CN102486097A - 高压调节阀和调节高压流体的方法 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种高压调节阀，包括阀壳、固定在阀壳中的阀座、阀碟、与阀碟相联接的阀杆和套设在阀碟外的阀碟导向套筒。阀碟在阀杆的驱动下可沿阀碟导向套筒闭合位置和全开升程之间上下运动，阀壳限定出阀前空间和阀后空间。高压调节阀包括具有初级加载机构和至少一个次级加载机构的分级加载机构。初级加载机构包括在阀碟导向套筒与阀碟之间形成的初级加载腔，其与阀前空间连通从而施加向下的初级载荷压差力在阀碟上。至少一个次级加载机构各包括在阀碟导向套筒与阀碟之间形成的次级加载腔。次级加载腔构造成当阀碟升程大于第一升程值时与阀前空间连通从而施加向下的附加的次级载荷压差力在阀碟上。本发明还涉及一种调节高压流体的方法。

Description

高压调节阀和调节高压流体的方法

技术领域

本发明涉及一种高压调节阀，尤其是一种电站汽轮机高压调节阀。本发明还涉及一种调节高压流体的方法，尤其是调节高温、高压、高速流动的气体的方法。

背景技术

汽轮机是火力发电站和核电站中的关键能源动力设备，高压主汽阀、高压调节阀或高压主汽调节联合阀是电站汽轮机的重要通流设备，其中高压调节阀是最重要的能量输入调节和控制设备。

来自锅炉或核反应堆的高温高压蒸汽，在进入汽轮机膨胀做功之前，首先经过高压主汽阀，然后进入高压调节阀，在高压调节阀的调节与控制之下，按照设定的压力、温度和流量进入汽轮机，通过在汽轮机各级动、静叶轮构成的汽流通道内逐级膨胀做功，高温高压蒸汽所含的巨大的热能，由汽轮机转化成转子的旋转机械能，再由发电机将机械能转换为巨大的电能输出。

高压调节阀位于高温高压蒸汽流动路径的咽喉要道，承担着非常重要的功能和职责。一方面，高压调节阀的开启程度经常处于变动状态，利用在不同开启程度时产生的绝热节流阻力效应，不断调节高温高压蒸汽的进汽参数，进汽参数主要包括压力(P₁)、温度(t₁)和最大设计质量流量(G_max)。另一方面，高压调节阀在紧急事故状态下具备快速关闭功能，与高压主汽阀一起承担双重安全保护责任。高压调节阀的调节功能主要是保证汽轮机按需要实现启动、升速、稳定运转、降速或停机。快速关闭功能主要是保证在事故状态下汽轮机不超速、不损坏，顺利停机检修。由此可见高压调节阀在长期连续高温高压运行工况下，必须随时处于灵活、完好、可控、可靠的状态。

在现有技术中，对于高压调节阀的开启程度，通常采用阀碟升程(H)、阀碟全开升程(H_k)和阀碟相对升程(H/H_k)等参数来定量描述，相对升程的百分数表达形式最常用，通常称为阀碟开度K，即阀碟开度K＝(H/H_k)×100％，阀门开启程度由小至大，由全关至全开，阀碟开度变化由零至100％。高压调节阀单位时间内通过的高温高压蒸汽的总质量值，通常用质量流量(G)、理论全开质量流量(G_k)和相对质量流量(G/G_k)来定量描述。通常高压调节阀的理论全开质量流量G_k必定大于最大设计质量流量G_max。高压调节阀阀碟开度与相对质量流量之间的函数关系，通常称为阀门流量特性，依据阀门流量特性绘制的曲线称为阀门流量特性曲线。在现有技术中，阀碟有时也称为阀芯。

电站汽轮机的高压调节阀的流量特性属于快开型，这种流量特性在开度较小时就有较大的流量，随着开度的增大，流量很快就接近最大值，此后再增大开度，流量变化就很小了。高压调节阀经常会在很小开度下长时间工作，这种小开度大流量高流速的工作状态，对于高压调节阀的流动稳定性、结构抗振性和运行安全性都是非常不利的，在小开度大流量高流速高温高压蒸汽气流冲击和扰动下，高压调节阀极易引发剧烈振动和强烈噪声，长期作用的结果，往往是造成高压调节阀通流部件和提升部件加速磨损甚至提前损坏，进而引发阀门卡涩、运动调节不畅、阀门卡死甚至阀杆断裂等一系列事故，直接影响到汽轮机组的连续长期安全运行。

根据流体力学和热力学原理，高温、高压蒸汽属于可压缩流体范畴，其流动机理十分复杂，高压调节阀产生剧烈振动的首要原因，是小开度状态下的大流量高流速蒸汽气流；当阀碟开度在25％至35％区间时，通常气流速度达到最大值，在高压调节阀前后巨大压差作用下，气流速度可能会接近当地音速甚至超音速，由此产生的强大气流扰动力作用于阀碟等通流部件受压受冲击表面上，继而引发剧烈振动，同时伴有强烈的机械碰擦噪声和气动噪声。

高压调节阀内各零部件发生剧烈振动时，振动的类型通常可分为横向振动、扭转振动、轴向单向脉冲振动和轴向往复冲击型振动，其中尤其以轴向往复冲击型振动对高压调节阀零部件损害最大，特别是阀杆最容易发生疲劳损伤甚至断裂。

现有的电站汽轮机高压调节阀，普遍流行的几种防振或抗振结构技术方案和技术特征如下：

一、具有防振或消振功能的高压调节阀通流部件，例如采用平底凹口形气动造型阀碟，在诸多气动造型的阀碟型线方案的相对比较中，平底凹口型阀碟的抗振或消振性能最好，但其阀门绝热截流阻力损失也最大，对汽轮机组的发电效率有直接影响。现有技术方案中常用的平底凹口形、平底盘形、半球形和带导流尾锥形阀碟，抗振或消振性能依次变差，而绝热节流阻力损失却依次变小，不存在两全其美的选择。

二、采用具有防振或消振功功能的高压调节阀提升部件，例如采用尽量加粗的阀杆，阀杆加粗的不良后果是阀杆漏汽量加大，也会对汽轮机组发电效率有影响，而且往往高压调节阀的内部结构空间不允许阀杆过于粗大。加粗阀杆的另一个不利后果是致使阀门快关机构中的组合弹簧尺寸过大，结构尺寸、重量和成本也大大增加。

