Содержание к диссертации
Введение
Глава I. Современное состояние запорной и дроссельно-регулирующей арматуры . 6
1.1. Запорная арматура. 6
1.1.1. Задвижки. 7
1.1.2. Клапаны запорные . 11
1.2. Регулирующая арматура. 16 .
1.2.1 Регулирующие шиберные задвижки. 19
1.2.2. Регулирующие клапаны. 22
7.1.2. Регулирующие клапаны паровых турбин . 51
1.2.3.1. Классификация регулирующих клапанов паровых турбин. 52
1.2.3.2. Требования, предъявляемые к регулирующим клапанам. 63
1.3. Цели и задачи проводимых исследований 66
Глава II. Экспериментальные установки для гидродинами ческих исследований и способы определения её расходных, силовых и вибрационных характеристик. 68
2.1. Экспериментальная установка для исследования угловых клапанов на перегретом паре. 68
2.2. Описание газо-воздушного стенда. 73
2.3. Форма представления опытных данных. 80
2.3.1. Расходные характеристики клапанов . 80
2.3.2. Силовые характеристики исследованных клапанов. 82
2.3.3. Вибрационные характеристики. 83
2.4. Оценка погрешности измерений на паровом стенде. 84
2.4.1. Оценка погрешности измерений приведенного расхода. 84
2.4.2. Оценка погрешности измерений усилий на штоке. 85
Разработка и результаты исследования новых образцов дроссельно-регулирующей арматуры. CLASS Исследования запорно-дроссельных клапанов и новая их модификация . CLASS
Новый прямоточный запорно-дроссельный клапан. Пути гашения пульсаций потока за арматурой. Пути гашения пульсаций за проходными клапанами.
Использование вихрегасителей для снижения пульсаций потока за шиберными регуляторами расхода.
Композитные материалы и возможности замены ими стальных деталей арматуры .
Сравнительные свойства композитных армированных материалов.
Исследования коррозионной и эрозионной стойкости металлических и композитных материалов.
Виды эрозионного изнашивания.
Установки для исследования эрозионной стойкости материалов.
Стенд щелевой эрозии при высоком давлении. Эрозионная стойкость композитных материалов.
- Клапаны запорные
- Регулирующие клапаны паровых турбин
- Расходные характеристики клапанов
- Композитные материалы и возможности замены ими стальных деталей арматуры
Введение к работе
Энергетическая арматура относится к вспомогательному оборудованию электростанций, но именно она в значительной степени определяет возможность эксплуатации всего энергетического блока. До настоящего времени этому виду оборудования в научном плане уделяется слишком мало внимания. В результате многие старые конструктивные разработки арматуры уже не удовлетворяют современным требованиям и современному состоянию основного оборудования.
Проточные части задвижек, кранов, клапанов проектируются без учета особенностей движения рабочих сред в сложных криволинейных каналах и с точки зрения гидрогазодинамики любая арматура является источником очень сильных возмущений при движении через нее рабочих сред. В проточных частях арматуры практически нельзя избежать отрывного характера течения, которые всегда являются нестационарными. По этой причине все детали рассматриваемого оборудования испытывают динамические нагрузки, снижающие межремонтный период и общий срок эксплуатации арматуры. Во многих случаях эти нагрузки вообще приводят к безвозвратному выходу её из строя. Кроме того, в некоторых случаях возмущения, вносимые арматурой в поток, оказываются столь сильными, что серьезно затрудняют, а иногда делают невозможной эксплуатацию систем трубопроводов из-за их недопустимо высокой вибрации.
В настоящей работе сделана попытка, на основе анализа используемых в энергетике основных видов арматуры, частично исправить сложившееся положение и на конкретных примерах показать возможные пути решения проблемы повышения надежности, а в некоторых случаях и экономичности энергетической арматуры.
Первая глава работы посвящена критическому анализу существующих задвижек, клапанов и кранов. На основе этого анализа формулируются цели и объекты настоящего исследования.
Во второй главе рассматриваются экспериментальные стенды и установки, использование которых позволяют получить подробную информацию относительно долговечности арматуры и её гидравлических характеристик.
Третья глава посвящена разработке и исследованию регулирующих клапа нов и шиберных задвижек, а также проблеме гашения возмущений, которые вносит в поток типовая крупногабаритная арматура.
Четвертая глава посвящена проблеме защиты деталей арматуры от эрозийного износа и использования в арматуре композиционных материалов, а также приводятся опытные данные по коррозионно-эрозионным свойствам различных композиционных материалов.
