专利名称：一种电站汽轮机高压主汽调节阀的制作方法
技术领域：
本实用新型涉及一种主要用于各类蒸汽轮机，特别是用于大型火力发电站和核电站蒸汽轮机的高温高压主蒸汽快速关闭和参数调节的高压主汽调节阀。
背景技术：
蒸汽轮机是火力发电站和核电站中重要的三大能源转换设备之一，在将燃料的化学能或核能转化为电能的过程中，蒸汽轮机起着承上启下的关键作用。蒸汽轮机将锅炉或核反应堆输送出来的高温高压水蒸汽中的热能，通过多级膨胀作功转变成旋转机械能，传输给发电机转化成电能输出。
高压主汽调节阀是高温高压主蒸汽进入汽轮机膨胀作功的第一关，对电站的长期安全高效运行至关重要。高压主汽调节阀中的高压主汽阀，在通常情况下是全开启状态，在发生紧急情况时能够快速关闭，截断主蒸汽，防止汽轮机发生超速事故。高压主汽调节阀中的高压调节阀，在通常情况下其开启状态是不断变化的，利用不同开启状态下产生的绝热节流效应，对主蒸汽的流量、压力等参数进行调节和稳定性控制，从而实现汽轮机的启动、停机和输出功率变化，并且稳定汽轮机的转速。
高压主汽调节阀中的高压主汽阀和高压调节阀，可以单独设计并分别制造，安装时用管道连接，对于大型汽轮机配套阀门，通常将二者合并，进行一体化设计制造成为联合进汽阀形式，故合称高压主汽调节阀，一体化设计使结构更紧凑、安装维护更方便、综合性能更好。高压主汽调节阀通常由一个高压主汽阀与一个至三个高压调节阀组合而成，每台汽轮机通常配置二至四个这样的联合进汽阀。
高压主汽调节阀的工作原理，是利用不同开启状态产生的绝热节流效应，对高温高压主蒸汽的参数进行调节与稳定性控制，绝热节流必然产生相应的压力损失，压力损失会降低蒸汽的作功能力。因此，从气动热力学设计角度来看，高压主汽调节阀的总体压力损失数值大小，是评价阀门气动热力设计水平和使用性能的重要技术指标。在整个高压主汽调节阀的总体压力损失中，高压调节阀的压力损失约占总损失的四分之三，主要原因是高压调节阀部位的蒸汽流动速度较高，流动状态更复杂多变，并且在设计高压调节阀时，往往以牺牲气动热力性能，特别是压力损失指标，来提高其抗振动特性，以保证长期安全运行的可靠性。如何在保持良好的综合机械性能和气动热力学性能的基础上，进一步降低阀门的总体压力损失，特别是降低高压调节阀的压力损失，是提高阀门气动热力学设计水平的重点和难点。
如图1所示，是一种现有的典型的600MW大型亚临界电站汽轮机高压主汽调节阀的纵向剖视图，图中略去了机械结构方面的设计细节，重点描述与高温高压蒸汽流动相关的零部件空间形状特征。这些阀内零部件的空间形状设计过程，通常称为气动造型。
如图2所示，是图1的A-A向局部剖视图，重点描述了高压调节阀部位的气动造型特征。通常几个高压调节阀的气动造型是相同的。
如图1和图2所示，高压主汽调节阀主要由一个公共的可承受高温高压的阀壳1、一个高压主汽阀阀座2、一个高压主汽阀阀碟3、一个高压主汽阀阀杆4、两个高压调节阀阀座5和6、两个高压调节阀阀碟7和8、两个高压调节阀阀杆9和10、一个阀门进汽管道11、两个阀门排汽管道12和13、一个高压主汽阀导向套筒14、两个高压调节阀导向套筒15和16，以及一个蒸汽滤网17构成。
如图3和图4所示，是另外两种现有的高压调节阀气动造型技术方案，这两种技术方案在现有的同类阀门产品中均有应用。
在运行状态时，高温高压主蒸汽从进汽管道11进入阀壳1左侧的高压主汽阀腔室，穿过蒸汽滤网17后进入由阀座2和阀碟3构成的高压主汽阀气流通道，气流通道的最小截面位于阀座2的喉部直径D1处，主蒸汽通过阀座2的扩散段后，进入阀壳1右侧的高压调节阀腔室，两个高压调节阀共用一个水平设置的长圆筒形腔室，腔室的下方串列布置两个分别由阀座5和阀碟7、阀座6和阀碟8构成的高压调节阀气流通道，主蒸汽在高压调节阀腔室内分流，通过阀座5和6的喉部直径D2和D3以及阀座扩散段后，进入排气管道12和13。高压调节阀腔室部位，通常可以布置一至三个高压调节阀，具体数量由汽轮机的阀门配置方案确定。