三、采用具有防振或消振功能的高压调节阀通流运动部件一体化结构。例如目前大型亚临界、超临界和超超临界汽轮机组，常采用平底凹口形阀碟与阀杆一体化结构，以求最大限度地实现防振或消振目的，这种一体化结构具有密封不严密的缺点，阀碟卸荷平衡孔无法避免漏气现象，至今无法克服。

此外，在本申请人的实用新型专利CN200420089110.1中提出了通过改善阀壳造型来改善气流流动的流场状态来抑制振动的思想。该专利通过引用整体纳入本文。尽管这种设置会对抑制振动的效果有所改善，但是仍希望提供高效的防振或消振效果的高压调节阀。

发明内容

本发明的目的在于提供一种能提供高效的防振或消振而又能尽量减小或避免上述提到的至少一些缺点的高压调节阀和调节高压流体的方法。

为实现上述目的，本发明提供一种高压调节阀，包括阀壳、固定在阀壳中的阀座、阀碟、与阀碟相联接的阀杆和套设在阀碟外的阀碟导向套筒。所述阀碟在阀杆的驱动下可沿该阀碟导向套筒在阀碟落座于阀座上的闭合位置和对应于阀碟升程的最大值的全开升程之间上下运动，所述阀壳限定出高压的阀前空间和低压的阀后空间，所述阀前空间与所述阀后空间当所述阀碟位于该闭合位置时彼此隔绝且当离开所述闭合位置时彼此连通。高压调节阀还包括具有初级加载机构和选择性地与阀前空间连通的至少一个次级加载机构的分级加载机构，所述初级加载机构包括在所述阀碟导向套筒与所述阀碟之间形成的初级加载腔，其与阀前空间连通从而施加向下的初级载荷压差力在阀碟上，所述至少一个次级加载机构各包括在所述阀碟导向套筒与所述阀碟之间形成的次级加载腔，其中，所述次级加载腔构造成当阀碟升程大于等于一个第一升程值时与阀前空间连通从而施加附加的向下的次级载荷压差力在阀碟上。

所述初级载荷压差力和所述次级载荷压差力之和为施加在阀碟上的总的气动载荷压差力。

根据本发明的优选实施例，所述初级加载机构包括将所述阀前空间与该初级加载腔连通的初级加载腔通道和在所述阀碟中形成且限定出初级加载面积的初级加载凸台，其中阀前空间和阀后空间之间的压力差作用于该初级加载面积上形成所述初级载荷压差力。

有利地，次级加载机构还包括次级加载腔第一通道和在阀碟中形成且限定出次级加载面积的次级加载凸台，其中该次级加载腔第一通道构造成当阀碟升程大于所述第一升程值时连通初级加载腔和次级加载腔。

高压调节阀优选包括泄压通道和通过该泄压通道能与阀后空间连通的预启阀腔。

根据优选的实施例，所述至少一个次级加载机构还包括次级加载腔第二通道，该次级加载腔第二通道构造成当阀碟升程小于一个第二升程值时连通所述次级加载腔和所述预启阀腔且当阀碟升程大于等于所述第二升程值时隔绝所述次级加载腔和所述预启阀腔。

优选地，所述第一升程值大于所述第二升程值。

特别优选地，所述第一升程值与所述第二升程值之比在1.2-1.5范围和/或所述第二升程值与所述全开升程之比在0.18-0.21范围。

根据一优选实施例，次级加载腔第一通道在靠近所述次级加载腔的端部处设置有朝该次级加载腔渐缩的带第一锥度的第一锥面，该第一锥度在6°-12°的范围。

根据另一优选实施例，次级加载腔第二通道在靠近次级加载腔的端部处设置有朝该次级加载腔渐缩的带第二锥度的第二锥面，该第二锥度在6°-12°的范围。

优选地，所述高压调节阀是电站汽轮机的高压调节阀。

为此，本发明还提供了一种调节高压流体的方法，其包括如下步骤：

在该高压流体的流动路径中设置高压调节阀，其中该高压调节阀具有包括阀壳、固定在阀壳中的阀座、阀碟、与阀碟相联接的阀杆和套设在阀碟外的阀碟导向套筒，其中，所述阀碟在阀杆的驱动下可沿该阀碟导向套筒在阀碟落座于阀座上的闭合位置和对应于阀碟升程的最大值的全开升程之间上下运动；

通过该高压调节阀的阀壳在该流动路径中限定出高压的阀前空间和低压的阀后空间，所述阀前空间与所述阀后空间当所述阀碟位于该闭合位置时彼此隔绝且当离开所述闭合位置时彼此连通；

在所述高压调节阀中设置具有初级加载机构和选择性地与阀前空间连通的至少一个次级加载机构的分级加载机构，其中该初级加载机构包括与阀前空间连通的初级加载腔，所述至少一个次级加载机构包括选择性地与阀前空间连通的次级加载腔；和

调节阀碟的升程以调节流到阀后空间的高压流体的压力与流量，其中，在初级加载腔中形成施加到阀碟上的初级载荷压差力，且当阀碟的升程大于等于一个第一升程值时，在次级加载腔中形成施加到阀碟上的次级载荷压差力。

所述初级载荷压差力与次级载荷压差力互相迭加共同作用于阀碟上，使阀碟与阀杆互相拉紧并互相约束，加强阀碟与阀杆的联接刚度。

优选地，该高压调节阀还包括泄压通道和通过该泄压通道能与阀后空间连通的预启阀腔，其中，还包括在阀杆与阀碟的联接中设置预启升程的步骤，其中当阀杆在预启升程中运动时，所述阀碟保持在闭合位置中，且该预启阀腔通过该泄压通道与阀后空间连通，以起到预启阀泄放阀碟前后的巨大压差，大幅度减小阀碟开启提升力的作用。

本发明的高压调节阀防振、抗振、消振和抑振效果优良，提高了其运行稳定性和安全性，且适用于各类大、中、小型电站汽轮机，高温高压蒸汽参数等级涵盖高压、超高压、亚临界、超临界和超超临界，而且还可以适用于其他种类的高温、高压、高速流动气体介质的参数调节与控制。