Вся работа выполнена в исследовательских лабораториях ВНИИАМа, Чеховского завода энергетического машиностроения (ЧЗЭМ) и, частично, в лаборатории кафедры паровых и газовых турбин (ПГТ) Московского энергетического института (Технического университета) (МЭИ (ТУ)). Сотрудникам этих лабораторий, помогавшим в проведении большого комплекса исследований, автор приносит искреннюю благодарность.
Клапаны запорные
Запорные клапаны, так же как и задвижки, относятся к арматуре двухпози-ционного действия и используются только для открытия и закрытия трубопроводов. В энергетических установках клапаны этого типа применяются в основном на трубопроводах сравнительно небольших диаметров.
Запирающий элемент клапанов представляет собой либо плунжер, либо тарелку, которая перемешается штоком или шпинделем в направлении, перпендикулярном плоскости седла. При высоких параметрах среды они устанавливаются на трубопроводах с Ду 65мм. На трубопроводах средних и низких параметров используются клапаны с условным проходом Ду 150мм. Отмеченное ограничение связано с тем, что запирающий элемент (тарелка или плунжер) воспринимает и передает на шпиндель усилие от полного перепада давления среды. Собственно при больших давлениях усилия на шпинделе становятся очень большими и клапан становится трудноуправляемым. Кроме того, коэффициенты сопротивления стандартных клапанов оказываются очень значительными ( 3) и при повыщенных расходах среды возникают неоправданно большие затраты энергии на ее транспортировку.
Эти отрицательные качества клапанов могут быть существенно снижены при использовании различных схем разгрузки запорного органа от действующего перепада давления, а при учете особенностей движения потока в каналах сложной формы снижены и коэффициенты гидравлического сопротивления. Такие решения достаточно широко используются в стопорных и регулирующих клапанах паровых турбин, но этот тип арматуры исторически оказался выделен в отдельную группу и его, обычно, не включают в перечень энергетической арматуры. Более подробно этот вопрос будет рассмотрен далее.
К положительным качествам клапанов следует отнести сравнительно небольшой рабочий ход запорного органа. Для полного открытия его необходимо переместить всего на 1/4 от диаметра седла. В то же время для открытия шиберной задвижки клин или диск должен быть поднят практически на весь диаметр трубопровода. По этой причине клапаны имеют заметно меньшую габаритную высоту, чем задвижка того же проходного диаметра. Однако, длина клапана между соединительными фланцами оказывается существенно большей, чем у задвижек.
К преимуществам рассматриваемого типа арматуры следует отнести и её большую надежность, и плотность перекрытия трубопроводов в закрытом состоянии.
В зависимости от расположения клапанов на трубопроводе они делятся на клапаны проходные (рис.1.6а) и угловые (рис. 1.66). К типу проходных относятся и запорные прямоточные клапаны (рис.1.6в). В большинстве случаев рабочая среда подводится под тарелку (рис. 1.6а), что облегчает открытие клапана и снижает вероятность обрыва штока или шпинделя.
При подаче среды на тарелку клапана шток работает на разрыв. Кроме того, при подаче среды на тарелку сальники клапана постоянно находятся под давлением, что значительно снижает срок их службы.
Как уже отмечалось выше, с целью снижения усилий, необходимых для открытия клапана в некоторых конструкциях используют либо внутренний (рис.1.7а), либо внешний (рис. 1.76) обводы. При внутреннем обводе (рис. 1.7а) сначала от крывается малый клапан и происходит снижение перепада давления на тарелку, а потом уже происходит подъём самой тарелки.
В случае наружного обвода (рис. 1.76) полости под тарелкой и над ней соединяются вспомогательными каналами, перекрытыми клапанами меньшего проходного диаметра. При их открытии также достигается снижение перепада давления на тарелки или плунжер основного клапана и уменьшается необходимое усилие для его открытия. Подобные системы внешней разгрузки используются и на задвижках большого диаметра.
Типичный запорный клапан плунжерного типа показан на рис. 1.8. В данном случае клапан перекрывается конической поверхностью, выполненной непосредственно на штоке. При этом в открытом положении клапана поток дважды поворачивается на 90, что приводит к довольно большому гидравлическому сопротивлению. Столь же сложную форму имеют и запорные клапана ОАО «Красный котельщик» с тарельчатым запорным органом (рис. 1.9). [94]
Условно картина течения среды в проходных и угловых клапанах показана на рис. 1.10 [26]. Действительное течение оказывается намного более сложным и возмущение, которое вносят клапаны в поток только весьма условно можно называть местным. Обычно они захватывают очень большие линейные участки трубопроводов. Однако, более существенные возмущения вносит не запорная, а регулирующая арматура.