已公知的电站阀门设计理论、设计规范和大量实验研究结果表明，高温高压蒸汽在阀门内部的流动状态和流动机理非常复杂，各种流动现象并存，互相交叉，互相影响，并产生叠加效应，尤其是在流动速度较高、流动参数变化最为剧烈的高压调节阀部位，叠加效应更加强烈，难以进行精确的定量分析，其直观反映就是局部压力损失较大、流动状态不稳定，容易产生压力脉动、气体脱流、气流振荡以及流量失稳等一系列主要影响阀门抗振动性能的不利因素。通常的定性分析认为，压力损失较小的阀碟气动造型，往往其抗振动性能较差，特别是外形流畅光顺的气动造型，虽然压力损失最小，但更容易产生强烈的流动失稳和机械振动，造成阀门零部件的过早疲劳损坏甚至根本无法正常工作。在已公知的电站阀门产品中，如图2、图3和图4所示的高压调节阀气动造型技术方案均有应用。图2所示的阀碟7，通常称为圆盘形阀碟；图3所示的阀碟18，通常称为半球形阀碟；图4所示的阀碟19，通常称为平底凹口形阀碟；图4所示的阀碟19，如果与阀杆设计制造成一体结构，则称为钟罩形阀碟。上述阀碟的气动造型技术方案，从压力损失指标比较，阀碟18优于阀碟7，阀碟7优于阀碟19；而从抗振动性能比较，优劣顺序正好相反，尤其以阀碟19与阀杆一体化的钟罩形阀碟为最好。由此可见，图2所示的技术方案，是一种两者兼顾的折衷方案，而在大部分更高参数等级的大型超临界汽轮机高压调节阀的技术方案中，大多选用图4中的钟罩形阀碟，这是以牺牲压力损失指标，来换取更高的抗振动性能指标的典型实例。上述例证足以说明，二者兼优的气动造型技术方案十分难得。
回顾已公知的电站汽轮机阀门设计理论、设计规范和实验研究历史进程及现状，可以发现设计和研究的重点，主要集中在阀碟和阀座，特别是高压调节阀的阀碟和阀座的气动造型及合理匹配上，而对于阀壳的腔室布局和气动造型则较少涉及。阀壳产品的气动造型往往受设计传统、制造工艺和制造成本等因素制约而显得过于简单和粗糙，如图1所示的高压主汽调节阀阀壳1的高压调节阀腔室部位，只是一个简单的长圆筒形腔室，高压调节阀阀座5和6过于靠近腔室下壁面，主蒸汽以较低的速度进入腔室后，又以较高的速度通过阀座喉部直径D2和D3，在很短的流程之内，流动状态和流动参数发生剧烈变化，不可避免地会引发各种不良后果。已公知技术中认为抗振动性能较好的阀碟气动造型方案，如图4中的阀碟19，实际上是因其对恶劣的流动状态产生的振动诱发因素不敏感性较好而得以采用，并没有从根本上消除流动状态恶化的主要诱因。从上述观点出发，可以预测，通过改进和完善阀壳的气动造型，并匹配以合适的阀碟、阀座气动造型，有可能获得综合性能良好的最佳技术方案，改进和完善的重点，当然是以高压调节阀气流通道的气动造型为主。
发明内容
本实用新型的目的，是在已公知的电站阀门产品的理论设计、结构设计和零部件设计常规方法的基础上，提出一种压力损失小，并且抗振动性能良好的二者兼优的阀门气动造型技术方案，可以应用于各类电站汽轮机高压主汽调节阀产品，或者应用于独立的高压主汽阀和高压调节阀产品。