附图说明

以下，结合附图来详细说明本发明的实施例，其中：

图1以剖面图形式示出根据本发明的高压调节阀的实施例；

图2示出了图1中的J区域的局部放大图；

图3示出了高压调节阀阀门流量特性曲线；

图4示出了根据本发明的高压调节阀各部件的压比(压力)与阀碟开度的关系曲线；

图5分别示出了根据本发明的高压调节阀的初级、次级载荷压差力及它们之和与阀碟开度的关系曲线；

图6示出总的气动载荷压差力F的最大值与阀杆直径关系曲线。

具体实施方式

如图1所示，本发明示出了高压调节阀100，在此为电站汽轮机高压调节阀。该高压调节阀100包括一个阀壳110，该阀壳110具有一个进汽通道120和一个排汽通道130，该阀壳110的下方固定一个阀座140，该阀壳110的上方回定有阀碟导向套筒150和阀盖180。阀碟导向套筒150内部有一个可以沿轴向上下滑动的阀碟160。阀碟160内部与阀杆170相联接，阀杆170可以驱动阀碟160在该阀碟导向套筒150中上下滑动。阀碟160与阀座140之间的相对位置，即决定高压调节阀100的开启程度，开启程度由全关闭至全开启可任意调节。其中，阀碟160落座在阀座140上时形成环形配合接触线M，这限定出该阀碟160的闭合位置161。图1还示意性地示出了全开位置163和一个中间位置为162。此外，阀盖180用于密封阀杆170，收集并导出阀杆170的漏汽。阀杆170上端与阀门操纵机构相联接，操纵机构通常包括提升油缸和关闭弹簧，图1中尽管未示出，本领域技术人员将明白，通常，该高压调节阀始终设置有弹簧预紧压缩关闭力作用在阀杆和/或阀碟上，从而例如在需要快关时能实现快关的功能，且这样设置也有利于抑制振动。

高压调节阀100的阀壳110，可以是独立的单一壳体，通过管道与其前方的高压主汽阀或其它的高压调节阀相连接，也可以与其前方的高压主气阀或其它的高压调节阀直接相连构成联合阀共用壳体。如图1所示，所述阀壳(110)限定出高压的阀前空间Q₁和低压的阀后空间Q₂。本领域技术人员将明白阀前空间Q₁与阀后空间Q₂总体上是通过所述阀碟160的闭合位置区分的，更具体地是通过阀座140上的环形配合接触线M所界定的，在阀座上的配合接触线M上游的空间属于阀前空间Q₁，在其下游的属于阀后空间Q₂。如图1所示，该当所述阀碟160位于该闭合位置时，阀前空间Q₁与阀后空间Q₂彼此隔绝；且当离开所述闭合位置时彼此连通。优选地，所述阀前空间Q₁和阀后空间Q₂都是耐压腔室，这是因为在阀门全开启状态时，阀门的压力损失很小，通常不超过10％，所以阀前空间和阀后空间均需要经受高压。

本领域技术人员将明白，来自锅炉的高温高压蒸汽在流经高压主汽阀后，首先沿第一流动方向121进入高压调节阀进汽通道120，进汽通道120与阀前空间Q₁相通，蒸汽充满阀前空间Q₁，并包围着阀碟导向套筒150和阀碟160，此时如果阀门处于开启状态，蒸汽将沿着第二流动方向122，穿过阀碟160与阀座140之间的间隙所形成的环形通道到达阀后空间Q₂，并沿第三流体通道131流到下一部件(例如汽轮机)，该环形通道的通流面积在阀碟与阀座的配合接触线M附近最为狭窄(理论上全关闭时为0)。在设计高压调节阀时，配合接触线M的配合直径D_m是已知参数，D_m系由阀门气动热力学设计时根据已知的蒸汽压力P₁、温度t₁、最大质量流量G_max和蒸汽比容v确定。根据流体力学和热力学原理，流经该处的蒸汽将产生绝热节流效应；如果阀碟160由闭合位置161向上朝全开位置163移动，绝热节流效应也随之由强变弱，通过阀门的蒸汽流量也由小变大，每一个任意中间位置162都会对应特定的绝热节流效应和蒸汽流量，这就是高压调节阀的工作原理和调节特性。在运行中，在阀杆170的驱动下，根据汽轮机组对运行参数的实时需要，该阀碟160被实时控制而处于某一固定或变动的位置中。

阀壳110的阀前空间Q₁内的蒸汽压力称为阀前压力P₁，阀后空间Q₂内的蒸汽压力称为阀后压力P₂。阀后压力P₂与阀前压力P₁的差值形成阀门的压差ΔP，ΔP＝P₁-P₂，蒸汽在压差ΔP的作用下流过阀门，压差ΔP越大，蒸汽流速V越高，通过阀门的质量流量G也越大。阀后压力P₂与阀前压力P₁的比值称为压比β，β＝P₂/P₁，压比在1至0之间变化。根据流体力学和热力学原理，压比β值大则压差ΔP小，因而流速V和质量流量G小，压比β值减小则压差ΔP增大，因而流速V和质量流量G增大，然而当压比β由1减小到某一临界值即临界压比β_临＝0.546P₁时，蒸汽流速V达到最大值即临界流速，临界流速等于当地音速，蒸汽流速V达到临界流速后，不再随压比β减小而增大，相应地质量流量G也不再增大。从而当阀前压力P₁为定值时，当阀后压力P₂＝β_临·P₁＝0.546P₁时，阀门通过的流速V和质量流量G均处于最大值。

对于高压调节阀100而言，当阀门压比β接近或达到临界压比β_临时，阀门内部蒸汽流动状态最为复杂剧烈，阀门配合接触线M附近的狭窄环形通道内，局部区域会接近或达到超音速流动，由此而产生的一系列恶劣影响因素，例如压力脉动冲击波、高速不稳定喷射流、高强度漩涡流都会达到最剧烈状态，这些恶劣影响因素直接作用于与蒸汽流体密切接触的阀碟160、阀杆170、阀碟导向套筒150和阀座140等通流部件。强烈多变的脉动压力和流体冲击力会造成活动通流部件的剧烈振动，同时产生强烈的气动噪声、机械振动噪声和机械碰擦噪声，长期、连续、强烈作用的结果，将导致阀门内部零部件的加速磨损、加速疲劳和提前断裂失效损坏，造成事故停机。长期以来，对于如何降低、削弱、抑制和消除上述恶劣影响因素，确保阀门内部零部件的长期、连续、安全运行，一直是所追求的目标。