Регулирующие клапаны паровых турбин
Регулирующие клапаны паровых турбин выделяют в отдельную группу регулирующей арматуры, так как они непосредственно являются исполнительными органами автоматической системы регулирования турбины и, естественно, являются неотъемлемыми элементами собственно турбины.
Если вся рассмотренная выше арматура является продукцией специализированных арматурных заводов, то клапаны паровых турбин изготавливаются непосредственно на турбинных заводах и здесь полностью отсутствует их взаимозаменяемость продукцией других заводов-изготовителей. Вместе с тем, многие решения из арматуры общего назначения могут быть с успехом использованы в клапанах паровых турбин так же, как и решения, найденные в паровых турбинах, могут решить ряд проблем существующих в энергетической арматуре.
По этой причине было решено включить в настоящий обзор рассмотрение типовых клапанов, используемых в паровых турбинах. Их функциональное назначение сводится к обеспечению необходимых расходов пара через турбину, зависящую от ее нагрузки.
Расход пара через регулирующий клапан определяется его положением относительно входного участка седла. Соответственно размеры и форма проходного сечения между чашей клапана и входным участком седла меняются в зависимости от нагрузки турбины очень сильно. Одновременно меняется и перепад давления на клапанную систему. Оба отмеченных обстоятельства приводят к тому, что как величины скоростей, так и их распределение по сечениям клапанного канала изменяется в очень широком диапазоне и в большинстве случаев течение пара сопровождается отрывом потока либо с поверхности чаши, либо с поверхности седла, либо с той и другой поверхности.
Поскольку при возникновении отрыва потока квазистационарное течение становится нестационарным, то все детали стандартных клапанов испытывают повышенные динамические нагрузки, которые довольно часто приводят к разрушению наиболее слабых узлов.
Турбинные заводы и фирмы на протяжении многих лет пытаются решить проблему надежности и экономичности, используя для этой цели самые разнообразные конструкции. Патентная литература содержит очень много предложений, но их реализация в большинстве своем решает одну проблему за счет другой.
Несмотря на исключительное конструктивное разнообразие регулирующих клапанов, все они имеют по существу одинаковые элементы. Типичная конструкция клапана, приведенная на рис. 1.34, состоит из клапанной коробки 9, клапанной крышки 15, запорного органа (собственно клапана) 10, седла (обычно с коническим диффузором) 11, штока 8 и подводящего паропровода.
В основу классификации клапанов положим форму запорного органа, направление движения пара, число седел, величину силы, действующей на шток при открытии клапана, направление усилия на шток в момент открытия и систему привода.
По форме запорного органа регулирующие клапаны подразделяются на тарельчатые, шаровые, шаровые с торцевой подрезкой, профилированные, поршневые и колокольные.
Тарельчатая конструкция, показанная на рис. 1.35а, представляет собой обычный диск, перекрывающий входное сечение седла. Здесь отсутствует клапанный канал, а расход пара определяется величиной цилиндрической кольцевой щелью между диском и входным участком седла. Основным недостатком клапана является его высокое сопротивление даже при сравнительно низких (порядка 50— 60 м/с) скоростях пара. В чистом виде подобные клапаны в мощных энергетических турбинах длительное время не использовались. Однако, сейчас наметилась тенденция к их возврату.
С ростом мощности турбин на смену тарельчатым пришли шаровые запорные органы, которые совместно с входным участком диффузорных седел уже образовали некоторое подобие клапанного канала (рис. 1.356). Подобные конструкции обеспечивают необходимую плотность в закрытом состоянии и относительно низкое (на уровне 5-7% от начального давления пара) сопротивление при скоростях 90—110 м/с и сохраняют простоту тарельчатого клапана.
Расходные характеристики клапанов
Единственным мотивом установки в дроссельном клапане диффузорного седла является стремление использовать неразгруженный клапан. Диаметры неразгруженных запирающих элементов ограничены величиной усилий, необходимых для их перестановок. Отсюда, чем больше начальное давление пара, тем меньше должен быть диаметр клапана и далее необходимо обеспечить переход от минимального проходного сечения седла к большой поперечной площади отводящего трубопровода. Стремление сделать такой проход плавным и явился причиной введения между клапаном и дроссельной сеткой ненужного, с точки зрения функционального назначения клапана, конического диффузора.