本实用新型的目的是这样实现的改进阀壳腔室及相关零部件的气动造型，特别是重点改进高压调节阀腔室部位的气动造型，采用压力损失小的高压调节阀阀碟气动造型技术方案，通过改善阀门内部流动状态，特别是重点改善和优化高压调节阀部位的流动状态，即通常所称的合理组织流场，使改进后的阀门全流程流场结构和流动参数变化规律更趋于合理顺畅，以获得最佳设计效果和产品综合性能。本实用新型技术方案与图1和图2所示的已有产品外形安装尺寸可以具有互换通用性，但是其内部零部件的气动造型进行了较大的改进。利用已公知技术进行了一系列方案对比、理论分析、流动参数设计计算与选取、气动造型初步设计、阀门模型吹风试验研究、计算机全三维流动数值模拟分析计算、气动造型参数修改完善及优化筛选定型，最终确定本实用新型气动造型技术方案及主要技术特征参数，并按照常规方法进行实施例的总体结构设计及零部件设计。
根据本实用新型，构成高压主汽调节阀主要零部件气动造型的技术方案，具有下列主要技术特征1.其特征是，如图5和图6所示的高压主汽调节阀阀壳20的腔室气动造型主要由三大部分构成，图5左侧所示的高压主汽阀部位是一个球形或近似球形的腔室，这样的气动造型受力状态好，有利于设置较大面积的蒸汽滤网，使蒸汽以较低的流速穿过滤网并转向，均匀加速后通过高压主汽阀阀座喉部，经扩散管进入高压调节阀；图5中部和右侧所示的高压调节阀部位，是由两个相同的独立椭球形腔室串接而成，两个调节阀腔室之间，由圆形通道连接；这样的一种长轴沿垂直方向设置的椭球形气动造型，改变了以往传统设计中常用的共用水平布置的长圆筒形腔室简单化处置原则，使高压调节阀阀座21和22的喉部直径D2和D3都远离阀壳20的水平中心线，均位于椭球形腔室长轴的下端点处，在阀座喉部直径以上，形成各自相对独立的漏斗形气流通道；高压调节阀阀座喉部直径上方的入口部位形状，与椭球形腔室下方形状光顺过渡，分别构成两个漏斗形气流通道的外壁面；2.其特征是，如图5和图6所示的高压调节阀阀碟23和24的外表形状与导向套筒25和26的外表面形状光顺过渡，分别构成前述的两个漏斗形气流通道的内壁面；阀碟23和24的气动造型相同，通常称为带导流尾锥形阀碟，是一种已公知技术中被公认为压力损失最小的技术方案，同时也被公认为抗振动性能最差而通常不予采用；在本实用新型技术方案中，由于设计了由光顺的内外壁面构成的高压调节阀漏斗形气流通道，来自高压主汽阀的蒸汽，首先在漏斗形气流通道的入口附近以较低的流速汇集并转变总体流动方向，随着漏斗形气流通道通流截面面积的逐渐收敛缩小而逐渐加速，合理的截面面积变化规律可以明显改善高速流动区域的流场结构，实现蒸汽在高速通过调节阀阀座喉部直径之前的流动过程最优化；图7所示是经计算机数值模拟计算后得出的本实用新型技术方案气动造型的内部流场结构和流线分布示意图；在漏斗形气流通道中一直处于连续收敛、逐渐加速的气流，不但压力损失小，而且可以有效的抑制、延缓、削弱甚至消除那些有可能诱发或激励阀碟、阀杆等零部件剧烈振动的各种不利因素，使得以往通常被迫放弃的带导流尾锥形阀碟得以放心采用，并长期安全运行；高压主汽阀阀碟3的端部设置有较大的预启阀平衡通气孔，加之高压主汽阀部位平均气流速度较低，局部压力损失相对较小，因而通常采用圆盘形阀碟；3.本实用新型技术方案的相关参数还具有如下技术特征3.1.其特征是，如图5和图6所示的高压主汽调节阀阀壳20主要由三个互相连通的独立腔室组合构成；高压主汽阀部位腔室形状为球形或近似球形，球半径为SR1；在高压主汽阀之后，串列设置两个相同尺寸的椭球形高压调节阀腔室，两个椭球形腔室的长轴方向与阀壳20的水平中心线垂直，长半轴长度为a，短半轴长度为b，椭球形短轴横截面为圆形，截面直径为D6；高压主汽阀与高压调节阀腔室之间利用圆形通道相连接，通道直径D4；两个高压调节阀腔室之间利用圆形通道相连接，通道直径D5；3.2.