程将按图 1-17 的折线 ABC 进行， 而转速下降过程则按折线 CDA 进行。 故实际的静特性将分成 “上 行”和“下行”两条线。这种现象称为迟缓现象，迟缓对调节系统的稳定性和快速 性都是不利的，在设计和制造调速器时需要从工作原理、结构和制造工艺等多方面 采取措施，努力克服上述不利因素。 图 117考虑迟缓时的静特性 在调速器的整个工作范围内最大不灵敏区的转速之差与额定转速之比，称为调 速器的迟缓率，表达为 0 n nAnB p = 100%（1-6） 迟缓率大，表明迟缓厉害，灵敏度低。 高速弹簧片调速器具有下面一些优点： （1）由于调速器是利用材料弹性变形原理设计的，消除了铰链和滑环等摩擦部 件，因此调速器灵敏度很高，迟缓率p在.以下。 （2）调速器由主轴直接带动，不需要减速装置，结构简单，工作可靠。 （3）调速器工作转速由很低开始，故在启动过程中可利用调速器控制转速， 给 启动操作提供了方便。 这种调速器缺点是制造工艺要求高，损坏后检修比较困难。此外，在转速 为 2800rpm 时，这种调速器的轴向振动频率等于工作转速的三倍，因此汽轮机应避免 在此转速下停留，以免损坏调速器。 二、液压式转速感受机构二、液压式转速感受机构 液压式调速器按其工作原理分，有径向泵和旋转阻尼两种类型，下面分别加以 介绍。 1 径向泵 泵作为转速感受机构，是利用一般离心油泵的进出口压力之差在阻力特性不变 时与转速平方成正比的特性反映转速的变化的。 14 图 1-18 是离心泵的泵浦特性和管道阻力特性。设阻力特性为 A，当转速由 n1 升高到 n2时，工作点由 1 变为 2，泵的压增P（出口压力 P2与进口压力 P1之差） 的变化反映了转速的变化，两者的关系为 P P 1 2= n n 2 1 2 2 （1-7） 式中n1， P 1工况点 1 的转速及油泵的压增； n2， P 2 工况点 2 的转速及油泵的压增。 但是，如果由于某中原因，阻力特性从 A 变到 B，工作点由 2 变为 3，则按照 油泵的特性， 流量的增加将使油泵的压增由 P 2 降为 P 3（3 点时泵的进出口压差） 。 这个油压的下降值P=P2-P3并不是由转速的变化所引起的，但它同样会引起调 速系统动作，不过这是一种不正常的动作，会使机组功率发生摆动，系统不稳定， 应该设法减小它的影响。根据对图 1-18 特性的分析，得到这样的结论：泵作为调速 系统的转速感受机构必须具备两条，一是作为调速器用的油泵供油范围应限制为流 量基本不变的用油对象以使阻力特性基本不变；二是油泵具有尽量平坦的特性，以 减小因阻力特性改变而引起的油压变化。具备了这两条，油压的变化就能准确地反 映功率的变化，从而提高了调节品质。 为了追求结构简单，实际上作为调速器的径向钻孔泵，它是在轮体上打一些均 匀分布的径向孔制成。 图 1-18 离心油泵及负载的特性线图 1-19 径向泵构造图 1-挠性联轴器 2-稳流网 3-主油泵轴 图 1-19 是径向钻孔泵的结构图。它由泵轮和泵壳组成。泵轮是一个带有若干各 径向孔的轮盘，装在主油泵的短轴上，通过联轴器由主轴直接带动，其工作转速为 3000r/min。在泵轮出口与泵壳之间装有带很多小孔的稳流网，它的作用是稳定油泵 的出口油压，减少出口油压的波动。在泵轮与泵壳之间有蜜封环，以防止油泵的漏 油。在泵轮的前侧，通过导流杆经挠性联轴节带动测速装置。这种泵有较平坦的泵 浦特性（图 1-20 所示） ，故当转速一定仅流量改变时，出口压力基本不变，因此可 认为这种泵的出口压力只是转速的函数。但是这种泵作为主油泵供油时效率低，通 15 常只在中小型机组上作信号泵，又做主油泵。而在大机组中径向泵仅用以产生转速 信号，另有一离心泵供动力油。 图 1-20 径向泵特性线图 1-21 径向钻孔泵调速器静态特性线 在管道阻力特性基本不变的情况下，泵的进出口压力差与转速存在下列关系： P=P2-P1=An2（1-8） 由此可以得到径向转孔泵的静态特性曲线（图 1-21 所示） 。 