Die Erfindung betrifft ein Einsitzventil mit Vorsteuerung, dessen Ventilkörper als Entlastungskolben ausgebildet ist und über ein Spindelsystem starr mit einem federbelasteten Servokolben verbunden ist.
Derartige Ventile sind insbesondere im Dampfturbinenbau als Einsatz-Regelventile bekannt. Sie werden als entlastete Ventile ausgeführt, was bedeutet, dass der Druck des Arbeitsmittels, in diesem Fall Hochdruckdampf, auf den als Ausgleichskolben gebauten Ventilkörper geleitet wird. Dies geschieht meistens durch ein Vorhubventil, das im Ventilkörper selbst angeordnet ist. Vor dem Öffnen des Hauptventils wird der Kolbenraum mit dem Raum stromabwärts nach dem Hauptventil verbunden, wodurch der Druck im Entlastungsraum abgesenkt wird. Durch diese Massnahme können die in Schliesstichtung durch die Druckdifferenz des Arbeitsmittels auf das Einsitzventil wirkenden Kräfte auf einen Bruchteil reduziert werden.
Dies erlaubt, die Ventilspindel dünner auszulegen, d. h. auch in Öffnungstichtung wirkende Kräfte bei voll offenem Ventil werden kleiner. Damit kann die notwendige Federkraft für das Schliessen des Turbinenventils bei Ausfall des Hydraulikdruckes kleiner gewählt werden.
Entlastete Ventile, insbesondere solche mit Vorhubventil, weisen den Vorteil auf, dass nur geringe Dimensionen für den Servomotor benötigt werden; hierdurch können Pumpen, Speicher sowie hydraulische oder elektro-hydraulische Servoventile kleiner ausgelegt werden; es werden Einsparungen an Investitionskosten und an hydraulischer Pumpenleistung erzielt.
Dem Ausgleich der Arbeitsmittelkräfte sind bei den bekannten Ausführungen jedoch Grenzen gesetzt, da die Notwendigkeit besteht, dass die Kräfte des Arbeitsmittels auf das als Kolben gebaute Hauptventil im ganzen Hubbereich in Schliessrichtung wirken, um den Kraftschluss zwischen Hauptventil und Spindel aufrechtzuerhalten. Ist dies nicht der Fall, so beginnt das Ventil zu rattern .
Ganz besonders im Hinblick auf die steigende Einheitsleistung von Arbeitsmaschinen liegt der Erfindung nunmehr die Aufgabe zugrunde, ein Ventil mit Vorsteuerung zu schaffen, welches eine beliebig weit ausgelegte Entlastung erlaubt bei gleichzeitiger Vermeidung der vorangeführten Nachteile.
Erfindungsgemäss wird die Aufgabe dadurch gelöst, dass über eine vom Ventilgehäuse getrennt angeordnete Vorsteuerung ein Kolbenraum oberhalb des Ventilkörpers mit Arbeitsmittel aus den Druckräumen stromaufwärts vom Ventilsitz und/oder stromabwärts vom Ventilsitz beaufschlagt ist, dass die Vorsteuerung einen Hilfsservokolben aufweist, dessen Kolbenraum mit dem Kolbenraum des Servokolbens verbunden ist, und dass ferner die im Kolbenraum oberhalb des Ventilkörpers vom Arbeitsmittel beaufschlagte Querschnittsfläche des Ventilkörpers grösser bemessen ist als die Querschnittsfläche des Ventilsitzes.
Neben dem bekannten Vorteil des Prinzipes der Vorsteuerung, nämlich genügend grosse Stellkräfte bei hinreichend kleiner Trägheit des Systems zu erhalten, ist der besondere Vorteil der Erfindung darin zu sehen, dass durch die beliebige Entlastung eine weitere Reduktion der hydraulischen Stelleistung erzielt wird. Es werden dadurch mässige Servomotorabmessungen möglich, die bekanntlich vorwiegend zur geringen Systemträgheit beitragen.
Dies ist insbesondere wichtig bei dem heutigen Trend der steigenden Einheitsleistung für Dampfturbinen, bei denen oftmals die Ventile sehr gross ausgelegt werden, um Druckverluste und somit Leistungsverluste zu vermindern; grosse Ventile erfordern jedoch grosse Stellkräfte und somit grossen Hydraulikaufwand.
Nach einer bevorzugten Ausführungsform kann das mit dem Hilfsservokolben der Vorsteuerung starr gekuppelte Vorsteuerventil ein Dreiwegeventil sein, dessen Ventilkörper mit zwei Drosselkegeln versehen ist, die derart gestaltet sind, dass bei mittlerer Hubstellung des Vorsteuerventils alle drei Durchflusswege offen sind. Ferner ist es zweckmässig, wenn die Konturen der Drosselkegel so bemessen sind, dass der sich in Funktion des Hubes des Vorsteuerventiles einstellende Druck im Ventilraum einen linearen Verlauf aufweist.
Zur weiteren Verbesserung der Systemstabilität ist es zweckmässig, wenn in der die Kolbenräume des Servokolbens und des Hilfsservokolbens verbindenden Leitung ein einstellbares Drosselorgan angeordnet ist.
Gemäss einer weiteren Ausgestaltung werden in einem gemeinsamen Ventilblock parallel zum Drosselorgan zwei Umgehungsleitungen vorgesehen, welche mittels federbelasteten Ventilen verschliessbar sind und die so bemessen sind, dass, falls eine der Umgehungsleitungen offen ist, die mit dem Drosselorgan eingestellte Verzögerung des Hilfsservokolbens unwirksam ist.
In der Zeichnung ist ein Ausführungsbeispiel der Erfindung schematisch dargestellt.