其特征是，如图5和图6所示的高压主汽阀阀座2固定配合安装在阀壳20之上，其喉部直径为D1，D1处的平均气流速度为V1，在全开启状态下，最大设计流量时，最大平均流速为V1max；高压调节阀阀座21和22同样是配合固定在阀壳20上，其喉部直径分别为D2和D3，D2处的平均流速为V2，D3处的平均流速为V3，通常将两个高压调节阀结构尺寸设计成完全相同，因此D3＝D2，在两阀全开启状态下，最大平均流速V2max＝V3max，而在两阀各自改变开启程度时，V2与V3各不相同；在由一个高压主汽阀与两个高压调节阀组合配置时，通常选取V1max＝(0.5～0.6)V2max；3.3.其特征是，如图5和图6所示的高压调节阀阀座21和22的喉部直径D2和D3，均处于椭球形腔室的正下方，D2和D3与阀壳20水平中心线的距离均为H2，H2与腔室的半长轴长度a相等，即H2＝a；3.4.其特征是，如图5和图6所示的高压调节阀阀碟23和24均采用带导流尾锥形阀碟气动造型，阀碟与阀座在关闭状态时的接触线直径，通常称为阀门配合直径d2，配合直径部位的阀碟局部气动造型为球面，球半径SR2，配合直径部位阀座局部气动造型为曲面，曲面半径R2，阀碟开启时的轴向位移量称为升程，升程与阀座喉部直径之比值称为相对升程，高压调节阀的全开启最大升程h2按已公知技术选取，通常最大相对升程为(h2/D2)＝0.30～0.40，即h2＝(0.30～0.40)D2；3.5.其特征是，如图5和图6所示的高压调节阀导向套筒25和26的外部直径为D7，导向套筒下端表面形状，与阀碟形状光顺过渡。
图1是一种现有的高压主汽调节阀的纵向剖视图；图2是图1所示的A-A向高压调节阀剖视图；图3是一种现有的高压调节阀剖视图；图4是一种现有的高压调节阀剖视图；图5是本实用新型高压主汽调节阀的纵向剖视图；图6是图5所示的A-A向高压调节阀剖视图；图7是本实用新型高压主汽调节阀一实施例的内部流场结构和流线分布示意图。
具体实施方式
以下结合附图和具体实施方式
，对本实用新型作进一步的详细描述。
如图5和图6所示，本实用新型技术方案的各技术特征参数都是相互关联并协调一致的，各技术特征参数之间存在着一定的简单比例关系，其中以高压调节阀阀座21的喉部直径D2为气动造型的首选技术特征参数，D2的求取方法和取值范围均按已公知技术设计规范进行，也可以参照已有阀门产品的已知参数进行模化选取；通常利用已知的配套汽轮机主蒸汽参数和阀门配置，按照“主蒸汽最大工况时的总质量流量G——高压调节阀单阀质量流量Gi——单阀容积流量Qi——选取阀座喉部最大平均流速V2max——喉部通流面积A2——喉部直径D2”顺序求取，其中阀座喉部最大平均流速V2max的选取值与喉部直径D2直接相关，通常选取V2max＝80～110m/s，大型阀门取较大值，本实用新型技术方案的实施例选取V2max＝85～95m/s；高压调节阀阀座喉部直径D2一旦确定，即可以在此基础上引用本实用新型进行全新产品的气动设计，其它技术特征参数均可按照给定的比例关系求取；已有产品对于Qi、V2max、D2等已知参数的取值通常都在合理范围之内，可以在保留原参数D2作为首选技术特征参数的基础上，引用本实用新型进行同等规格已有产品的更新气动设计。
如图5和图6所示，本实用新型技术方案实施例的各技术特征参数之间存在下列比例关系1.首选技术特征参数，高压调节阀阀座21的喉部直径D2D2＝[(4Qi)/(πV2max)]1/2，上式中Qi为单阀容积流量，是已知的配套汽轮机阀门主蒸汽参数，单位为m3/s，上式中V2max为阀座喉部最大平均流速，是已知的配套汽轮机阀门选定参数，单位为m/s，最大平均流速取值范围为V2max＝80～110m/s；2.高压调节阀阀座22的喉部直径D3D3＝D2；3.高压主汽阀阀座2的喉部直径D1D1＝(1.95～2.05)D2；4.阀壳20的高压主汽阀球形腔室的球半径SR1SR1＝(2.6～2.8)D2；5.阀壳20的高压调节阀椭球形腔室的长半轴长度aa＝(2.4～2.6)D2，短半轴长度bb＝(1.4～1.5)D2，短轴横截面圆直径D6D6＝2b＝(2.8～3.0)D2；6.阀壳20的主汽阀腔室与调节阀腔室连接通道直径D4