本发明的具体实施方式在图2中可以更清楚地予以描述。如图2所示，高压调节阀100的阀碟160在闭合位置161时，阀碟升程H等于0；当阀碟160到达全开位置163时，阀碟升程H等于全开升程H_k，全开升程H_k是指阀碟在工作时向上运动的最大行程，通常约为阀门配合接触线M的配合直径D_m的30％～35％，即H_k＝0.30-0.35D_m。阀碟升程H对于本领域技术人员来说是已知的术语，其是指高压调节阀工作时阀碟所处位置距离闭合位置的竖向间距，或者指阀碟160上的配合接触线距离阀座140上的配合接触线M的竖向间距(即在闭合位置它们重叠配合时为0)。在该高压调节阀100工作时，根据汽轮机的要求，阀碟160在阀杆170的驱动下可沿该阀碟导向套筒150在该闭合位置和全开开程H_K(即全开位置)的范围上下运动。当阀碟160升程H在H＝0.25-0.35H_k区间时，也就是阀碟开度K＝25％～35％时，阀门压比β会接近或达到临界压比β_临，也就是说在这一较小开启程度的区间内，阀门内部蒸汽流动处于最剧烈的变化、动荡和扰动状态，阀门通流零部件则处于最恶劣的工作环境，如何改善通流零部件的工作环境，并采取有效措施提高相关零部件的抗扰动、抗冲击、抗振动能力，是本发明将要解决的首要问题。

阀碟160和阀杆170都是最重要的阀门通流部件，承担着关闭、开启和调节等关键职能。阀碟160的一些部分直接与高温高压高速蒸汽相接触，直接承受脉动压力和流体冲击力，一旦这些强大扰动力的变化频率与阀碟160以及与之相接触或相联接的机械结构体系的固有频率接近或重合，即会引发强烈共振。如图2所示，阀碟160的形状近似一个薄壳长圆筒，本身重量不大。在各种干扰力的作用下，阀碟会发生三种类型的受迫振动，即轴向振动、横向振动和扭转振动，这三种振动形式可能单独发生，也可能同时发生构成复合振动；在三种振动形式中，尤以轴向往复冲击型振动最为有害，除了会损伤阀碟160和阀杆170等通流零部件，还会对蒸汽流量、压力等参数产生扰动，影响汽轮机组稳定运行。

如图2所示，阀碟160与阀杆170之间的联接设置有预启升程H_y，通常H_y＝3-8mm，其作用为当要将阀碟160从闭合位置提升时先提升阀杆170一个预启升程H_y的距离，从而主要用以泄放阀碟160前后的巨大压差，大幅度减小阀门开启时的提升力。

因此，阀碟160如果仅在重力作用下悬吊于阀杆170之下，其抵抗因轴向脉动压力产生的轴向往复冲击型振动的能力很差，其重量与脉动压力干扰力相比微不足道，加上预启升程H_y的存在，没有足够的外力约束阀碟160，缺乏连接刚度，从而极易发生轴向高频率大幅度冲击型振动，并对其自身及其他相关零部件产生巨大的双向往复交变冲击应力，造成相关配合面或零部件本体的疲劳损伤直至失效破坏。

因此在本发明的高压调节阀100中，希望在阀碟160上施加一个始终向下拉紧阀杆170的压差力F，在附图所示的实施例中为气动载荷压差力F。当气动载荷压差力F足够大时，即可以有效地改善阀碟160和阀杆170组合体的联接刚度，因而大大改善阀碟160和阀杆170组合体的抗振动特性，有效地抵抗脉动压力和流体冲击力，阻止阀碟160发生破坏力最大的轴向往复冲击型振动。且在阀碟160的升程H不为0(即阀杆170的升程大于H_y)的情况下，其与阀杆170始终处于拉紧状态，阀碟升程H相对稳定。而且在阀碟160不会在阀杆的预启升程H_y内上下窜动时，也就不会对阀碟160造成高频率大幅度的冲击振动。这有利于蒸汽参数的连续稳定，有利于汽轮机组的安全运行。

如图2所示，本发明的高压调节阀100还包括具有初级加载机构的分级加载机构。初级加载机构包括在阀碟导向套筒150与阀碟160之间限定出的初级加载腔A。初级加载腔A通过初级加载腔通道151始终与阀前空间Q₁相通，从而初级加载腔A压力P_a始终等于阀前压力P₁。此外，该初级加载腔限定出了阀碟160的初级加载腔直径D_a，其比配合直径D_m小，由此在阀碟160中形成了初级加载凸台166。在阀门压差ΔP＝P₁-P₂的作用下，在该初级加载凸台166中(即初级加载腔A的下表面)将会限定出环形的初级加载面积A_a，其大小为由此初级加载凸台166并因而该阀碟160始终受到向下的初级载荷压差力F_a，F_a＝ΔP×A_a＝(P₁-P₂)×A_a，F_a与ΔP的大小成正比关系。

在高压调节阀100的阀碟160由闭合位置161逐渐开大到全开位置163的过程中，阀后压力会P₂迅速升高，阀门压差ΔP也迅速减小，相应地初级载荷压差力F_a也会随之迅速减小。当阀碟升程H进入危险区间，即H＝0.25-0.35H_K，也就是阀碟开度K＝25％～35％时，也就是压比β≈β_临时，初级载荷压差力F_a已减小了50％～60％，防振、抗振、消振和抑振的作用明显减弱。由此本发明还希望提供附加的机构以在上述危险区域仍能提供有效的抑制振动的效果。