Es zeigen:
Fig. 1 einen Schnitt durch ein Einsitzventil für eine Dampfturbinenanlage mit baulich getrennter Vorsteuerung,
Fig. 2 einen Teilschnitt durch die Vorsteuerung,
Fig. 3 als bauliche Einheit eine einstellbare Drossel und zwei federbelastete Ventile.
Erfindungsunwesentliche Elemente wie beispielsweise Kolben- und Spindelführungen und -Dichtungen sind nur teilweise dargestellt.
In Fig. 1 ist innerhalb des Ventilgehäuses 1 die Strömungsrichtung des Arbeitsmediums, im vorliegenden Fall Hoch- druckdampf, mit Pfeilen dargestellt. Im Ventilgehäuse 1 ist ein Ventilsitz 2 der einfachsten möglichen Form eingelassen.
Selbstverständlich könnte dieser Ventilsitz noch mit Drosselkragen und Schlitzen zur Beeinflussung der Ventilcharakteristik Hub-Durchflussmenge oder des Vibrationsverhaltens ausgebildet sein. Der als Kolben ausgebildete Ventilkörper 3 ist in weit geöffneter Stellung dargestellt; strömungsseitig ist er mit einem Sitz 4 versehen, am anderen Ende starr mit der Ventilspindel 5 verbunden. Aus später noch zu erläuternden Gründen ist die Querschnittsfläche der Kolbenoberseite abzüglich derjenigen der Spindel 5 grösser bemessen als die Querschnittsfläche des Ventilsitzes 2.
Das Ventilgehäuse 1 wird mittels eines Verschlusses 6 abgeschlossen. Schematisch angedeutet ist die im Verschluss 6 eingesetzte Spindelführung 7, in welcher Entlastungsräume 8 und 9 angeordnet sind; diese sind jeweils über den Kanal 10 im Verschluss 6 und dem Druckanschluss 11 im Gehäuse 1 respektive über den Druckanschluss 12 im Verschluss 6 sowie über die Anschlüsse 11' und 12' mit anderen Drucksystemen verbunden. Die die Vorsteuerung 15 mit dem Einsitzventil verbindenden Druckleitungen 16, 17, 18 münden im Gehäuse 1 in die entsprechenden Anschlüsse 19, 20 21. Am Anschluss 19 herrscht der zuströmseitige Arbeitsmitteldruck pl, am Anschluss 20 der abströmseitige Arbeitsmitteldruck p2; über den Anschluss 21 und den Kanal 22 im Verschluss 6 wird dem Kolbenraum 23 Arbeitsmittel mit dem Druck ps zugeführt.
Die spielfreie Kupplung 24 verbindet die Ventilspindel 5 starr mit der Spindel 25 des Servokolbens 26. Der Servozylinder 27 ist über eine Laterne 28 mit dem Verschluss 6 starr verschraubt. Über Federmittel 29 - im vorliegenden Beispiel ein Paket Tellerfedern - wird eine Druckkraft auf den Servokolben 26 ausgeübt, und zwar in Schliessrichtung des Einsitzventiles. In Öffnungsrichtung wirkt der hydraulische Druck im Kolbenraum 30 auf den Servokolben 26. Die Art der Steuerung des Servosystems ist erfindungsunwesentlich; schematisch dargestellt ist eine an und für sich bekannte elektro-hydrau lische Steuerung.
Die Leitung 31 ist mit der Druckseite einer nicht gezeigten Hydraulikpumpe, die beliebig wählbaren Druck liefert, verbunden. 32 zeigt einen elektronischen Stellungsregler, der das elektrische Signal 33 des Hubgebers 34 mit dem Soll-Signal 35 vergleicht und über das Ausgangssignal 36 das elektrohydraulische Ventil 37 steuert. Dieses Servoventil 37 verbindet den Kolbenraum 30 entweder mit der Hydraulikpumpe oder mit dem druckfreien Rücklauf 38 und steuert so in bekannter Art den Druck unter dem Servokolben 26, bis die gewünschte Ventilstellung - d. h. die Übereinstimmung zwischen den Signalen 35 und 33 - erreicht ist.
Die baulich voneinander getrennten Elemente, nämlich das Einsitzventil mit Hauptsteuerung und die Vorsteuerung 15 weisen neben den bereits aufgeführten Verbindungsleitungen 16, 17, 18 noch eine weitere Verbindungsleitung 39 mit einem Drosselorgan 42 auf, welche den Kolbenraum 30 des Servokolbens 26 mit dem Kolbenraum 40 des Hilfsservokolbens 41 verbindet. Letzterer betätigt über das Spindelsystem - Spindel 43, starre Kupplung 44, Ventilspindel 45 - das eigentliche Vorsteuerventil 46, im vorliegenden Fall ein Dreiwegeventil.
Drei den Leitungen 16, 17, 18 entsprechende Druckanschlüsse münden im Gehäuse 47 in den Ventilraum 48, wobei dessen Zugang über Steuerkanten 49, 50, mit welchen in das Gehäuse 47 eingesetzte Büchsen 51, 52 versehen sind, geregelt werden kann. Die Führung der Spindel 45 geschieht wiederum in einer nur angedeuteten Spindelführung 53, die mit Entlastungsräumen 54, 55 versehen ist. Diese Entlastungsräume sowie die mit ihnen über die Leitungen 13, 14 verbundenen Entlastungsräume 8, 9 der Ventilspindel 5 sind eigentlich erfindungsunwesentlich; sie dienen lediglich als Sammelbecken für Leckagedampf und werden über die Anschlüsse 11' respektive 12' einem System tieferen Druckes zugeführt.
So kann beispielsweise über den Anschluss 11' Leckagearbeitsmittel in eine Turbinenstufe tieferen Druckes zurückgeführt werden, womit die durch Leckage bedingten Leistungsverluste gering gehalten werden; der Anschluss 12' wird vorzugsweise mit einem Stopfbüchsen-Absaugsystem verbunden.