对式（1-8）微分得 dp= 2Andn 或 可见，径向泵进、出口压差的相对变化两倍于转速的相对变化。 2旋转阻尼 图 1-22 是旋转阻尼调速器的结构。主要部分是阻尼体和装在阻尼体上的八根阻尼 管。旋转阻尼的工作原理和径向泵相似。主油泵出口的压力油经针形阀 4进入旋 转阻尼外部的油腔，然后经阻尼管流入阻尼体的中心再由此排入油箱。当汽轮机转 子旋转时，阻尼管中油柱亦随之旋转，产生离心力，阻止排油，于是阻尼管外的油 室中油压升高形成一次油压 p1，油压 p1与转速的平方成正比。为了保证 p1与转速的 平方成正比，必须恒有一些油从阻尼管由外向内倒流。由于油倒注入阻尼体内腔的 流动阻力是由旋转离心力产生的，而离心力比例于转速的平方，转速越高，阻尼管 内油柱的离心力越大，油柱倒流到腔室的量越小，油压 p1就越高。 16 图 1-22 旋转阻尼的构造及工作原理 （a）结构（b）工作原理 1-阻尼体 2-挡油板 3-壳体 4-油封环 5-阻尼管 6-排油孔 7-交叉油孔 8-针形阀 9-调整螺丝 10-前轴承座 3调速器静态特性 在稳定状态下调速器的输出量（径向泵进出口油压差，旋转阻尼一次油压，高速 弹性调速挡板的位置 z）和输入量转速的关系称为转速感受机构的静态特性。表明 上述关系的曲线称为转速感受机构的静态特性曲线。 机械式和液压式调速机构不同， 但有其相似的静态特性和静态特性曲线，下面以旋转阻尼为例讨论之。 根据旋转阻尼调速器的工作原理：一次油压与转速的平方成正比。若忽略流动中 的阻力损失，则一次油压室中的压力等于旋转阻尼管中油柱的离心压头，即： （1-9） 式中：R1、R2阻尼管的内端面至旋转轴中心线的半径，m; 油的密度，kg/m2； b在一定温度以下为常数； 角转速，1/s. 17 根据上海汽轮机厂生产的旋转阻尼调速器的尺寸，p1与 n 的关系由式(1-9)计算得 到。图 1-23(a)是它的静态特性(稳态时 p1与 n 的关系)，静态特性是抛物线，但在额 定转速附近变化时(调速器工作范围内)，转速与一次油压近似成一直线关系，如图 1-23(b)所示。 图 1-23 旋转阻尼特性曲线 (a) 全行程特性(b) 工作范围特性 4油压波动及消除 液动式调速器产生的信号油压总有一些自发波动,若信号油压波动过大将引起 调速系统的晃动。油压波动是液压调速器的一个缺点,必须加以克服。 引起油压波动的主要原因有： （1）油中有空气。空气的压缩和膨胀将引起油压的波动。减少油中的空气可从两 方面着手，一方面尽量设法堵塞进入油中的空气渠道，如采用注油器向油泵入口供 油,使其油泵入口管路保持正压，以阻止空气进入；另一方面尽量排除油中的空气， 如在油路的高处开放气孔，及时排除空气。 （2）油流不稳定引起的油压波动。为了克服油流的不稳定，除要求设计合理的油 流通道外，还应注意泵轮、管道等通流部分尺寸的准确性并降低表面粗糙度。 （3） 主油泵进口油压波动引起的油压波动。 对此应采取消除进口油压波动的措施， 例如在泵的进口安装导流器， 使泵进口密封环的漏油方向与进油方向基本保持一致， 以减少泄油对进油的干扰等，都能取得较好的效果。 （4）调速器本身结构的影响。径向泵是在泵轮上加工一定数量的径向孔，这些孔 之间保持一定的距离，油流从径向孔中流出，形成脉冲，引起油压波动。因此，油 泵出口油压的波动，不可能完全消除。为了减少这种油压波动的幅度，一般在油泵 的出口加装一个稳流环。稳流环是一个钻有很多小孔的圆环,油流通过这些小孔后， 由于节流作用，减少了油压波动幅度。 18 旋转阻尼调速器在阻尼体上均布 8 根阻尼管，主轴每转一圈，一次油压腔室就 受到 8 只脉冲的冲击，产生波动。为了减少波动油压的幅度，在旋转阻尼器的油封 环上开有两圈起稳流作用的交叉排列的油孔。 