D4＝(2.4～2.5)D2；7.阀壳20的两个调节阀腔室连接通道直径D5D5＝(2.2～2.3)D2；8.高压调节阀阀座21的喉部直径D2和阀座22的喉部直径D3与阀壳20水平中心线的距离H2H2＝(2.4～2.6)D2；9.高压调节阀阀碟23与阀座21以及阀碟24与阀座22的接触线配合直径d2d2＝(1.1～1.2)D2；10.高压调节阀带导流尾锥形阀碟23和24的气动造型，在配合直径d2部位处的球面半径SR2SR2＝(0.65～0.68)D2；11.高压调节阀阀座21和22的气动造型，在配合直径d2部位处的环形曲面半径R2R2＝(0.46～0.48)D2；12.高压调节阀阀碟23和24的全开启最大升程h2h2＝(0.32～0.34)D2；13.高压调节阀导向套筒25和26的下端外部直径D7D7＝(1.6～1.7)D2。
如图7所示，是本实用新型高压主汽调节阀一实施例的阀门内部气体流动状态，是经计算机数值模拟吹风试验得出的内部流场结构和流线分布示意图。
本实用新型提出的技术方案，不仅适用于如图5和图6所示的一个高压主汽阀与两个高压调节阀组合配置的联合进汽阀，同样适用于其它数量组合配置的联合进气阀或单独设计制造的独立阀，并且也适用于各种汽轮机中压阀门。
权利要求1.一种主要用于电站汽轮机的高压主汽调节阀，由一个高压主汽阀与两个高压调节阀组合构成；高压主汽阀与高压调节阀共用一个阀壳(20)，阀壳(20)的腔室由各自独立的一个高压主汽阀腔室和两个高压调节阀腔室串接而成，各腔室之间由通道相连接；高压主汽阀腔室临近高压调节阀腔室的一侧设置阀座(2)，阀座(2)的中心线上设置阀碟(3)；两个高压调节阀腔室下方分别设置阀座(21)和(22)，两个阀座(21)和(22)的中心线上分别设置阀碟(23)和(24)；阀座(2)、(21)和(22)的中心线上分别设置导向套筒(14)、(25)和(26)；阀壳(20)、阀座(2)、阀碟(3)以及导向套筒(14)的相关表面构成高压主汽阀气流通道；阀壳(20)、阀座(21)和(22)、阀碟(23)和(24)以及导向套筒(25)和(26)的相关表面分别构成两个高压调节阀气流通道；高压主汽阀腔室内还设置有蒸汽滤网(17)；其特征在于，阀壳(20)的高压主汽阀腔室为一个球形或近似球形的腔室，阀壳(20)的高压调节阀腔室为两个独立的椭球形腔室，各腔室之间由圆形通道相连接；高压调节阀阀座(21)和(22)分别与两个椭球形腔室的相关表面互相连接，构成两个高压调节阀气流通道的外壁面，高压调节阀带导流尾锥形阀碟(23)和(24)分别与导向套筒(25)和(26)的相关表面互相连接，构成两个高压调节阀气流通道的内壁面，外壁面与内壁面之间的通流截面面积沿气流方向收敛缩小，在阀座(21)和(22)的喉部直径D2和D3的上方，分别构成两个呈漏斗形的高压调节阀气流通道。
2.如权利要求1所述的高压主汽调节阀，其特征在于所述的高压主汽调节阀的各项技术特征参数之间存在一定的比例关系，其中高压调节阀阀座(21)的喉部直径D2为首选技术特征参数，其它技术特征参数均按照与首选技术特征参数之间给定的比例关系求取；首选技术特征参数和其它技术特征参数共同构成高压主汽调节阀气动造型技术方案；高压调节阀阀座(21)的喉部直径D2，即首选技术特征参数，按下列公式求取D2＝[(4Qi)/(πV2max)]1/2，上式中Qi为单阀容积流量，是已知的配套汽轮机阀门主蒸汽参数，单位为m3/s，上式中V2max为阀座喉部最大平均流速，是已知的配套汽轮机阀门选定参数，单位为m/s，取值范围为V2max＝80～110m/s。
