汽轮机阀门操纵座弹簧设计与校核

陈轲阳，徐世勇，张运德

(东方电气自动控制工程有限公司，四川 德阳，618000)

汽轮机阀门操纵座弹簧设计与校核

陈轲阳，徐世勇，张运德

(东方电气自动控制工程有限公司，四川 德阳，618000)

文章主要阐述汽轮机阀门操纵座弹簧参数计算与校核流程，基于阀门蒸汽力、油动机设计，提供了计算满足阀门关闭力要求的弹簧参数的一般方法。文章着重对弹簧预压缩力计算、组合弹簧参数计算与校核方法进行论述。

汽轮机，蒸汽阀门，预压缩力，组合弹簧

Abstract：Calculation and check process for spring parameters of steam turbine admission valve actuator are presented,which provides a way of calculating spring parameters to meet valve closing force requirements based on the valve's steam force and oil servo-motor design.Calculation and check of spring pre-compression force and combined springs parameter are mainly discussed.

Key words：turbine,steam turbine admission valve,pre-compression force,combined springs

0 引言

汽轮机蒸汽阀门作为汽轮机的调节保护系统中的重要部件，在机组安全运行中起着十分重要的作用。在现有成熟的设计中，阀门的开启一般是通过单作用油缸压力腔的高压油推动活塞克服弹簧力和蒸汽力来实现，阀门的关闭则是通过释放操纵座的弹簧压缩力实现。可见弹簧设计是汽轮机阀门操纵座设计的核心，既要确保阀门快速、可靠、严密地关闭，又要确保油动机具有足够的阀门开启力安全裕量，对于整个汽轮机调节和安全保护系统有着至关重要的作用。基于此，笔者提出汽轮机阀门操纵座弹簧设计、计算及校核方法，作为汽轮机阀门操纵座弹簧设计的标准化流程。

1 弹簧设计流程

弹簧设计的关键点是根据设计输入及阀门开启力、关闭力安全系数，确定弹簧预压缩力和最大工作载荷，再根据阀门有效行程确定弹簧刚度。当弹簧承受载荷较大时，为了使操纵座结构紧凑，通常设计为组合弹簧，内外弹簧旋向相反，因此需要对组合弹簧进行载荷分配，内、外弹簧最大工作载荷之比一般初选为5∶2，以此进行载荷、刚度等其他参数计算，然后通过校核，来验证载荷分配是否合理，如果不合理需要重新分配载荷，并按照设计流程重新计算参数并校核。本文将着重对弹簧预压缩力和最大工作载荷计算、组合弹簧参数计算、组合弹簧参数校核方法进行论述。

图1为弹簧设计主要流程。

图1 弹簧设计主要流程

2 弹簧设计

设计输入参数如表1所示。

表1 设计输入参数

（续表）

当蒸汽力方向与关阀方向一致时为正值，与开阀方向一致时为负值 （即浮力）。根据阀门布置方式决定是否考虑运动部件重力作用。摩擦力等次要因素通过增加安全系数涵盖。

2.1 初设弹簧预压缩力为Fd

（1）根据工程经验选取油动机活塞直径、活塞杆直径和阀门将开时的油动机始动油压，油动机始动油压应满足卸载阀开启压力与额定流量所需压差的要求，并考虑执行机构迟滞油压；未考虑油动机排油背压。

根据油动机活塞有效工作面积和始动油压计算弹簧预压缩力Fd1。

（2）弹簧预压缩力还应能克服阀门活动试验过程中的最大蒸汽浮力，并具有安全裕量，根据工程经验选取弹簧预压缩力相对阀门活动试验最大蒸汽浮力的关闭力安全系数，计算弹簧预压缩力Fd2。

（3）当预启阀将开时，所需开启力最大，根据工程经验选取油动机最大开启力安全系数，根据供油压力下油动机活塞最大开启力、开启力安全系数、预启阀将开时蒸汽力计算弹簧预压缩力Fd3。