Das Vorsteuerventil 46 besitzt am Ventilkopf den Steuerkanten 49, 50 gegenüberliegende Sitze 56, 57, welche in der später zu beschreibenden Fig. 2 deutlicher erkennbar sind.
Der federbelastete Hilfsservokolben 41 gleitet im Zylinder 58, der über die Laterne 59 mit dem Gehäuse 47 fest verbunden ist. Die Feder 60 wirkt auf den Hilfskolben 41 in Richtung Steuerkante 49 öffnen, Steuerkante 50 schliessen ; in Gegenrichtung wirkt der hydraulische Druck im Kolbenraum 40.
Die Wirkungsweise der Erfindung wird nachstehend an einer Änderung der Ventilstellung aus einer Gleichgewichtslage heraus beschrieben; dabei wird zunächst auf die Funktionsweise des einstellbar ausgeführten Drosselorgans 42 in der Verbindungsleitung 39 verzichtet.
Wird beispielsweise eine Reduktion der Ventilöffnung verlangt, dann wird in bekannter Weise durch die Servosteuerung 32/37 der Druck im Kolbenraum 30 abgesenkt, die Federmittel 29 schieben den Ventilkörper 3 in Richtung auf den Ventilsitz 2, bis die geforderte Ventilstellung erreicht ist, d. h. bis die Signale 35 und 33 übereinstimmen. Der geänderte Druck im Kolbenraum 30, der nunmehr auch im Kolbenraum 40 herrscht, bewirkt mit Verzögerung auch eine Verschiebung des Hilfsservokolbens 41 und damit des Vorsteuerventiles 46; und zwar wird bei fallendem Druck das Vorsteuerventil 46 dem durchströmten Querschnitt gegenüber dem Sitz 49 vergrössert und gegenüber dem Sitz 50 verkleiner.
Der Druck ps im Ventilraum 48 und damit auch im Kolbenraum 23 wird sich entsprechend der Änderung des Verhältnisses der beiden Sitzquerschnitte 49 und 50 mehr dem Vordruck pl annähern; der Druck im Kolbenraum 23 wird ansteigen und mit seiner vergrösserten Kraft auf den Kolben 3 die Schliesskraft der Federmittel 29 unterstützen. Als Folge dieser Wirkung des Vorsteuerventils 46 wird der hydraulische Druck unter dem Servokolben 26 in der neuen Gleichgewichtslage wieder etwas ansteigen, bis das Kräftegleichgewicht zwischen Federmittel 29, hydraulischem Schub auf Servokolben 26 und Dampfkräfte auf den Ventilkörper 3 bei der gewünschten Soll-Stellung des Einsitzventils wieder erreicht ist.
Die Wirkungslinie - Druck auf Servokolben 26, Hub des Hilfsservokolbens 41, Stellung des Vorsteuerventils 46, Druck ps im Kolbenraum 23 und dessen Rückwirkung auf den Servodruck (der durch den Steuerbefehl 36 dauernd korrigiert wird, bis die Differenz der Signale 35/33 zu Null wird) - ergibt einen untergeordneten Regelkreis, der letzten Endes den Druck im Kolbenraum 30 regelt. Die Vorsteuerung 41/46 übernimmt in diesem Sinne die Funktion eines Proportional-Reglers. Die Sollwert-Einstellung für den geregelten hydraulischen Servodruck erfolgt über die einstellbare Vorspannung der Feder 60.
Dieser Sollwert kann vorzugsweise so gewählt werden, dass der hydraulische Servodruck etwa in die Mitte zwischen dem Druck der Anspeisung (Leitung 31) und dem Ablaufdruck (Leitung 38) zu liegen kommt.
Eine andere denkbare Einstellung wäre die, bei welcher der Druck im Kolbenraum 30 im Mittel etwas tiefer zu liegen kommt, als er sich als Folge der Charakteristik der Federmittel 29 ohne jede Dampfkraft einstellen würde. Dann hätte die infolge möglicher Druckschwingungen in der Drosselstelle des Einwegventiles durch axiale Wechselspannungen beanspruchte Ventilspindel 5 im Mittel eine leichte Druckvorspannung, was die Gefahr von Wechseldrücken reduziert.
Es ist offensichtlich, dass vor allem mit der erstgenannten Einstellung der Servomotor in jeder Gleichgewichtslage in beiden Verstellrichtungen die grösstmögliche Kraftreserve besitzt und damit in der Lage ist, schnelle Ventilbewegungen zunächst ohne Hilfe des Vorsteuerventils 46 einzuleiten. Hierdurch wird es möglich, den Servomotor (26, 27, 29, 30) und das Servoventil 37 kleiner auszulegen und zudem auch mit kleinerer Pumpenleistung auszukommen.
Es ist nun jedoch bekannt, dass Systeme wie der beschriebene, der Ventilstellungsregelung untergeordnete Regelkreis zusammen mit der Stellungsregelung zu Pendelungen neigen können. Diese Gefahr würde vor allem dann bestehen, wenn die Wirkung des Hubes des Vorsteuerventils 46 auf den Druck ps zu stark wäre, d. h. wenn schon kleinste Hubänderungen den Druck ps über den vollen Bereich zwischen den Grenzen pl und p2 ändern würden. Die Verstärkung des Hilfs-Regelkreises für den Servodruck darf deshalb nicht zu gross gewählt werden. Eine bevorzugte Lösungsmöglichkeit wird in der
Gestaltung des Ventilkörpers des Vorsteuerventils 46 gesehen, wie in Fig. 2 dargestellt.
Gleiche Elemente wie in Fig. 1 sind mit denselben Bezugszeichen versehen. Die Strömungsrichtung des Arbeitsmittels, das im vorliegenden Fall den Druckräumen des Einsatzventiles entnommener Hochdruckdampf ist, ist mit Pfeilen dargestellt; diesen sind die Bezugszeichen für die in den entsprechenden Räumen herrschenden Drücke zugeordnet.