如图2所示，该分级调节机构还包括次级加载机构。该次级加载机构包括在阀碟导向套筒150与阀碟160之间限定出的次级加载腔B作为对初级加载腔A的补充，尤其是当阀碟升程H进入或将要进入危险区间时，次级加载机构发挥作用，大幅度地弥补了初级载荷压差力F_a的不足。该次级加载腔限定出了阀碟160的次级加载腔直径D_b，其比上述初级加载腔直径D_a小，由此在阀碟160中形成了次级加载凸台169。

如图2所示，该阀碟的初级加载腔直径D_a的部分一直延伸到初级加载腔A之上从而在该初级加载腔A的上部在阀碟160和阀碟导向套筒150之间形成了次级加载腔第一通道152。此外，在该第一通道152靠近次级加载腔B的端部处形成了带第一锥度α₁的第一锥面164，其中所述第一锥度α₁优选在6°-12°的范围内。

继续参考图2，该高压调节阀100还包括预启阀腔C。在该阀碟160内设置有预启阀腔泄压孔167和预启阀泄压孔168。图2中的阀杆170已被提升了一个预启阀升程H_y，则预启阀腔C通过预启阀腔泄压孔167和预启阀泄压孔168与阀后空间Q₂连通，阀碟160前后的巨大压差得以泄放，所需的开启提升力大幅度减小。

在图2所示的实施例中，还包括次级加载腔第二通道153。该次级加载腔第二通道153在靠近所述次级加载腔B的端部处设置有朝该次级加载腔B渐缩的带第二锥度α₂的第二锥面165，其中所述第二锥度α₂优选在6°-12°的范围。

在次级加载腔B中的压力P_b不是定值，会随着阀碟升程H的增大而发生跃升式的增大。现以阀碟从闭合位置161到全开升程(即全开位置163)的向上提升运动为例，描述次级加载机构起作用的过程。

当阀碟160处于闭合位置161时，次级加载腔B与初级加载腔A之间被阀碟160与阀碟导向套筒150之间的直径配合所基本上密封，与此同时次级加载腔B上方次级加载腔第二通道153与预启阀腔C以及阀后空间Q₂连通，所以此时的次级加载腔B压力P_b接近于阀后压力P₂，而这时的阀后压力P₂值很小，由此次级加载腔B压力P_b也很小(本领域技术人员将明白，在阀碟160与阀碟导向套筒150之间除加载腔和通道位置处，基本上形成滑动配合间隙，因此当阀碟升程H小于第二升程值H2时，由于次级加载腔B与预启阀腔C通过第二通道153连通，因此初级加载腔A与次级加载腔B之间的滑动配合间隙所导致的泄漏基本上通过第二通道153被排到预启阀腔C并从而排到阀后空间Q₂，这些泄漏对次级加载腔B的压力增加几乎没有影响，由此该滑动配合间隙相比于次级加载腔B与预启阀腔C的连通来说被视作基本上密封的)；当阀碟升程H逐渐增大，当等于或略大于第二升程值H₂之后，次级加载腔B被阀碟160与阀碟导向套筒150之间的直径配合(在此为次级加载腔直径D_b)所基本上密封，即基本上不再与预启阀腔C相通，而此时次级加载腔B压力P_b会由于阀碟160与阀碟导向套筒150之间的滑动配合间隙中存在泄漏而逐步增大(本领域技术人员将明白，当次级加载腔B与初级加载腔A或预启阀腔C之间均形成滑动配合间隙的情况下，由于阀前空间Q₁的压力远大于阀后空间Q₂的压力，初级加载腔A侧的泄漏远大于预启阀腔C侧的泄漏，次级加载腔B压力Pb从而会因为上述的泄漏而逐步增大，而次级加载腔B与预启阀腔C之间的滑动配合间隙被视作基本上密封的)；随着阀碟160的升程H进一步增加，当阀碟升程H大于或等于第一升程值H₁之后，此时次级加载腔第一通道152将次级加载腔B与初级加载腔A连通，从而初级加载腔A的压力P_a(也即阀前压力P₁)借助次级加载腔第一通道152被传导至次级加载腔B，最终实现次级加载腔B压力P_b等于初级加载腔A压力P_a，即P_b＝P_a＝P₁。此时，在阀门压差ΔP＝P₁-P₂的作用下，在该次级加载凸台169中(即次级加载腔B的下表面)将会限定出环形的次级加载面积A_b，其大小为由此次级加载凸台169受到附加的向下的次级载荷压差力F_b，F_b＝ΔP×A_b＝(P₁-P₂)×A_b，F_b与ΔP的大小成正比关系。此时，阀碟160上总的气动载荷压差力F＝F_a+F_b。

在高压调节阀100的阀碟升程H进入危险区间时，初级载荷压差力F_a因为阀门压差ΔP的迅速减小大幅下降，而此时，由于次级加载机构的生效，从而次级载荷压差力F_b迅速增大，使阀碟160上总的气动载荷压差力F仍保持较高数值，整体作用效果不减。这对于高压调节阀的抑制振动的效果来说是非常有利的。

优选，第二升程值H₂取值范围为H₂＝0.18-0.21H_K，可以使次级载荷压差力F_b及时发挥作用，有效地与初级载荷压差力F_a形成迭加效应，保证阀碟160上总的气动载荷压差力F保持较大数值，从而使次级加载腔B压力P_b在阀碟进入流动状态恶化的危险区间之前，即开始先行上升到与初级加载腔A压力P_a相同数值；同时也避免次级加载腔B压力P_b升压过早，致使总的气动载荷压差力F过大，给阀门提升造成困难，另外也避免阀杆170承受的拉应力过大。

上述带第一锥度α₁的第一锥面164和/或带第二锥度α₂的第二锥面165的设计可以使次级加载腔B压力P_b与初级加载腔A压力P_a平缓过渡，防止压力突跳。在所示实施例中所述第一锥度α₁和第二锥度α₂的大小相同，但也可以不同。

优选地，第一升程值H₁略大于第二升程值H₂，优选地为H₁＝1.2-1.4H₂，并且H₁对应的阀碟开度K＝(H₁/H_k)×100％＜30％，这样可以使次级加载腔B先封闭后升压，有效地防止高压蒸汽大量漏入阀后空间Q₂，避免对阀后压力P₂造成干扰，这种设置有利于阀门工作的稳定性。