取计算结果的最大值作为初设弹簧预压缩力；该值应同时满足上述要求，否则，应调整油缸直径等参数，重新计算、校核，以得到满足要求的初设弹簧预压缩力Fd。

2.2 初设弹簧最大工作压缩力Fg

（1）阀门全开时，当蒸汽力为负值，根据经验选取弹簧最大工作压缩力相对蒸汽浮力的关闭力安全系数，计算弹簧力最大工作压缩力Fg1。

（2）阀门全开时，当蒸汽力为正值，蒸汽力助关阀门时，或当蒸汽力为负值，但蒸汽浮力很小时，按2倍预压缩力计算弹簧最大工作压缩力Fg2。

（3）当阀门全开时，根据工程经验选取油动机开启力安全系数，根据供油压力下油动机活塞最大开启力、开启力安全系数、阀门全开时蒸汽力计算弹簧最大工作压缩力Fg3。

取计算结果的最大值作为初设弹簧最大工作压缩力；该值应同时满足上述要求，否则，应调整油缸直径等参数，重新计算、校核，以得到满足要求的初设弹簧最大工作压缩力Fg。

2.3 初设弹簧刚度

已知阀门行程为X，设弹簧刚度为k，即：

设弹簧预压缩量Xc，即：

3 组合弹簧参数计算

组合弹簧参数计算流程图如图2所示。

图2 组合弹簧参数计算流程图

初设组合弹簧的Fe（外弹簧最大工作载荷）和Fi（内弹簧最大工作载荷）之比为 5∶2， 即：

将所需计算的外弹簧参数和内弹簧参数如表2所示。

表2 外弹簧参数和内弹簧设计参数

设外弹簧预压缩量Xe和内弹簧的预压缩量Xi相等，等于Xc，得：

根据弹簧工作温度和工作载荷类型，选择弹簧材料为 50CrVA/GB1222； 查文献[1]表 7．1-4得弹簧切变模量G；若系统温度T>60℃，设温度修正系数为Kt，即：

汽轮机蒸汽阀门实际工况下，弹簧受循环载荷作用次数在1×103～1×106次，且在阀门快关时受冲击载荷，确定汽轮机蒸汽阀门操纵座弹簧载荷为Ⅱ类弹簧，查文献[1]表7．1-8得弹簧许用切应力τp。

旋绕比一般从4～10中选择；由于组合弹簧要求内外强度要接近，即：

可初设大弹簧和小弹簧的旋绕比相等Ce=Ci=C，根据验证其他参数是否满足要求进行修正。

由

得到Ke=Ki=K。

试验载荷为弹簧允许承受的最大载荷，取试验载荷为最大工作载荷的1．25倍，鉴于蒸汽阀门弹簧的重要性，设弹簧试验载荷切应力τs≤τp。

由

得到de和di；通过文献[1]表7.1-2对其进行圆整。

由

得到De和Di；通过文献[1]表7.1-2对其进行圆整。

由

得到ne和ni；通过文献[1]表7.1-2对其进行圆整。

由

4 组合弹簧参数校核

组合弹簧校核内容如图3所示。

图3 组合弹簧参数校核

4.1 内外弹簧的变形量应接近相等

设最大工作载荷下，外弹簧的变形量为fe，内弹簧的变形量为fi。

由

可得fe和fi；要求其中一个弹簧的最大工作载荷下变形量不得大于另外一个弹簧的试验载荷下变形量。

若不满足以上要求可调整组合弹簧的工作载荷分配重新进行计算。

4.2 内、外弹簧的强度接近相等

计算外弹簧和内弹簧最大工作载荷。

计算外弹簧和内弹簧的实际预压缩量。

即

4)由于核磁共振仪器成本和维护费用较高，一定程度上限制了该技术在植物科学上的应用。今后我们需要提高核磁共振仪器性能，加强技术人员的培训，以降低仪器成本，并且争取实现仪器共享，必将促进核磁共振技术在植物研究方面的进一步提高。