Im Gehäuse 47 sind die Büchsen 51, 52 eingelassen, in die die Steuerkanten 49, 50 eingearbeitet sind. Der zylindrische
Teil des Ventilkörpers ist mit entsprechenden Sitzen 56, 57 versehen und setzt sich beidseitig in den Drosselkegeln 61, 62 fort. Deren Gestaltung ist so gewählt, dass in Mittelstellung des Dreiwegeventils beide Drosselkegel 61, 62 gegenüber den
Steuerkanten 49, 50 in teilweise offener Stellung sind, d. h., es stellt sich ein Durchfluss des Arbeitsmittels ein. Dabei wird der
Druck ps im Ventilraum 48 einen Wert zwischen den beiden
Drücken pl und p2 einnehmen, welcher abhängig ist vom
Verhältnis des Zuströmquerschnittes Drosselkegel 61/Steuer kante 49 plus Kolbenleckage am Ventilkörper 3 zum
Abströmquerschnitt Drosselkegel 62/Steuerkante 50.
Durch geeignete Profilierung dieser Drosselkegel 61, 62 ist es möglich, einen einigermassen linearen Verlauf des Zwischendruckes ps in Funktion des Hubes des Vorsteuerventils 46 einzustellen.
Das Vorsteuerventil 46 ist in der Fig. 2 in der Lage eingezeichnet, die es bei ganz geschlossenem Einsitzventil einnehmen wurde. Der in den Kolbeuräumen 30 und 40 (Fig. 1) herrschende Hydraulikdruck entspricht dabei dem Minimaldruck, d. h. dem Ablaufdruck in der Leitung 38. Das Vorsteuerventil 46 liegt mit seinem Sitz 57 dicht auf der Steuerkante 50 der Büchse 52. Das geschlossene Einsitzventil ist dann auch im Vorsteuerventil 46 gegen den Abströmraum mit dem dort herrschenden Druck p2 dicht.
Beim geschlossenen Ventil übt der Druck pl eine Kraft in öffnender Richtung auf die freistehende Ringfläche 4' des Ventilkörpers aus. Derselbe Druck herrscht im Kolbenraum 23. Um nun das Einsitzventil zu öffnen, wird der Kolbenraum 23 entlastet, das heisst, mit dem Druckraum stromabwärts vom Ventilsitz 2 verbunden. Der sich einstellende Druck ps kann jedoch nicht den Wert p2 einnehmen, da durch Leckage am Ventilkörper 3 Arbeitsmittel vom Druck pl in den Raum 23 eindringt. Um den Hydraulikdruck im Servomotor (26, 27, 29, 30) beim Öffnungsvorgang in vernünftigen Grenzen zu halten, ist man auf die Dampflcraft auf die Kreisringfläche 4' angewiesen. Aus diesem Grunde ist der Sitzquerschnitt 4 des Ventilkörpers 3 kleiner bemessen als die wirksame Kolbenfläche im Raum 23.
Eine weitere Massnahme zur Verbesserung der Stabilität des Systemes kann durch Einbau der Einstelldrossel 42 (Fig. 1) in die Verbindungsleitung 39 zwischen Hauptventil und Vorsteuerung 15 ergriffen werden. Die Drossel 42 verlangsamt die Hubbewegung des Vorsteuerventils 46 und damit die Änderungsgeschwindigkeit des Druckes ps. Diese bessere Stabilität wird jedoch durch den Nachteil erkauft, dass schnelle Ventilbewegungen nur noch innerhalb gewisser Hübe aus einer Gleichgewichtsstellung heraus möglich wären, es sei denn, die Kraftreserve des Servomotors (26, 27, 29, 30) würde vergrössert. Damit würde jedoch der Vorteil der Erfindung, nämlich kleine Servomotoren mit mässigen Hydraulikdrücken und kleinen Federkräften, weitgehend zunichte gemacht.
In weiterer Ausgestaltung des Erfindungsgedankens kann dieser Nachteil der einfachen Drossel 42 mit der in Fig. 3 gezeigten Zusatzeinrichtung umgangen werden.
In der Verbindungsleitung 39 sind in einem gemeinsamen Ventilblock 63, 63i, 63" neben der einstellbaren Drossel 42 zwei zusätzliche federbelastete Ventile angeordnet. Die im Ventilblock 63 eingelassenen Bohrungen 64 und 65 sind unmittelbar mit je einem Ende der Leitung 39 verbunden. In zwei Zylinderräumen 66 und 67 gleiten jeweils zwei Kolben 68 resp. 69. Die mit der Einstellschraube 70 vorgespannte Feder 71 drückt den Kolben 68 auf den Sitz 72. Der Kolben 69 wird durch die mit der Einstellschraube 73 eingestellte Feder 74 vom Sitz 75 weggedrückt. Die Zylinderräume 66 und 67 sind durch die Bohrungen 76 mit einem Ablauf 77 verbunden. Der in der Bohrung 64 herrschende Druck wirkt auf die Kolben 68 und 69 gegen die Wirkung der Federn 71 und 74.
Wenn nun der Druck im linken Teil der Leitung 39 ansteigt, entsprechend einem Druckanstieg im Kolbenraum 30 des Servomotors, dann hebt der Kolben 68 vom Sitz 72 ab und öffnet einen Bypass zur Drossel 42; damit wird eine schnelle Nachstellung des Vorsteuerventiles 46 möglich; ps fällt rasch und eine schnelle Ventilöffnung ist trotz der Drossel 42 und kleiner Auslegung des Servomotors (26, 27, 29, 30) möglich.