第四节第四节调速系统的传动放大机构调速系统的传动放大机构 在调节系统中处于转速感应机构与配气机构之间的调节环节，统称为传动放大 机构，不同的调节系统，传动放大机构的型式、组成亦不同，但它们都具有油动机 滑阀（又称错油门） 、油动机以及反馈装置等主要部分。根据工作原理的不同，错油 门滑阀又可分为断流式滑阀、继流式滑阀两部分。油动机若按进油方式分，可分为 双侧进油和单侧进油两种，若按活塞移动方式分，可分为往复式和旋转式两种。目 前我国电厂中又以断流式滑阀双侧进油往复式应用较为普遍。 下面以图 1-11 所式旋转阻尼调速系统传动放大机构为例，分析传动放大机构的 静态特性线。 一、带有断流式滑阀双侧进油往复式油动机一、带有断流式滑阀双侧进油往复式油动机 图 1-24 是这种油动机的一种结构形式。它主要由油动机滑阀、继动器、反馈杠 杆、动静反馈弹簧等组成。 滑阀壳体上有五挡油室，、室与压力油相通，室通回油，、分别与 油动机上腔室和下腔室相通，在稳定状态下，滑阀活塞处于中间位置，其凸肩正好 将、室与、室通路堵死，在滑阀各油口处没有油流动，因此，这种滑 阀被称为断流式滑阀。 压力油由腔室经滑阀活塞上的节流孔 7 进入活塞顶部腔室， 然后经蝶阀 6 的间隙从滑阀活塞的中心孔排出，于是在滑阀活塞顶部形成三次油压 p3。滑阀活塞的下面装有压弹簧，在稳态时，p3对活塞向下的作用力与压弹簧向上 的作用力相平衡。继动器活塞 5 受到静反馈弹簧 3、动反馈弹簧 4 以及它上端面的 二次油压 p2三个力的作用。静反馈弹簧的上端用螺杆和螺帽固定在反馈杠杆 1 上， 通过螺帽可以调整静反馈弹簧的预拉伸，以调节油动机活塞的初始位置。在反馈杠 杆 1 上有 4 个小孔，可用来改变杠杆支点的位置以改变速度变动率。 为防止油动机活塞卡涩，活塞与油缸之间的配合间隙较大，但活塞的上下腔 室又不能漏油，为此在活塞上装有两个开口的弹性活塞环，活塞环松装在活塞的环 行槽内，弹性力使活塞环的外表面始终与油缸内壁接触，有效地防止了漏油。为了 避免油动机活塞在高速关闭时冲击缸底，将油动机活塞下部腔室的进排油口开在距 油缸底部有一定距离的高度上，油口的下部腔室就形成了缓冲室。当活塞下行到开 始逐渐挡住油口时，由于排油不畅，活塞下面腔室油压增高，活塞的运到速度降低， 起着液压缓冲作用。 油动机的提升力倍数和油动机时间常数是油动机的两个重要指标。下面用 图 1-25 来讨论油动机的提升力倍数和时间常数。 1 提升力和提升力倍数 油动机作用在调节汽阀开启方向的力，称为油动机的提升力。为了保证调节汽 19 图 1-24油动机结构 1-反馈杠杆 2-反馈杠杆支点 3-静反馈弹簧 4-动反馈弹簧 5-继动器 6-碟阀 7-节流孔 8-错油门 9-错油门弹簧 10-油动机活塞 阀顺利开启，油动机应有足够的提升力。当然，油动机不仅应保证阀门的顺利开启， 还应能关闭，所以在关闭的方向也需要有足够的 力。 当滑阀离开中间位置时，油动机活塞一侧进 入油压力分别为Pp的压力油， 另一侧与排油相通， 其压力为 Pb。若不考虑流动损失，则作用在活塞 两侧的压力分别为Pp和Pb， 活塞承受最大的压差， 如果活塞上下侧的面积近似相同，均为 A，则油 动机可能有的最大提升力为： Rmax=A（Pp-Pb） 实际上，在活塞的运动过程中，由于存在 流动阻力，因此活塞进油侧油压 P1小于 Pp,而排 图 1-25 断流式滑阀油动机示意图 20 油侧的油压 P2大于 Pb。所以，油动机的提升力应是 （1-10） 式中P1油动机进油压力损失； P2油动机回油压力损失。 在油动机活塞移动不快时，p 约为 0.050.10Mpa。 由上式可见，双侧进油油动机的提升力与油动机活塞面积、活塞上下侧压力差 有关，而与油动机活塞的位置无关。在回油压 力 Pb一定时，油动机活塞上下侧油压差取决 于主油泵出口油压力 Pp 及压损P， 所以要提 高主油泵出口压力油的油压 Pp 以及增大滑阀 进排油口面积，减少压力损失，都可以使油动 机提升力增大。图 1-26 显示了双侧进油油动 机提升力的上述特性。 