计算内、外弹簧参数比值，满足式（21）关系。

4.3 组合弹簧的径向间隙校核

组合弹簧的径向间隙应满足式（22）关系。

若Cr不符合要求，可调整弹簧旋绕比等参数，重新计算弹簧参数，直到径向间隙满足要求为止。

4.4 弹簧试验切应力校核

弹簧试验载荷为最大工作载荷的1.25倍。

若其中一个试验切应力过大，可以通过调整工作载荷分配和旋绕比等进行修正。

4.5 弹簧疲劳寿命

设外弹簧变载荷循环特征为re，内弹簧变载荷循环特征为ri。

由

查文献[2]表2-4得弹簧抗拉强度σb。

4.6 组合弹簧稳定性校核

汽轮机蒸汽阀门操纵座弹簧两端固定运行，为保证使用稳定，运行过程中不产生侧向弯曲，弹簧高径比应满足式（29）要求：

式中：

T—弹簧节距；

F—弹簧试验载荷变形量；

δ—弹簧试验载荷间隙， δ≥0．1 T。

选取a≥0．1，计算弹簧节距：

得

使弹簧节距为（0．28～0．5）D，弹簧两端圈磨平，由

式中：

H—弹簧自由长度。

得

计算内、外弹簧高径比：

若b大于5．3，需按照式（40）进行验算：

Fm—弹簧的临界载荷，N；

Fn—最大工作载荷，N；

CB—不稳定系数，从文献[1]图7．16中查取。

若不满足上式，改变b值，提高Fm值，以保证弹簧的稳定性。若受设计结构限制，不能改变参数时，应设置导杆或导套。导杆（导套）与弹簧的间隙按文献[1]表7．1-12选取。

4.7 弹簧螺旋升角核算

弹簧螺旋升角应在 5°～9°。

4.8 组合弹簧工作载荷范围核算

弹簧工作应力应满足

即

5 蒸汽阀门开启力、关闭力安全系数校核

外弹簧和内弹簧参数计算完成后，可以得到组合弹簧的参数，如表3所示，根据阀门各典型工况蒸汽力数据分别计算油动机开启力和弹簧关闭力安全系数，应大于第2节所选安全系数。

表3 组合弹簧参数

预启阀将开时油动机开启力安全系数设为a1；

大阀将开时油动机开启力安全系数设为a2；

若大阀全开时，阀门蒸汽力为浮力，设大阀将关时弹簧关闭力安全系数为a4；

大阀全开时油动机开启力安全系数设为a3；

阀门活动试验过程中，出现阀门蒸汽力为浮力，设弹簧关闭力安全系数为a5：

计算无蒸汽力时阀门全关和全开时弹簧力在油动机工作腔产生的油压力，阀门全关时油压应满足第2节中卸载阀开启压力和压差要求；阀门全开时油压应确保供油系统压力具有足够的安全裕量。

阀门活动试验过程中，当阀门全关时，在弹簧预压缩力和阀门活动试验蒸汽关闭力的合力作用下，在油动机工作腔产生的油压力应大于阀门快关时卸载阀开启压力及满足快关流量所需压差要求。

通过核算以上安全系数校核可以确定设计出的组合弹簧能否满足汽轮机各典型工况蒸汽阀门开启和关闭要求。

6 结语

汽轮机蒸汽阀门操纵座弹簧设计，从蒸汽力和油动机接口输入进行力学分析得到弹簧预压缩力和弹簧最大工作预压缩力，进而算出弹簧设计参数并进行校核，设计完后对蒸汽阀门开启力和关闭力安全系数进行验证计算。整个计算是一个循环往复的过程，通过调整载荷分配和弹簧旋绕比等几个主要参数，得到弹簧参数的最优解，规范了汽轮机阀门操纵执行机构设计流程。

[1]机械设计手册编委会.机械设计手册:单行本 弹簧摩擦轮及螺旋传动[M].北京:机械工业出版社,2007.

[2]张会英,刘辉航,王德成.弹簧手册:第2版 [M].北京:机械工业出版社,2008.

Design and Check of Spring for Steam Turbine Admission Valve Actuator

Chen Keyang，Xu Shiyong， Zhang Yunde
（Dongfang Electric Auto-control Engineering Co.,Ltd.,Deyang Sichuan,618000）

TH122

B

1674-9987（2017）03-0010-06

10.13808/j.cnki.issn1674-9987.2017.03.003

陈轲阳 （1990-），男，本科，毕业于上海大学机械制造及自动化专业，现从事液压设计工作。