Wenn in umgekehrter Richtung ein schnelles Schliessen des Einsatzventiles erwünscht ist, so würde der Druck unter den mit der Feder 74 eingestellten Öffnungspunkt des Kolbenventils 69 fallen; dieses hebt vom Sitz 75 ab, und auch in diesem Fall wird ein gross dimensionierter Umgehungsweg um die Drossel 42 geöffnet. Es wird demnach auch in diesem Fall eine schnelle Verstellung des Vorsteuerventils 42 - jetzt zur Vergrösserung des Druckes p - erfolgen und damit eine schnelle Schliessbewegung des Einsitzventiles ermöglichen.
Für die Einstellung der Feder-Vorspannschrauben 70 bzw.
73 sind vorzugsweise folgende Grenzen gesetzt: Die Feder 71 soll so vorgespannt werden, dass der Kolben 68 über etwa 75 bis 85% des minimalen hydraulischen Speisedruckes (Leitung 31) geöffnet ist. Entsprechend soll die Feder 74 so eingestellt werden, dass der Kolben 69 unter 15 bis 25% desselben Speisedruckes geöffnet bleibt.
Je nach Verwendungszweck des Einsitzventiles kann die beschriebene Servosteuerung mit nur einer Drossel 42, mit einem oder mit beiden der beschriebenen Umgehungsventile ausgerüstet sein. Falls aus irgendeinem Grunde die Durchflussrichtung durch das Einsitzventil umgekehrt gewählt werden sollte, also entgegen der in Fig. 1 gezeigten Strömungsrichtung, so kann trotzdem die Servosteuerung praktisch unverändert beibehalten werden. Es sind dann lediglich die Verbindungsleitungen 16 und 17 von der Vorsteuerung 15 zu den Anschlüssen 19 und 20 des Ventilgehäuses 1 zu vertauschen.
Zu erwähnen bleibt in diesem Falle allerdings, dass das geschlossene Ventil nicht mehr dicht ist; um das Ventil geschlossen zu halten, muss der Druck im Kolbenraum 23 auf dem maximalen Wert gehalten werden, wodurch die Kolbenleckage am Ventilkörper 3 als Leckage in den nunmehr abströmseitigen Raum wegfliessen würde.
Im beschriebeben Beispiel wurde der Steuersinn des Servomotors (26, 27, 29, 30) so gewählt, dass bei Ausfall des Hydraulikdruckes die Federmittel 29 das Ventil schliessen, wie dies bei Turbinen-Regelventilen üblich ist. Es könnte bei anderen Anwendungen des Einsitzventils aus Sicherheitsgründen der umgekehrte Fall verlangt werden, nämlich, dass die Federmittel das Ventil bei Ausfall der Hydraulikpumpe öffnen.
Dann wären als einzige Massnahme die zwei Zylinder 27 und 58 umzukehren und das System würde wieder funktionieren wie vorstehend beschrieben. Lediglich die Vorzeichen müssten in der Überlegung umgekehrt werden: Um das Ventil zu schliessen, müsste die Servosteuerung 32/34/37 so angeordnet werden, dass der Hydraulikdruck steigt; steigender Hydraulikdruck würde durch die jetzt wieder gleiche Bewe gnngsrichtung des Vorsteuerventiles 46 den Druck ps im Kolbenraum 30 ansteigen lassen, wodurch die Wirkung des steigenden Hydraulikdruckes unterstützt würde.
Selbstverständlich ist die Erfindung nicht auf die Anwendung bei Hochdruck-Dampfturbinen beschränkt. Sie kann überall dort verwendet werden, wo es aus wirtschaftlichen Gründen zweckmässig ist, ein Servosystem für den Antrieb eines Regelventils mit geringer hydraulischer Leistung zu bauen, und wenn diese Ventile im geschlossenen Zustand dicht sein müssen, also im Prinzip immer dann, wenn grössere entlastete Einsitzventile Anwendung finden.
PATENTANSPRUCH 1
Einsitzventil mit Vorsteuerung, dessen Ventilkörper (3) als Entlastungskolben ausgebildet ist und über ein Spindelsystem (5, 24, 25) starr mit einem federbelasteten Servokolben (26) verbunden ist, dadurch gekennzeichnet, dass über eine vom Ventilgehäuse (1) getrennt angeordnete Vorsteuerung (15) ein Kolbenraum (23) oberhalb des Ventilkörpers (3) mit Arbeitsmittel aus den Druckräumen stromaufwärts vom Ventilsitz (2) und/oder stromabwärts vom Ventilsitz (2) beaufschlagt ist, dass die Vorsteuerrung (15) einen Hilfsservokolben (41) aufweist, dessen Kolbenraum (40) mit dem Kolbenraum (30) des Servokolbens (26) verbunden ist,
und dass ferner die im Kolbenraum (23) oberhalb des Ventilkörpers (3) vom Arbeitsmittel beaufschlagte Querschnittsfläche des Ventilkörpers (3) grösser bemessen ist als die Querschnittsfläche des Ventilsitzes (2).
**WARNUNG** Ende DESC Feld konnte Anfang CLMS uberlappen**.
The invention relates to a single-seat valve with pilot control, the valve body of which is designed as a relief piston and is rigidly connected to a spring-loaded servo piston via a spindle system.
Such valves are known, in particular, as insert control valves in steam turbine construction. They are designed as relieved valves, which means that the pressure of the working medium, in this case high-pressure steam, is directed to the valve body, which is built as a compensating piston. This is usually done by a pre-stroke valve that is arranged in the valve body itself. Before the main valve is opened, the piston space is connected to the space downstream of the main valve, as a result of which the pressure in the relief space is reduced. This measure enables the forces acting on the single-seat valve in the closing direction due to the pressure difference of the working medium to be reduced to a fraction.
This allows the valve stem to be made thinner, i.e. H. Forces acting in the opening direction when the valve is fully open are also reduced. This means that the spring force required to close the turbine valve in the event of a hydraulic pressure failure can be selected to be smaller.