Правда, подобное диффузорное седло традиционно сохранилось и в более поздней конструкции Чеховского завода энергетического машиностроения. Продольный разрез этого клапана показан на рис. 3.4. Здесь плунжер выполнен в виде цилиндра с профильной нижней частью. Посадочный диаметр рассматриваемого плунжера достаточно большой (230мм) и для снижения усилий, необходимых для его перемещения, выполнена стандартная внутренняя разгрузка. С этой целью внутри основного плунжера размещается малый цилиндрический разгруженный плунжер, опирающийся в закрытом состоянии на цилиндрическое седло разгрузочного плунжера. В это седло запрессована втулка с рядом боковых отверстий, которая для страховки поджимается пружиной, расположенной внутри цилиндрического разгрузочного плунжера, к седлу.
При подъёме разгрузочного плунжера, жёстко соединенного со штоком, на величину свободного хода открываются боковые сверления во втулке седла и внутренняя полость основного плунжера соединяется с пространством за ним. В результате усилие, необходимое для отрыва плунжера, снижается почти до нулевой величины. Далее, однако, это усилие увеличивается, т.к. при обтекании профилированной части давление по этому обводу оказывается ниже, чем давление под его торовой частью. Соответственно внутри плунжера давление оказывается выше, чем на продольной внешней поверхности. По нашим опытам максимум усилий на штоке достигается при подъёме клапана на величину, составляющую около 10% от минимального диаметра диффузорного седла. (Для рассматривав емого плунжера диаметр посадки Dn = 230 мм практически равен узкому сечению седла и максимальное усилие достигается при открытии основного плунжера на величину h = 20—25 мм). При дальнейшем подъёме запорно-дроссельного органа усилие интенсивно падает и уже при h 40—45 мм меняет свой знак. При этих подъёмах вместо растягивающих усилий на шток действует выталкивающая сила, примерно равная площади его поперечного сечения умноженной на избыточное давление в корпусе клапана. Для предотвращения эрозийного износа все контактирующие поверхности выполнены из эрозионно стойкого материала.
По сравнению с предшествующим клапаном рассмотренный вариант отличается только наличием внутренней разгрузки, что позволило заметно увеличить диаметр посадки клапана. Последнее обстоятельство при сохранении в проточной части клапана нестационарного отрывного характера течения ведет к снижению его вибрационной надежности.
В данном случае очертания входного участка седла, рабочей поверхности собственно плунжера и углы раскрытия диффузора выполнены без всякого учета гидродинамических законов и особенностей течения жидких и газообразных сред. В результате уровень пульсаций давления в потоке за клапаном даже выше, чем в клапане изображенном на рис. 3.1, а площадь поверхности, воспринимающей эти пульсации значительно больше. Всё это ведет к тому, что рассматриваемую конструкцию так же нельзя использовать для непрерывного режима работы.
При использовании подобных клапанов для регулирования жидких сред динамические нагрузки ещё более возрастают за счет кавитационного характера течения в областях, где имеет место локальное ускорение потока, и в этих областях происходит кавитационное разрушение поверхностей. Наглядное представление о таком разрушении дают фотографии, приведенные на рис. 3.5 [8]. Здесь кавитационное разрушение металла достигло таких размеров, что выполнять функцию запорного элемента эти детали уже не могут.
С точки зрения надежности более предпочтительна конструкция запорно-дроссельного клапана колокольного типа, изображенная на рис. 3.6, где в корпусе 2 с двухсторонним подводом пара запрессована втулка с ввинченным внутрь поршнем. В боковых стенках поршня выполнены прорези для прохода пара, которые перекрываются колоколом 1, соединенном со штоком клапана 4, причем в верхней части колокола имеется стандартная система выравнивания давления по обеим торцовым сторонам колокола
Композитные материалы и возможности замены ими стальных деталей арматуры
Проведенные исследования как аэродинамических, так и силовых характеристик запорно-дроссельных и дроссельно-регулирующих угловых клапанов показывают, что ряд новых решений, содержащихся в работах [32 - 44] и патентах [48 - 52], открывают большие возможности на пути проектирования новой энергетической арматуры, полностью соответствующей современным требованиям.
В качестве примера остановимся на конструкции нового прямоточного клапана, который можно рассматривать в качестве альтернативного решения широко известным прямоточным клапанам фирмы "Моквелд" (см. гл.1) (рис. 1.29 и 1.30).