先转到图3，其示出了电站汽轮机高压调节阀的阀门流量特性曲线，该曲线可由理论分析计算或实验测量得出，具有典型的代表意义。如图3所示，高压调节阀具有快开特性，相对质量流量(Q/Q_max)随着阀碟开度K的增大呈快速增加，阀碟开度K＝30％时，(Q/Q_max)已高达80％左右；这种快开流量特性，也是造成高压调节阀在小开度区间流速迅速增大，蒸汽流动状态随之迅速恶化的主要原因之一。

图4是与图3相对应的根据本发明的高压调节阀各部位压比β(在此为以阀前压力P₁作为单位压力来显示各部件的压力值)与阀碟开度K的关系曲线。如图4所示，由于高压调节阀的快开特性，致使阀后压力P₂也随着阀碟开度K的增大呈快速增加，阀碟开度K＝30％时，压比β已接近或等于临界压比β_临，也就是说阀碟配合接触线M附近的环形气流通道内的蒸汽流速V已接近或达到当地音速；鉴于高温高压高速蒸汽流动的复杂性，此时阀门内部局部区域已经出现超音速流动，这就是高压调节阀经常会在小开度区发出刺耳啸叫气动噪声的主要原因；伴随着尖锐气动噪声的往往就是高速气流产生的各种剧烈变化的压力脉动和流体冲击扰动，这些恶劣影响因素，都是诱发或加剧高压调节阀通流部件发生强烈受迫振动的直接原因。

继续参考图4，本发明的电站汽轮机高压调节阀100中，其初级加载腔A中压力P_a始终等于阀前压力P₁；其次级加载腔B压力P_b是变化的，随着阀碟开度K的增大，次级加载腔B压力P_b由略高于阀后压力P₂跃升为等于初级加载腔A压力P_a，即等于阀前压力P₁；次级加载腔B压力P_b的跃升起始区间，就是阀碟升程H在第一升程值H₁和第二升程值H₂之间以及大于等于第二升程值的区域，第二升程值H₂作用是先使次级加载腔B封闭，第一升程值H₁的作用是使已经封闭的次级加载腔B升压到与初级加载腔A的相同压力，第一升程值H₁和第二升程值H₂的配合作用使得次级加载腔B压力P_b的跃升不发生突跳，并可以有效地防止高压蒸汽大量漏入阀后空间Q₂，以保证阀后压力P₂稳定不受干扰。

图5分别地示出了根据本发明的高压调节阀的初级、次级载荷压差力及它们之和与阀碟开度的关系曲线。如图5所示，初级加载腔A产生的初级载荷压差力F_a，随着阀碟开度K的增加而迅速减小，主要是由于初级加载腔A压力P_a快速下降所致，当阀碟开度K＝30％时，F_a已下降60％左右，P_a对阀碟160的拉紧约束作用也大幅度降低；次级加载腔B产生的次级载荷压差力F_b，在阀碟升程H大于第一升程值H₁(此时阀碟开度约为30％)后，已经跃升到超过F_a的水平。阀碟160上总的气动载荷压差力F，是F_a和F_b的迭加效果，即F＝F_a+F_b；如图5所示，在根据本发明的高压调节阀中，在阀碟开度K＝30％附近的小开度区间，也就是在阀门内部流动状况最恶劣的区间，总的气动载荷压差力F仍然足够大，有效地发挥出防振、抗振、消振和抑振效能。

如图5所示，阀碟160上总的气动载荷压差力F的最大值F_max位于阀碟开度K＝0处，F在K＝30％处的峰值F_f等于或略小于F的最大值F_max，以F_f＝(0.9～1.0)F_max为宜。本领域技术人员根据本发明的说明书将能够由各项技术特征参数的选定与匹配确定总载荷压差力F的最大值F_max和峰值F_f，确定F的最大值F_max的基本原则是综合考虑阀杆170的承载能力和阀杆170的提升机构的提升能力进行选取。

图6示出了根据本发明的高压调节阀的总载荷压差力F的最大值F_max与总体的阀杆直径d_g的关系曲线。如图6所示，按照已公知的阀门气动热力学和结构强度设计计算方法，阀杆170的阀杆直径dg是已知的，当阀杆直径d_g＝35-55mm时，总载荷压差力F的最大值F_max＝(12000N-25000N)±1000N。按照正比例关系，阀杆170的阀杆直径dg较粗大时选用较大数值，阀杆170的提升机构提升能力较强时选用较大数值。一旦确定了首选技术特征参数F_max，其他技术特征参数即可依次设计计算得出。

下面结合图1、图2、图3、图4、图5和图6，详细描述本发明的高压调节阀的一个实施例各项技术特征参数的选定与匹配方法，以及设计计算：

1.本发明实施例的高压调节阀100的该实施例适用的电站汽轮机功率等级为340MW超临界机组，已知高温高压主蒸汽压力P₁＝23.5Mpa，蒸汽温度t₁＝540℃，最大工况345MW时，总的进汽质量流量为1080t/h；机组共配置四个完全相同的高压调节阀，每两个高压调节阀与一个高压主汽阀共用一个阀壳，组成一个高压主汽调节联合阀，每台机组有两个联合阀，分别位于汽轮机本体两侧。已知每个高压调节阀的最大设计质量流量G_max＝270t/h，即G_max＝75Kg/s；蒸汽比容v＝0.013364m³/Kg，则每个高压调节阀的最大容积流量Q_max＝G_max·v＝1.002m³/s。根据气动热力学设计方法，利用阀门最大容积流量Q_max和阀门最大流速V_max，可求得阀门配合接触线M的配合直径D_m，按常规选取最大流速V_max≈75m/s，则

所以，配合直径D_m也被确定；由于高压调节阀100具有快开特性，在阀碟开度K＝30％时，阀门流量已达到最大流量的80％左右，阀后压力P₂也快速升高，阀门压比β已接近或达到临界压比β_临，此时阀门配合接触线M附近的局部区域蒸汽速度已达到临界速度，即局部区域已出现音速或超音速流动状态，此时阀碟160已处于最恶劣的工作环境中了。