3.如权利要求1或2所述的高压主汽调节阀，其特征在于所述的高压调节阀阀座(22)，与阀座(21)相同，技术特征参数为喉部直径D3，按下列比例关系求取D3＝D2。
4.如权利要求1或2所述的高压主汽调节阀，其特征在于所述的高压主汽阀阀座(2)，技术特征参数为喉部直径D1，按下列比例关系求取D1＝(1.95～2.05)D2。
5.如权利要求1或2所述的高压主汽调节阀，其特征在于所述的阀壳(20)的高压主汽阀腔室，技术特征参数为球形腔室的球半径SR1， 按下列比例关系求取SR1＝(2.6～2.8)D2。
6.如权利要求1或2所述的高压主汽调节阀，其特征在于所述的阀壳(20)的高压调节阀腔室，技术特征参数为椭球形腔室的长半轴长度a、短半轴长度b和短轴横截面圆直径D6，按下列比例关系求取a＝(2.4～2.6)D2，b＝(1.4～1.5)D2，D6＝2b＝(2.8～3.0)D2。
7.如权利要求1或2所述的高压主汽调节阀，其特征在于所述的阀壳(20)的高压主汽阀腔室与高压调节阀腔室之间的圆形连接通道，技术特征参数为通道直径D4，按下列比例关系求取D4＝(2.4～2.5)D2。
8.如权利要求1或2所述的高压主汽调节阀，其特征在于所述的阀壳(20)的两个高压调节阀腔室之间的圆形连接通道，技术特征参数为通道直径D5，按下列比例关系求取D5＝(2.2～2.3)D2。
9.如权利要求1或2所述的高压主汽调节阀，其特征在于所述的高压调节阀阀座(21)的喉部直径D2和阀座(22)的喉部直径D3均位于椭球形腔室长轴的下方，技术特征参数为喉部直径D2和D3与阀壳(20)水平中心线的距离H2，按下列比例关系求取H2＝(2.4～2.6)D2。
10.如权利要求1或2所述的高压主汽调节阀，其特征在于所述的高压调节阀带导流尾锥形阀碟(23)和(24)，技术特征参数为阀碟与阀座的接触线配合直径d2、阀碟气动造型在配合直径部位处的球面半径SR2和阀碟全开启最大升程h2，按下列比例关系求取d2＝(1.1～1.2)D2，SR2＝(0.65～0.68)D2，h2＝(0.32～0.34)D2。
11.如权利要求1或2所述的高压主汽调节阀，其特征在于所述的高压调节阀阀座(21)和(22)，技术特征参数为阀座气动造型在配合直径部位处的环形曲面半径R2，按下列比例关系求取R2＝(0.46～0.48)D2。
12.如权利要求1或2所述的高压主汽调节阀，其特征在于所述的高压调节阀导向套筒(25)和(26)，技术特征参数为下端外部直径D7，按下列比例关系求取D7＝(1.6～1.7)D2。
专利摘要本实用新型提出了一种主要用于电站汽轮机的高压主汽调节阀。其主要特征是，整体阀壳的高压调节阀部位，由两个椭球形腔室串接构成；两个调节阀的候部直径远离阀壳的水平中心线；两个调节阀的阀碟均为带导流尾锥形阀碟；以椭球形腔室和带导流尾锥形阀碟为主构成通流截面逐渐收敛的漏斗形调节阀气流通道；调节阀喉部直径为首选特征参数，其它特征参数均与调节阀喉部直径成比例。本实用新型的技术方案，通过重点改进和优化配置高压调节阀腔室和阀碟的气动造型，改善阀门内部流动状态，实现了总体压力损失小，并且抗振动性能良好的设计目的。
文档编号F01D17/10GK2782938SQ200420089110
公开日2006年5月24日 申请日期2004年8月27日 优先权日2004年8月27日
发明者徐克鹏, 崔永强, 蔡虎, 蒋洪德 申请人:北京全三维动力工程有限公司