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1、Comment A1: 老师，这个式子中 系数 10.2 是怎样得出的？是什么 意思？1 绪论555.5mm555.5mm1127mm188mm376mm全全开开位位置置全全关关位位置置杠杠杆杆弹弹簧簧室室油油动动机机支支撑撑短短柄柄弹弹簧簧室室端端盖盖导导杆杆活活塞塞杆杆支支架架图 1-1 杠杆运动行程图当高压主汽门关闭时，弹簧力必须大于机械阻力和蒸汽反作用力之和。1)机械阻力机械阻力的计算公式如下：RRR2R阀体操纵机械油动机式中，为阀体阻力，为操纵机构阻力，为油动机阻力。R阀体R操纵R油动机机械阻力的精确计算非常复杂，其中要用到一些假设和经验系数，但可以定性分析其增大的原因，在工程实践中
2、，一般认为是弹簧力的 10%左右。2)蒸汽反作用力当整个阀碟处于高压蒸汽中时，由于阀碟两侧的有效蒸汽作用面积存在着差别；当汽门还没有关闭时由于阀碟两侧的有效蒸汽作用面积差为门杆的截面积，则蒸汽反作用力的计算公式为：2R10.2d /4P蒸汽主蒸汽西安交通大学硕士学位论文2式中，d 为门杆直径，d=5.94cm，为主蒸汽压力，其额定值为 16.7MPa。P主蒸汽当主汽门没有完全关闭时，即主汽门开度较小时，由于节流作用，阀碟内侧压力降低，此时蒸汽反作用力的计算公式为： 222R10.2D /4P10.2Dd/4P蒸汽阀碟阀碟式中，D 为阀碟直径，D=20cm，为阀碟内侧平均蒸汽压力。P阀碟重重力力
3、摩摩擦擦阻阻力力杠杠杆杆弹弹簧簧力力摩摩擦擦阻阻力力油油压压力力蒸蒸汽汽推推力力摩摩擦擦阻阻力力门门杆杆活活塞塞杆杆回回油油弹弹簧簧架架376mm油油动动机机阻阻力力1110mm全全开开弹弹簧簧力力110000N转转动动阻阻力力阀阀体体阻阻力力侧侧向向力力188mm预预紧紧力力 59000N蒸蒸汽汽作作用用力力1200mm555.5mm555.5mm图 1-2 主汽门关闭过程受力示意图 图 1-3 主汽门受力分析图在 Error! Reference source not found.中，作出亚临界 600MW 机组主汽门阀碟压差和蒸汽推力之间的关系，在主汽门阀碟上下压差不太大时，也就是压差占
4、主蒸汽压力的 10%左右时压差与蒸汽推力基本是线性关系。3）弹簧力关闭弹簧力的计算公式* MERGEFORMAT 1(2.1)010FFFFX%弹簧式中，X%为相对汽门开度，为弹簧预紧力，为汽门全开时的弹簧力。0F1F表 1-1 蒸汽反作用力与阀碟两侧压差的关系P主蒸汽-P阀碟/MPaR蒸汽/N00.10.20.40.50.60.811.31.51.720 5650053300500904369040480372803087024470 14860 84602050 19 5368050480472704087037660343602805021650 12040 5640-770 18 50
5、85047650444403804034830316302522018820 92102810-3600 16.7 4718043980407703437031160279602155015150 5540-870-7270 16 4520042000387903239029180259801957013170 3560-2850 -9250 15 4238039180359702957026360231601675010350740-5670 -12070 14 39550363503314026740235302033013920 7520 -2090 -8500 -14900 13 36