2.本发明实施例的高压调节阀100的阀杆直径d_g是已知的气动热力学和强度设计参数，在该实施例中d_g＝44mm，由阀杆直径d_g可按图6选取总载荷压差力F的最大值F_max，F_max＝21500N±1000N；F_max是本发明的高压调节阀首选技术特征参数，后续选定的各项技术特征参数均以F_max为设计目标，经过相关设计计算及优化调整，即可实现本发明的预期效果。

3.本发明实施例的高压调节阀100的阀门配合接触线M的配合直径D_m＝130mm，由配合直径D_m可依次选取其他技术特征参数；阀碟160的全开升程H_k＝0.31D_m＝40mm，第二升程值H₂＝0.20H_K＝8mm，其所对应的阀碟开度K＝(H₂/H_k)×100％＝20％，第一升程值H₁＝1.38H₂＝11mm，其所对应的阀碟开度K＝(H₁/H_k)×100％＝27.5％，在该实施例中第一和第二锥度α₁＝α₂＝8°。根据上述利用已知条件、首选技术特征参数和相关公式，初选初级加载腔直径D_a，

根据此，初选次级加载腔直径D_b，计算结果通常应取整数值；经过设计计算和数值取整，可得到初级加载腔直径D_a＝126mm和次级加载腔直径D_b＝120mm，利用初级加载腔直径D_a和次级加载腔直径D_b初选值进行后续设计计算，求得总载荷压差力F的最大值F_max和峰值F_f后，进行适当修正，符合设计目标后即可采用。初级加载腔A压力P_a＝P₁＝23.5MPa，次级加载腔B压力P_b的最大值出现在阀碟开度K≈30％处，在这之后，P_b＝P_a＝P₁＝23.5MPa；在阀碟开度k＝0时，次级加载腔B压力P_b处于很小值，约为P_b＝0.1P₁＝2.35MPa，这是由于阀碟160与阀碟导向套筒150之间滑动配合间隙处高压蒸汽少量泄漏形成的残余压力。

4.本发明实施例的高压调节阀100的分级加载机构对阀碟160施加的总载荷压差力F，其最大值F_max发生在阀碟开度K＝0处，此时初级载荷压差力

此时次级载荷压差力

此时总的气动载荷压差力F的最大值F_max＝F_a+F_b＝18900+2724＝21624N；总的气动载荷压差力F大约在K＝0-30％区间，随着阀后压力P₂的迅速升高而迅速减小，当K＝30％左右次级加载腔B生效时，F_b出现跃升，随之总的气动载荷压差力F也出现跃升，总的气动载荷压差力F在K＝30％左右时的跃升峰值F_f，也可以由计算得出；当阀碟开度K＝30％时，阀门压比β＝β_临＝0.546，阀后压力P₂＝β×P₁＝12.83MPa，此时初级载荷压差力

次级载荷压差力此时总的气动载荷压差力F的峰值F_f＝F_a+F_b＝8579+12367＝20946N；F_f＝(20946/21624)F_max＝0.969F_max；由上述设计计算得到的F_max和F_f数值，均与最佳设计目标值相符合，可以采用。

根据本发明实施例的高压调节阀100，不限于仅设置如上所描述的初级加载机构和一个次级加载机构。在阀门尺度较大，阀碟160尺寸允许的情况下，可以再设置多个次级加载机构，其中该多个次级加载机构可以串联设置也可以并联设置(即独立地设置)。次级加载机构的数量理论上不受限制，但实际实施例中不宜过多，通常为一个次级加载机构或者两个串联的次级加载机构。例如在本发明的一个实施例中设置了串联设置的第一和第二次级加载机构，各次级加载机构均如上所述地分别设置有第一和第二次级加载腔，其中第一加载腔通过第一次级加载机构第一通道与初级加载腔选择性地连通，通过第一次级加载机构第二通道与第二次级加载腔选择性地连通，且第二次级加载腔第一通道与第一次级加载机构第二通道制成同一通道，第二次级加载腔通过第二次级加载机构第二通道与预启阀腔选择性地连通。且当阀碟升程大于等于第一次级加载机构第二升程值时第一次级加载腔与第二次级加载腔隔绝，当阀碟升程大于等于第一次级加载机构第一升程值时第一次级加载腔与初级加载腔连通；且当阀碟升程大于等于第二次级加载机构第二升程值时第二次级加载腔与预启阀腔隔绝，且当阀碟升程大于等于第二次级加载机构第一升程值时第二次级加载腔与第一次级加载腔再次连通或者直接与阀前空间或初级加载腔连通。作为替代，也可以并联设置多个次级加载机构，该多个次级加载机构中的每一个的设置均类似于本发明所述的一个次级加载机构(即均通过其第一和第二通道分别选择性地与初级加载腔和预启阀腔相连通)，只是对于每个次级加载机构的次级加载腔和/或第一和/或第二升程值和/或第一和/或第二通道的设置而言是独立的。通过设置多个次级加载机构有利于提高大尺度高压调节阀在更大开度范围的防振、抗振、消振和抑振性能。

根据本发明实施例的高压调节阀100，不仅仅限于电站汽轮机行业，还可以适合于用作各类高温、高压、高速流动的流体优选是气体介质的调节阀。

尽管上述对本发明的实施例的描述是针对阀碟从闭合位置持续向上移动到全开升程的过程，但本领域技术人员将明白该过程只是高压调节阀工作时的多种运动路径中的一种，通常所述阀碟并非是持续上升或下降的而是根据汽轮机的需要在阀碟导向套筒中上下浮动，甚至不排除所述阀碟在工作过程中始终在开度K＝30％附近浮动，这种情况下，本发明的高压调节阀相比于现有技术的高压调节阀具有显著的优点。

优选地，根据本发明的实施例的阀碟由耐热不锈钢或耐热高温合金制成。

此外，在本发明说明书通篇中描述了许多术语，除非在本发明说明书中明确定义，这些术语具有本领域技术人员公知的通常含义。

作为示例，现已描述了本发明的实施例，本领域技术人员根据本发明的说明书可以对所描述的实施例进行多种修改、变化和变形，这些修改、变化和变形均落入本发明的范围中。本发明的范围由所附的权利要求书及其等同所限定。

Claims (13)