Relieved valves, especially those with a pre-stroke valve, have the advantage that only small dimensions are required for the servomotor; This means that pumps, accumulators and hydraulic or electro-hydraulic servo valves can be made smaller; savings in investment costs and hydraulic pump performance are achieved.
In the known designs, however, there are limits to the balancing of the working medium forces, since there is a need for the forces of the working medium to act on the main valve constructed as a piston in the closing direction over the entire stroke range in order to maintain the frictional connection between the main valve and spindle. If this is not the case, the valve begins to rattle.
Particularly in view of the increasing unit performance of work machines, the invention is now based on the object of creating a valve with pilot control which allows relief of any size while avoiding the disadvantages mentioned above.
According to the invention, the object is achieved in that a piston chamber above the valve body is acted upon with working medium from the pressure chambers upstream of the valve seat and / or downstream of the valve seat via a pilot control arranged separately from the valve housing, that the pilot control has an auxiliary servo piston, the piston chamber of which with the piston chamber of the Servo piston is connected, and that furthermore the cross-sectional area of the valve body acted upon by the working medium in the piston space above the valve body is dimensioned to be larger than the cross-sectional area of the valve seat.
In addition to the well-known advantage of the principle of pilot control, namely to obtain sufficiently large actuating forces with a sufficiently small inertia of the system, the particular advantage of the invention is to be seen in the fact that a further reduction in the hydraulic actuating power is achieved through any relief. As a result, moderate servomotor dimensions are possible, which, as is well known, mainly contribute to the low system inertia.
This is particularly important in the current trend of increasing unit power for steam turbines, in which the valves are often designed to be very large in order to reduce pressure losses and thus power losses; However, large valves require large actuating forces and thus large hydraulic outlay.
According to a preferred embodiment, the pilot valve rigidly coupled to the auxiliary servo piston of the pilot control can be a three-way valve, the valve body of which is provided with two throttle cones, which are designed in such a way that all three flow paths are open when the pilot valve is in the middle stroke position. It is also expedient if the contours of the throttle cones are dimensioned in such a way that the pressure in the valve chamber which is established as a function of the stroke of the pilot valve has a linear profile.
To further improve the system stability, it is useful if an adjustable throttle element is arranged in the line connecting the piston chambers of the servo piston and the auxiliary servo piston.
According to a further embodiment, two bypass lines are provided in a common valve block parallel to the throttle element, which can be closed by means of spring-loaded valves and which are dimensioned such that, if one of the bypass lines is open, the delay of the auxiliary servo piston set with the throttle element is ineffective.
An exemplary embodiment of the invention is shown schematically in the drawing.
Show it:
1 shows a section through a single-seat valve for a steam turbine system with a structurally separate pilot control,
2 shows a partial section through the pilot control,
3 shows an adjustable throttle and two spring-loaded valves as a structural unit.
Elements that are not essential to the invention, such as piston and spindle guides and seals, are only partially shown.
In FIG. 1, the direction of flow of the working medium, in the present case high-pressure steam, is shown with arrows within the valve housing 1. A valve seat 2 of the simplest possible form is let into the valve housing 1.
Of course, this valve seat could also be designed with a throttle collar and slots for influencing the valve characteristic, stroke, flow rate or the vibration behavior. The valve body 3 designed as a piston is shown in the wide open position; On the flow side it is provided with a seat 4, at the other end it is rigidly connected to the valve spindle 5. For reasons to be explained later, the cross-sectional area of the piston top minus that of the spindle 5 is dimensioned to be larger than the cross-sectional area of the valve seat 2.
The valve housing 1 is closed by means of a closure 6. The spindle guide 7 inserted in the lock 6, in which relief spaces 8 and 9 are arranged, is indicated schematically; these are each connected to other pressure systems via the channel 10 in the closure 6 and the pressure connection 11 in the housing 1 or via the pressure connection 12 in the closure 6 and via the connections 11 'and 12'. The pressure lines 16, 17, 18 connecting the pilot control 15 to the single-seat valve open into the corresponding connections 19, 20 21 in the housing 1. At connection 19, the working medium pressure p1 prevails at connection 19, and working medium pressure p2 at connection 20; Working medium at pressure ps is fed to piston chamber 23 via connection 21 and channel 22 in closure 6.
The backlash-free coupling 24 rigidly connects the valve spindle 5 to the spindle 25 of the servo piston 26. The servo cylinder 27 is rigidly screwed to the closure 6 via a lantern 28. A compressive force is exerted on the servo piston 26 via spring means 29 - in the present example a package of disk springs - in the closing direction of the single-seat valve. In the opening direction, the hydraulic pressure in the piston chamber 30 acts on the servo piston 26. The type of control of the servo system is not essential to the invention; schematically shown is an electro-hydraulic control system known per se.
The line 31 is connected to the pressure side of a hydraulic pump, not shown, which supplies any pressure that can be selected. 32 shows an electronic position controller which compares the electrical signal 33 of the stroke transmitter 34 with the setpoint signal 35 and controls the electrohydraulic valve 37 via the output signal 36. This servo valve 37 connects the piston chamber 30 either with the hydraulic pump or with the pressure-free return 38 and thus controls the pressure under the servo piston 26 in a known manner until the desired valve position - i. H. the correspondence between signals 35 and 33- is reached.
The structurally separate elements, namely the single-seat valve with the main control and the pilot control 15, have, in addition to the connecting lines 16, 17, 18 already listed, a further connecting line 39 with a throttle element 42, which connects the piston chamber 30 of the servo piston 26 with the piston chamber 40 of the auxiliary servo piston 41 connects. The latter actuates the actual pilot valve 46, in the present case a three-way valve, via the spindle system - spindle 43, rigid coupling 44, valve spindle 45.