6、730335303032023920207101751011100 4700 -4910 -11320 -17720 12 339003070027490210901788014680 8270 1870 -7740 -14150 -20550P主蒸汽 /MPa11 310802788024670182701506011860 5450 -950 -10560 -16970 -23370对于亚临界 600MW 汽轮机高压主汽门来说，在设计弹簧条件下，=5900kgf，0F=11300kgf。1F各个汽门开度下的弹簧力如表 2-2：表 1-2 不同主汽门开度下的弹簧力主汽门开度弹簧力/N100%
7、90%80%70% 60% 50% 40% 30% 20% 10%0%设计弹簧刚度1130001076001022009680091400860008060075200698006440059000弹簧刚度降低 5% 107350102220 97090 9196086830817007657071440663106118056050弹簧刚度降低 10%101700 96840 91980 8712082260774007254067680628205796053100根据公式* MERGEFORMAT Error! Reference source not found.，主汽门开度与弹簧力大
8、小基本成线性关系，如图 2-4 主汽门阀碟上下压差与蒸汽推力的关系 图 2-5 所示。减掉必然存在的机械阻力，大小约为弹簧力的 10%。西安交通大学硕士学位论文40.00.20.40.60.81.01.21.41.61.82.001000020000300004000050000蒸蒸汽汽推推力力/N主主蒸蒸汽汽阀阀碟碟上上下下压压差差/MPa主主蒸蒸汽汽压压力力16.7MPa02040608010060000700008000090000100000110000120000弹弹簧簧力力/N主主汽汽门门开开度度/ /% %图 1-4 主汽门阀碟上下压差与蒸汽推力的关系 图 1-5 主汽门开度与弹
9、簧力的关系国内上海汽轮机厂、哈尔滨汽轮机厂有限公司和日本三菱重工都是从美国西屋公司引进的汽轮机制造技术。其中上海汽轮机厂和哈尔滨汽轮机厂有限公司引进的技术是生产 300MW 和 600MW 亚临界汽轮机组，日本三菱重工引进的技术是生产 350MW亚临界汽轮机组和 600MW 超临界汽轮机组。这些汽轮机的高压主汽门虽然结构相同，但是各制造厂在实际生产中所采用的结构在细节上存在一定的差异。特别是在油动机定位方面，上海汽轮机厂所采用的结构与哈尔滨汽轮机厂有限公司和西屋公司所采用的结构存在着明显的区别。 （参见图 2-6 和图 2-7）上海汽轮机所采用的结构，由于油动机安装底座无定位销，其安装、检修工
10、艺变得非常复杂，多次出现安装底座与定位凸肩没有靠实的问题（图 2-6） 。哈汽厂和西屋公司的由于有连接块而使油动机固定非常牢靠（图 2-7 右图） 。查看主汽门的图纸，发现在生产制造过程中为了减少加工工序，导杆截面没有被加工成重量更轻的正方形，这直接导致门杆的重量增加了 56 倍。图 1-6 上汽厂高压主汽门油动机安装底座图 1-7 哈汽厂和西屋公司高压主汽门油动机连接块结构通过对主汽门结构分析、运动分析及受力分析，得出卧式布置主汽门一些缺陷：1)采用卧式布置，主汽门始终受到自身重力的作用，很难保证作用在杠杆上的三个力始终处于同一平面内；并且在制造安装过程中容易出现失误，很难保证活塞杆、导杆、
11、弹簧作用力与连杆的中心线处于同一平面。上述因素很容易引起杠杆机构机械阻力增大。2)油动机活塞杆始终受到杠杆施加的侧向力作用，且杠杆机械阻力越大，这个侧西安交通大学硕士学位论文6向力也越大；随着机组运行时间的增加，油动机和主汽门内部杂质的累积会使这一情况更加恶化。3)当主汽门门杆与衬套、主汽门大阀碟与衬套、主汽门连接销与衬套之间的间隙由于加工制造及安装状况不理想而偏小,那么其摩擦就比较严重,此时因阻力增加,影响主汽门关闭速度。由于高压主汽门结构上的缺陷，不可避免地导致门杆受到比较大的弯矩的作用。在现场检测中也发现门杆产生了比较大的塑性变形，因此有必要对主汽门进行详细的受力分析。主汽门门杆的受力情