Плунжер располагается внутри цилиндрического корпуса 1 (рис. 3.27) и кре-. пится на двух внутренних опорах 2 и 3, имеющих три фрезерованных окна 4 для свободного прохода среды непосредственно к чашке. Чашка 5 представляет собой профилированный полый плунжер с одним рядом отверстий перфорации, жестко (на резьбе) соединенный со штоком 6. Все подвижные элементы клапана смонтированы внутри специальной направляющей 7, которая устанавливается внутри цилиндрических опор 2 и 3. Направляющая 7 поперечной перегородкой делится на две части. В одной из них перемещается собственно чашка 5, а в другой размещается поршень одностороннего пневмо или гидропривода 8 с возвратной пружиной 9. Для уплотнения поршня сервомотора и части клапана используются специальные поршневые кольца 10. Исходное сжатие пружины 9 регулируется специальным нажимным болтом 11, ввернутым в крышку направляющей 12. От поворота чашки клапана вокруг продольной оси предохраняют две шпонки, расположенные на внутренней втулке 13. Диффузионное седло 14 в узком сечении имеет один пояс перфорации, замкнутый на общую кольцевую камеру.
Отверстия перфорации на чашке клапана обеспечивают почти полную её разгрузку от осевых усилий, обусловленных давлением рабочей среды, и шток 6 находится только под действием силы пружины 9. Для открытия клапана используется давление рабочей среды, которая через трехходовой кран 15 и трубку 16 подается под поршень пневмо или гидропривода. Необходимое давление под поршнем поддерживается с помощью проточного трехходового крана 15, одна из . линий которого соединена с выходным трубопроводом.
Клапан рассчитан для работы как на газовых (паровых), так и на жидких средах с давлением, не превышающем 2,5 МПа. Однако, этот же принцип может быть использован и для создания прямоточных клапанов на более высокое давление среды.
Пропускная способность клапана при установке его на жидких средах не менее V = 600 м3/ч при гидравлическом сопротивлении, не превышающем одного процента от начального давления среды. Основное достоинство клапана состоит не только в высокой пропускной способности, но и в очень малом конечном возмущении, вносимом в поток. В результате низкими оказываются не только динамические нагрузки непосредственно на самом клапане, но и на последующем трубопроводе.
Этого нельзя сказать относительно используемых сейчас полнопроходных клапанах и шиберных задвижках, после которых в потоке формируются крупномасштабные дискретные вихревые образования, вызывающие низкочастотную вибрацию трубопроводов.
Отсюда вытекает практическая необходимость обеспечения за арматурой сравнительно равномерного поля скоростей, независимо от характера течения среды внутри клапана или задвижки.
Проходные клапаны относятся к клапанам прямоточного типа, где поток не меняет исходного направления и сохраняются оси соединительных трубопроводов. Внутри же в их проточной части рабочая среда делает несколько сложных поворотов. Типичная конструкция проходного клапана, разработанного фирмой "Siemens" и изготовленного на Чеховском заводе энергетического машиностроения, приведена на рис. 4.1. Клапан предназначен для использования в качестве регулятора расхода питательной воды на АЭС. По конструкции он мало отличается от рассмотренных ранее (гл.І) клапанов клеточного типа. Питательная вода подается на поршневой затвор через отверстия перфорации в направляющей втулке.
Проточная часть клапана представляет собой сложный канал с «глухими» камерами на входе и выходе из него. Вопросом гидродинамики при проектировании рассматриваемого клапана по существу не уделялось никакого внимания и это в полной мере отразилось на его эксплуатационных характеристиках. При установке клапана на линии питательной воды недопустимо большие пульсации давления возникли не только внутри клапана, но и захватили весь последующий трубопровод. Другими словами, генерируемая клапаном нестационарность течения в трубопроводе не затухала, а продолжала интенсивно развиваться. Внешними проявлениями возникшего нестационарного течения явилась невозможность работы даже грубого расходомера, а так же повышенный шум и недопустимая вибрация стенок трубопровода.
Математическое моделирование возникшего течения, проведенное фирмой «Союз-01», позволило получить весьма правдоподобную картину течения, изображенную на рис. 4.2, где жидкость движется справа налево.
Здесь уже на входе образуется две «мертвые» зоны в угловых карманах с наибольшим циркуляционным движением жидкости. Особенно сложной стала картина течения после прохождения отверстий в направляющей плунжера. Радиальный выход струй из отверстий и их последующее смещение привело к образованию под поршневым затвором устойчивого вихревого движения и создало очень большую неравномерность при входе в отводящий патрубок.