通常油动机活塞是经传动放大机构带动 调节阀的。要保证调节阀顺利开启，油动机的 提升力除要克服作用在阀芯上蒸汽力外， 还要 克服机械部件运动过程中产生的阻力 （包括在 调节汽阀稍有卡涩的情况下所产生的阻力） ， 因此油动机的最大提升应比开启调节阀所要克服的最大蒸汽作用力大，其富裕量用 升力倍数表示。提升力倍数的表达式为 一般要求=24，以保证调节汽阀的顺利启闭。 2油动机时间常数 Tm 图 1-25 所示的双侧进油油动机，当滑阀下行偏离中间位置时，压力油经油口 a 进入油动机活塞的上部腔室，而油动机活塞下腔室的油经滑阀油口 b 排出。因为油 是不可压缩的，故油动机活塞必相应有一段移动速度，去关调节汽门。在滑阀油口 开度为最大值Smax的情况下，油动机的进油量为 (1-12) 式中n、ba、as滑阀进油口的个数、宽度及油口的面积； 滑阀油口的流量系数，通常取=0.7。 (1-11) 图 1-26 双侧进油式油动机 的进出油压与提升力 21 同理，油动机的排油量为 （1-13） 油动机时间常 Tm，是指在滑阀油口开度保持最大(Smax)时，并在最大油量条 件下，油动机活塞走完全行程（从空负荷位置到满负荷位置）mmax所需要的时间， 根据此定义，油动机在关闭调速汽门方向的时间常数为 （1-14） 式中A1,A2油动机的活塞上侧和下侧的面积。 油动机活塞上部的油压 P2需要通过活塞上的力平衡来确定。因为这里是油动机 活塞向关闭方向运动，活塞的负载力一般与运动方向一致，起加速关闭作用，在计 算时将它略去是偏安全的，这样活塞的受力平衡方程为 P1A1=P2A2 忽略活塞上、下面积差，即 A1=A2=A，则 P1=P2= 2 1 （Pp+Pb） 将此关系代入式（1-14）得 （1-15） 当滑阀向上移动，油动机活塞向上移动，开大调速汽门时，用同样的分析方法可 得到油动机的时间常数为 （1-16） 在阀门开启方向，负载力一般与油动机活塞运动方向相反，因此不能忽略去， P1必须根据活塞的力平衡方程确定。一般来说，开启方向油动机时间常数要比关闭 方向大的多，对汽轮机来说，重要的是在甩负荷时，能迅速关闭调节汽阀，防止机 组超速。 为了保证在甩负荷时能迅速关闭调节汽门，防止机组超速，要求关闭阀门方向 有小的油动机时间常数 Tm，通常为 0.10.25s 为了减小油动机的时间常数，可以加大滑阀油口宽度 bs和滑阀的最大位移 Smax；也可提高压力油的压力，使进出油流量增大，并且保证最大提升力条件下 缩小活塞面积，使油动机活塞的运动速度增大。为防止油压升高而漏油造成火灾， 22 可采用抗燃油（抗燃油的着火点在 650 左右） 。目前，国产机组主油泵出口油压力为 1.22Mpa，若用抗燃油，可将油压提高到 814Mpa。 在油动机尺寸一定的条件下，为减小油动机时间常数，则必然要增大主油泵的 出力。虽然油动机活塞移动全行程所扫过的容积并不大，但由于油动机时间常数很 小，因而单位时间内的用油量大，所需的油泵容量很大。若主油泵正常出力按此考 虑，则是不经济的。 双侧进油油动机的开大、关小调节阀都是依靠压力油完成的，因此，在油泵发 生故障，油管破裂等特殊情况下失去压力油时，便不能使调节汽阀关闭，会造成严 重后果。为了克服这一缺点，一般情况在调节汽阀上都装有弹簧，用于关闭阀门， 这样在压力油失去的情况下，也能保证阀门关死，而在压力油正常的情况下，使关 闭阀门的力增大，使阀门关闭的速度加快，油动机时间常数减小，提高了汽轮机的 安全性。但是，使得油动机在开启时的富裕力变小，开启阀门的时间变长，不过这 是允许的。 二、带有断流式滑阀单侧进油往复式油动机二、带有断流式滑阀单侧进油往复式油动机 图 1-27 为带有断流式滑阀单侧进油往复式油动机的工作原理图。油动机活塞 上部作用着弹簧力，用以关闭阀门，活塞下部腔室的油路受滑阀控制。滑阀下移时， 活塞下腔室通泻油口，活塞在弹簧力的作用下向下运动，关闭调节汽阀。