1.一种高压调节阀(100)，包括阀壳(110)、固定在阀壳(110)中的阀座(140)、阀碟(160)、与阀碟(160)相联接的阀杆(170)和套设在阀碟(160)外的阀碟导向套筒(150)；其中，所述阀碟(160)在阀杆(170)的驱动下可沿该阀碟导向套筒(150)在阀碟(160)落座于阀座(140)上的闭合位置和对应于阀碟升程(H)的最大值的全开升程(H_K)之间上下运动，所述阀壳(110)限定出高压的阀前空间(Q₁)和低压的阀后空间(Q₂)，所述阀前空间(Q₁)与所述阀后空间(Q₂)当所述阀碟(160)位于该闭合位置时彼此隔绝且当离开所述闭合位置时彼此连通，其特征是，还包括具有初级加载机构和选择性地与阀前空间(Q₁)连通的至少一个次级加载机构的分级加载机构，所述初级加载机构包括在所述阀碟导向套筒(150)与所述阀碟(160)之间形成的初级加载腔(A)，其与阀前空间(Q₁)连通从而施加向下的初级载荷压差力(F_a)在阀碟(160)上，所述至少一个次级加载机构各包括在所述阀碟导向套筒(150)与所述阀碟(160)之间形成的次级加载腔(B)，其中，所述次级加载腔(B)构造成当阀碟升程(H)大于等于一个第一升程值(H₁)时与阀前空间(Q₁)连通从而施加附加的向下的次级载荷压差力(F_b)在阀碟(160)上。

2.根据权利要求1所述的高压调节阀(100)，其特征是，所述初级加载机构包括将所述阀前空间(Q₁)与该初级加载腔(A)连通的初级加载腔通道(151)和在所述阀碟(160)中形成且限定出初级加载面积(A_a)的初级加载凸台(166)，其中阀前空间(Q₁)和阀后空间(Q₂)之间的压差(ΔP)作用于该初级加载面积(A_a)上形成所述初级载荷压差力(F_a)。

3.根据权利要求1或2所述的高压调节阀(100)，其特征是，所述至少一个次级加载机构各包括次级加载腔第一通道(152)和在所述阀碟(160)中形成且限定出次级加载面积(A_b)的次级加载凸台(169)，其中该次级加载腔第一通道(152)构造成当阀碟升程(H)大于等于所述第一升程值(H₁)时连通所述初级加载腔(A)和所述次级加载腔(B)以使得阀前空间(Q₁)和阀后空间(Q₂)之间的压差(ΔP)作用于该初级加载面积(A_b)上形成所述次级载荷压差力(F_b)。

4.根据权利要求3所述的高压调节阀(100)，其特征是，该高压调节阀(100)包括泄压通道和通过该泄压通道能与阀后空间(Q₂)连通的预启阀腔(C)。

5.根据权利要求4所述的高压调节阀(100)，其特征是，所述泄压通道由预启阀腔泄压孔(167)和预启阀泄压孔(168)构成。

6.根据权利要求4所述的高压调节阀(100)，其特征是，所述至少一个次级加载机构还包括次级加载腔第二通道(153)，该次级加载腔第二通道(153)构造成当阀碟升程(H)小于一个第二升程值(H₂)时连通所述次级加载腔(B)和所述预启阀腔(C)，且当阀碟升程(H)大于等于所述第二升程值(H₂)时隔绝所述次级加载腔(B)和所述预启阀腔(C)。

7.根据权利要求6所述的高压调节阀(100)，其特征是，所述第一升程值(H₁)大于所述第二升程值(H₂)。

8.根据权利要求6所述的高压调节阀(100)，其特征是，所述第一升程值(H₁)与所述第二升程值(H₂)之比在1.2-1.5范围和/或所述第二升程值(H₂)与所述全开升程(H_K)之比在0.18-0.21范围。

9.根据权利要求6所述的高压调节阀(100)，其特征是，所述次级加载腔第一通道在靠近所述次级加载腔(B)的端部处设置有朝该次级加载腔(B)渐缩的带第一锥度(α₁)的第一锥面(164)，该第一锥度(α₁)在6°-12°的范围。

10.根据权利要求6至9中任一项所述的高压调节阀(100)，其特征是，所述次级加载腔第二通道在靠近次级加载腔(B)的端部处设置有朝该次级加载腔(B)渐缩的带第二锥度(α₂)的第二锥面(165)，第二锥度(α₂)在6°-12°的范围。

11.根据权利要求1所述的高压调节阀(100)，其特征是，所述高压调节阀是电站汽轮机的高压调节阀。

12.一种调节高压流体的方法，其特征是，包括如下步骤：

在该高压流体的流动路径中设置高压调节阀，其中该高压调节阀具有包括阀壳、固定在阀壳中的阀座、阀碟、与阀碟相联接的阀杆和套设在阀碟外的阀碟导向套筒，其中，所述阀碟在阀杆的驱动下可沿该阀碟导向套筒在阀碟落座于阀座上的闭合位置和对应于阀碟升程的最大值的全开升程之间上下运动；

通过该高压调节阀的阀壳在该流动路径中限定出高压的阀前空间和低压的阀后空间，所述阀前空间与所述阀后空间当所述阀碟位于该闭合位置时彼此隔绝且当离开所述闭合位置时彼此连通；

在所述高压调节阀中设置具有初级加载机构和选择性地与阀前空间连通的至少一个次级加载机构的分级加载机构，其中该初级加载机构包括与阀前空间连通的初级加载腔，所述至少一个次级加载机构各包括选择性地与阀前空间连通的次级加载腔；和

调节阀碟的升程以调节流到阀后空间的高压流体的压力与流量，其中，在初级加载腔中形成施加到阀碟上的初级载荷压差力，且当阀碟的升程大于等于一个第一升程值时，在次级加载腔中形成施加到阀碟上的次级载荷压差力。

13.根据权利要求12所述的方法，其特征是，该高压调节阀还包括泄压通道和通过该泄压通道能与阀后空间连通的预启阀腔，其中，还包括在阀杆与阀碟的联接中设置预启升程的步骤，其中当阀杆在预启升程中运动时，所述阀碟保持在闭合位置中，且该预启阀腔通过该泄压通道与阀后空间连通以起到预启阀的作用。

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