12、况与主汽门杠杆机构的安装情况紧密联系在一起。当杠杆与导杆不接触时，杠杆机构不会对导杆有力的作用。当主汽门全开时，油动机是处于工作状态；当主汽门收到关闭信号时，油动机的动力油将会迅速卸载，此时，主汽门由弹簧力将其关下。1.1.1 导杆与杠杆之间有下间隙时的受力分析Comment A2: 老师，受力分析我 们看得差不多了，基本都明白， 只是对于这个式子的得出并不了 解，感觉很突兀。自己也一样一 些理解，如上图中，把门杆外伸 端看作是悬臂梁，对壁面根部列 出力矩平衡，则 7748.31000/52.68345.65115.17208.91111FMFMM图 1-8 导杆与杠杆之间有下间隙时的高压主汽
13、门纵截面图该情形如图 1-8 所示。由受力分析，应用力学定律35得：* MERGEFORMAT 2(2.2)113.7786 1725MMFNm7748. 31000/52.68345.65115.17208 . 91111FMFMM这个是我理解的式子计算表达，只是不知道对不对，但是关于 1725nm 是怎么样得 出的 ，我依然不懂，式中，M 为门杆外伸部分所受的总力矩，方向指向顺时针；M1为导杆左端所受的力矩，方向与 M 相反，为逆时针方向；F1为导杆所受的作用力，方向向上。导杆左端由门杆支撑，右端处于两片杠杆之间经过受力分析，应用力学定律得（参见图 2-9）：* MERGEFORMAT 3
14、(2.3)12165.4FFkg* MERGEFORMAT 4(2.4)121 1367.04-165.4 683.52 /1000MMFkg m西安交通大学硕士学位论文8图 1-9 导杆与杠杆之间有下间隙时的导杆受力示意图高温蠕变研究1)蠕变曲线材料的蠕变过程常用变形与时间之间的关系曲线来描述，在工程上称为蠕变曲线，它是由蠕变试验得到，把试验测量的结果标在时间 t-应变 坐标中绘制而成。在恒定温度和恒定拉伸应力的作用下，典型的蠕变曲线见图 4-10，图中 oa 为初始加载后引起的瞬时变形，它不属于蠕变变形。如果应力超过金属在该温度下的弹性极限，则oa 由弹性应变 oa和塑性应变 aa 两部分
15、组成。曲线 abcd 为蠕变曲线，其斜率为：为应变与时间的变化率，称为蠕变速率，用（或者）表示。tand dtc&蠕 变 应 变蠕变时间图 1-10 典型蠕变曲线根据蠕变速度的变化情况，整个蠕变过程可以分为三个阶段（见图 1-10） 。i)第一阶段曲线 ab 段 这一阶段的蠕变速度随时间的延长而逐渐减小，也称为减速蠕变阶段或起始蠕变阶段。ii) 第二阶段曲线 bc 段 这一阶段的蠕变曲线接近于一条直线，蠕变速度达到最小值并基本保持不变，称为等速蠕变阶段或稳定蠕变阶段。iii) 第三阶段曲线的 cd 段 这一阶段的蠕变速度随时间的延长不断增加，达 d 点时产生蠕变断裂，称为加速蠕变阶段。从图中可
16、以看出在初始阶段，弹性应变部分起主导作用，蠕变变形在初始阶段变化迅速而使应力剧烈变化；当体内各点的蠕变率逐渐过渡到稳定阶段，应力变化也逐渐缓慢下来，直到蠕变起控制作用时，应力趋于和时间无关的稳定值。也就是说应力由非稳态逐渐过渡到稳态。在机械工程中常要求金属材料的蠕变曲线具有很短的蠕变第一阶段，较长的第二阶段和明显的第三阶段，这样可使金属材料在很短的时间内达到最小的蠕变速度，然后在很长的时间内具有较小的蠕变变形，并且能清晰地预示蠕变断裂。长期在蠕变条件下工作的零件，其变形主要处于蠕变第二阶段，或弹性变形与蠕变变形相比可以忽略者，对于上述情况可以按“稳态蠕变”理论求解。i)蠕变数学表达式为了准确地描述蠕变规律，便于在工程计算中应用，许多研究者都设法使用