当滑阀上 移时，打开压力油进入油动机的通路，油动机活塞在压力油向上的力作用下，克服 弹簧力，是调节汽阀开启。在油动机活塞运动时，带动反馈杠杆，使滑阀回中，油 动机活塞便稳定在一个新的位 置。 这种油动机的最大优点是： 关闭调节汽阀是依靠弹簧力，这 不仅保证在失去油压时仍能关闭 调节汽阀，而且大大减小了机组 甩负荷时的用油量。随着机组功 率的增大，中间再热的应用，油 动机台数增多，甩负荷时要同时 快速关闭所有的油动机，油泵容 量将增加到相当大的程度，而在 正常运行时又是一种浪费。使用 单侧油动机可减小油泵的容量。 因此单侧油动机越来越引起人们 的重视。 从对断流式滑阀油动机的分析，发现其有下列特点： （1）工作能力大特别是双侧进油油动机，活塞上下油压差作用在活塞上的作用 力可达到几万牛顿。 （2）灵敏度高只要滑阀稍偏离中间位置，油动机活塞上、下即作用着全部压 图 1-27 带有断流式滑阀单侧进油式油动机 23 差，能够克服很大的阻力，这样油动机活塞和油缸之间的磨擦力就不会引起调节系 统迟缓率的增加，因此影响灵敏度的主要是滑阀灵敏度。若在结构上、制造工艺上 能保证滑阀运动时阻力很小，就能使断流式滑阀及油动机的整体具有相当高的灵敏 度。 （3）自定位能力强当滑阀处于中间位置时，活塞上下腔的出油口均被盖住， 油动机活塞的位置不随任何意外的干扰或阀门上蒸汽力的变化而变化，能够较好地 保证调节系统的单值对应性。 由于断流式滑阀油动机具有上述特点，所以调节系统传动放大机构的最后一级 放大器几乎都是应用此种结构。 三、带有继流式阀滑的单侧进油往复式油动机三、带有继流式阀滑的单侧进油往复式油动机 图 1-28 是一种带有继流式阀滑油动机的结构示意图。 压力油经节流孔板 f0进入 脉冲油路，再从滑阀油口 fx流出。当滑阀下行时，关小泄油口 fx使油压 Px升高， 油 压力克服弹簧力 推动活塞向上运动，滑阀上行时，油压 Px下降，活塞下行。 图 1-28 继流式阀滑油动机 1-滑阀2-油动机活塞3-弹簧 在图 1-10 所示径向泵液压调节系统中， ao是压力油路至控制油路的节流孔， an,am 是泄油口，径向泵出口油压的变化作用在压力变换器活塞上控制油口 an的开度，滑 阀 3 为单侧油动机结构形式，总体构成继流滑阀单侧油动机结构。它与图 1-28 的结 构不同之处在于泄油油口有两个且变化方向相反， 所以静态时 Px不变,滑阀位置亦不 变，因此，压力变换器活塞位移与滑阀位置在静态时没有对应关系。 继流式滑阀油动机的自定位能力差，作为带动阀门的执行元件时，容易因为外 力的干扰(例如调节汽阀上蒸汽力的变化)造成阀门开度的变动使机组功率发生不正 常的摆动， 所以在汽轮机调节系统中不用它作为带动调节汽阀的最后一级放大机构。 继流式滑阀油动机的滑阀与油动机之间完全用管道相互连接，二者的相对位置 完全不受任何限制，因此，布置比较灵活，再则它的结构比较简单。 将继流式滑阀油动机用作中间放大环节时， 由于它的负载是一个很小的滑阀 （如 图 1-10 中的 3） ，负载力比较小而且又比较稳定。这时它的缺点就不是主要的了， 而 优点就充分显示出来。所以在很多调速系统中，其中间放大环节都应用继流式滑阀 24 油动机的原理结构。例如在旋转阻尼调速系统中，放大器与继动器活塞的联系；图 1-10 所示径向泵系统中压力变换器与滑阀之间的联系。 四、滑阀的盖度与灵敏度四、滑阀的盖度与灵敏度 滑阀有断流和継流两种形式,它们的结构和工作原理在前面已作过介绍,它的性 能好坏直接影响到调速系统的灵敏度和稳定性. 对继流式滑阀而言，根据前面的分析有两个问题需要注意：一是滑阀油口面积 变化与控制油压 Px的变化成二次方关系，若要得到线性关系，则滑阀油口应制造成 型线油口；二是作为中间放大环节的继流式滑阀，如径向泵调节系统 (图 1-10)中的 压力变换器，控制油压 Px应根据灵敏度合理选用，计算和实践表明,当 Px=1/2(Pp+Pb) 时，压力变换器滑阀在同一位移下引起的控制油压变化P