Three pressure connections corresponding to the lines 16, 17, 18 open into the valve chamber 48 in the housing 47, the access of which can be regulated via control edges 49, 50 with which bushings 51, 52 inserted into the housing 47 are provided. The spindle 45 is again guided in a spindle guide 53, which is only indicated and which is provided with relief spaces 54, 55. These relief spaces and the relief spaces 8, 9 of the valve spindle 5 connected to them via the lines 13, 14 are actually not essential to the invention; they only serve as a collecting basin for leakage steam and are fed to a system of lower pressure via the connections 11 'and 12' respectively.
Thus, for example, leakage working fluid can be returned to a turbine stage of lower pressure via connection 11 ', whereby the power losses caused by leakage are kept low; the connection 12 'is preferably connected to a gland suction system.
The pilot valve 46 has on the valve head seats 56, 57 opposite the control edges 49, 50, which can be seen more clearly in FIG. 2 to be described later.
The spring-loaded auxiliary servo piston 41 slides in the cylinder 58, which is firmly connected to the housing 47 via the lantern 59. The spring 60 acts on the auxiliary piston 41 in the direction of opening the control edge 49, closing the control edge 50; The hydraulic pressure in the piston chamber 40 acts in the opposite direction.
The mode of operation of the invention is described below using a change in the valve position from an equilibrium position; In this case, the functioning of the adjustable throttle element 42 in the connecting line 39 is initially dispensed with.
If, for example, a reduction in the valve opening is required, the pressure in the piston chamber 30 is lowered in a known manner by the servo control 32/37, the spring means 29 push the valve body 3 in the direction of the valve seat 2 until the required valve position is reached, i.e. H. until signals 35 and 33 match. The changed pressure in the piston chamber 30, which now also prevails in the piston chamber 40, also causes, with a delay, a displacement of the auxiliary servo piston 41 and thus the pilot valve 46; in fact, when the pressure drops, the pilot valve 46 is enlarged in relation to the cross section through which the flow passes in relation to the seat 49 and is made smaller in relation to the seat 50.
The pressure ps in the valve chamber 48 and thus also in the piston chamber 23 will, in accordance with the change in the ratio of the two seat cross-sections 49 and 50, more closely approximate the admission pressure pl; the pressure in the piston chamber 23 will increase and, with its increased force on the piston 3, support the closing force of the spring means 29. As a result of this action of the pilot valve 46, the hydraulic pressure under the servo piston 26 in the new equilibrium position will again increase slightly until the balance of forces between the spring means 29, hydraulic thrust on the servo piston 26 and steam forces on the valve body 3 at the desired position of the single-seat valve again is reached.
The line of action - pressure on servo piston 26, stroke of auxiliary servo piston 41, position of pilot valve 46, pressure ps in piston chamber 23 and its effect on the servo pressure (which is continuously corrected by control command 36 until the difference in signals 35/33 becomes zero ) - results in a subordinate control loop which ultimately regulates the pressure in piston chamber 30. In this sense, the pilot control 41/46 takes on the function of a proportional controller. The setpoint setting for the regulated hydraulic servo pressure takes place via the adjustable preload of the spring 60.
This setpoint value can preferably be selected so that the hydraulic servo pressure is approximately in the middle between the pressure of the feed (line 31) and the discharge pressure (line 38).
Another conceivable setting would be that in which the pressure in the piston chamber 30 is on average somewhat lower than it would be set as a result of the characteristics of the spring means 29 without any steam force. Then the valve spindle 5, which is stressed by axial alternating stresses as a result of possible pressure oscillations in the throttle point of the one-way valve, would have a slight pressure prestress on average, which reduces the risk of alternating pressures.
It is obvious that, especially with the first-mentioned setting, the servomotor has the greatest possible power reserve in each position of equilibrium in both adjustment directions and is thus able to initiate rapid valve movements initially without the aid of the pilot valve 46. This makes it possible to design the servo motor (26, 27, 29, 30) and the servo valve 37 to be smaller and also to get by with a smaller pump output.
It is now known, however, that systems like the one described, the control loop which is subordinate to the valve position control, together with the position control, can tend to oscillate. This danger would exist above all if the effect of the stroke of the pilot control valve 46 on the pressure ps were too strong; H. if even the smallest changes in stroke would change the pressure ps over the full range between the limits pl and p2. The gain of the auxiliary control loop for the servo pressure must therefore not be selected too large. A preferred solution is in the
Design of the valve body of the pilot valve 46 as shown in FIG.
The same elements as in FIG. 1 are provided with the same reference symbols. The direction of flow of the working medium, which in the present case is high-pressure steam withdrawn from the pressure chambers of the insert valve, is shown with arrows; these are assigned the reference symbols for the pressures prevailing in the corresponding spaces.
In the housing 47, the bushings 51, 52 are embedded, in which the control edges 49, 50 are incorporated. The cylindrical one
Part of the valve body is provided with corresponding seats 56, 57 and continues on both sides in the throttle cones 61, 62. Their design is chosen so that in the middle position of the three-way valve, both throttle cones 61, 62 opposite the
Control edges 49, 50 are in a partially open position, i. That is, a flow of the working medium is established. The
Pressure ps in valve chamber 48 has a value between the two
Press pl and p2 take, which depends on
Ratio of the inflow cross section throttle cone 61 / control edge 49 plus piston leakage on the valve body 3 to
Flow cross-section of throttle cone 62 / control edge 50.
By suitably profiling these throttle cones 61, 62, it is possible to set a somewhat linear course of the intermediate pressure ps as a function of the stroke of the pilot valve 46.
The pilot valve 46 is shown in FIG. 2 in the position that it would assume when the single-seat valve was completely closed. The hydraulic pressure prevailing in the piston chambers 30 and 40 (FIG. 1) corresponds to the minimum pressure, i.e. H. the outlet pressure in the line 38. The pilot valve 46 lies with its seat 57 tightly on the control edge 50 of the sleeve 52. The closed single-seat valve is then also tight in the pilot valve 46 against the outlet chamber with the pressure p2 prevailing there.
When the valve is closed, the pressure p1 exerts a force in the opening direction on the free-standing annular surface 4 'of the valve body. The same pressure prevails in the piston chamber 23. In order to now open the single-seat valve, the piston chamber 23 is relieved, that is, it is connected to the pressure chamber downstream of the valve seat 2. The pressure ps that is established cannot, however, assume the value p2, since working medium penetrates from the pressure p1 into the space 23 through leakage at the valve body 3. In order to keep the hydraulic pressure in the servo motor (26, 27, 29, 30) within reasonable limits during the opening process, one is dependent on the steam craft on the circular ring surface 4 '. For this reason, the seat cross section 4 of the valve body 3 is dimensioned smaller than the effective piston area in the space 23.
Another measure to improve the stability of the system can be taken by installing the adjusting throttle 42 (FIG. 1) in the connecting line 39 between the main valve and the pilot control 15. The throttle 42 slows down the stroke movement of the pilot valve 46 and thus the rate of change of the pressure ps. This better stability, however, comes at the price of the disadvantage that rapid valve movements would only be possible within certain strokes from an equilibrium position, unless the power reserve of the servomotor (26, 27, 29, 30) was increased. However, this would largely negate the advantage of the invention, namely small servomotors with moderate hydraulic pressures and small spring forces.
In a further embodiment of the inventive concept, this disadvantage of the simple throttle 42 can be avoided with the additional device shown in FIG. 3.
Two additional spring-loaded valves are arranged in the connecting line 39 in a common valve block 63, 63i, 63 ″ next to the adjustable throttle 42. The bores 64 and 65 embedded in the valve block 63 are each connected directly to one end of the line 39 and 67 each slide two pistons 68 and 69, respectively. The spring 71 preloaded with the adjusting screw 70 presses the piston 68 onto the seat 72. The piston 69 is pushed away from the seat 75 by the spring 74 adjusted with the adjusting screw 73. The cylinder chambers 66 and 67 are connected to an outlet 77 through the bores 76. The pressure prevailing in the bore 64 acts on the pistons 68 and 69 against the action of the springs 71 and 74.
If the pressure in the left part of the line 39 rises, corresponding to a pressure increase in the piston chamber 30 of the servomotor, the piston 68 lifts off the seat 72 and opens a bypass to the throttle 42; This enables the pilot valve 46 to be readjusted quickly; ps falls quickly and rapid valve opening is possible despite the throttle 42 and the small design of the servo motor (26, 27, 29, 30).
If, in the opposite direction, rapid closure of the insert valve is desired, the pressure would fall below the opening point of the piston valve 69 set with the spring 74; this lifts off the seat 75, and in this case too a large bypass path around the throttle 42 is opened. In this case too, a rapid adjustment of the pilot valve 42 - now to increase the pressure p - will therefore take place and thus enable a rapid closing movement of the single-seat valve.
For setting the spring pre-tensioning screws 70 resp.
73, the following limits are preferably set: The spring 71 should be pretensioned in such a way that the piston 68 is open to about 75 to 85% of the minimum hydraulic feed pressure (line 31). Accordingly, the spring 74 should be adjusted so that the piston 69 remains open at 15 to 25% of the same feed pressure.
Depending on the intended use of the single-seat valve, the servo control described can be equipped with only one throttle 42, with one or both of the bypass valves described. If, for whatever reason, the direction of flow through the single-seat valve should be selected to be reversed, that is to say opposite to the direction of flow shown in FIG. 1, the servo control can nevertheless be retained practically unchanged. Then only the connecting lines 16 and 17 from the pilot control 15 to the connections 19 and 20 of the valve housing 1 have to be exchanged.
In this case, however, it should be mentioned that the closed valve is no longer tight; in order to keep the valve closed, the pressure in the piston chamber 23 must be kept at the maximum value, whereby the piston leakage at the valve body 3 would flow away as a leak into the space that is now downstream.
In the example described, the control direction of the servomotor (26, 27, 29, 30) was selected so that the spring means 29 close the valve if the hydraulic pressure fails, as is usual with turbine control valves. In other applications of the single-seat valve, the reverse case could be required for safety reasons, namely that the spring means open the valve if the hydraulic pump fails.
Then the only measure would be to reverse the two cylinders 27 and 58 and the system would function again as described above. Only the signs would have to be reversed in the consideration: To close the valve, the servo control 32/34/37 would have to be arranged so that the hydraulic pressure increases; Increasing hydraulic pressure would cause the pressure ps in the piston chamber 30 to increase due to the now same movement direction of the pilot valve 46, whereby the effect of the increasing hydraulic pressure would be supported.
Of course, the invention is not restricted to use in high-pressure steam turbines. It can be used wherever, for economic reasons, it is advisable to build a servo system to drive a control valve with low hydraulic power, and when these valves have to be tight when closed, i.e. in principle whenever larger unloaded single-seat valves Find application.
PATENT CLAIM 1
Single-seat valve with pilot control, the valve body (3) of which is designed as a relief piston and is rigidly connected to a spring-loaded servo piston (26) via a spindle system (5, 24, 25), characterized in that a pilot control (1) arranged separately from the valve housing (1) is used. 15) a piston chamber (23) above the valve body (3) is acted upon with working medium from the pressure chambers upstream from the valve seat (2) and / or downstream from the valve seat (2), so that the pilot control (15) has an auxiliary servo piston (41), its The piston chamber (40) is connected to the piston chamber (30) of the servo piston (26),
and that the cross-sectional area of the valve body (3) acted upon by the working medium in the piston space (23) above the valve body (3) is larger than the cross-sectional area of the valve seat (2).
** WARNING ** End of DESC field could overlap beginning of CLMS **.