Исследование некоторых особенностей гидравлического сервомотора

В системах регулирования паровых и газовых турбин широко применяется односторонний пружинный гидравлический сервомотор с золотником, управляемым проточной линией. Проточная гидравлическая линия образуется впуском масла в дроссельное окно золотника сервомотора и выпуском в дроссельное окно управляющего органа (УО). Давление в проточной линии управляет сервомотором, воздействуя на нижний торец золотника, и уравновешивает действие напорного давления на дифференциальную площадь золотника сервомотора.
В статических режимах давление в проточной линии остается постоянным, а расход меняется соответственно изменению площади управляющих окон. Так как по мере увеличения расхода увеличивается нечувствительность золотника к управляющему сигналу и его пульсация, наименьший расход в проточной линии выбирается для положения сервомотора, соответствующего максимальной нагрузке турбины. Таким образом выполнены промежуточные усилители систем регулирования паровых турбин мощностью 300 ... 1200 МВт и сервомоторы газовых турбин мощностью 100 МВт производства ЛМЗ.
Практика показала, что в системах с подобными сервомоторами (иногда в условиях ограниченной производительности маслонапорной установки) могут возникать относительно низкочастотные автоколебания. Это в большой степени вызвано тем, что в процессе движения сервомоторов системы регулирования на открытие возникало значительное падение напорного давления (при движении на закрытие расход масла незначителен, так как рассматриваемые сервомоторы односторонние), а вызванное этим перемещение УО (в системах регулирования Л М3 — золотника регулятора скорости и золотника электрогидравлического преобразователя) приводило к дополнительному сигналу на открытие. Такая положительная обратная связь способствовала возникновению и поддержанию автоколебаний. Однако и после значительного уменьшения влияния напорного давления на положение УО путем установки в его золотнике специального редукционного клапана автоколебания в указанных системах регулирования возникали, и для их устранения пришлось устанавливать ограничительную диафрагму на подводе масла под поршень сервомотора, т. е. замедлять систему регулирования.
При этом выявилось, что допустимое быстродействие системы регулирования может существенно зависеть от размеров управляющих и напорных маслопроводов. Например, в турбине К-300-240 удалось вдвое увеличить диаметр ограничительной диафрагмы благодаря уменьшению длины и диаметра трубопровода проточной линии (длины с 10 до 5 м, диаметра с 50 до 32 мм), а также благодаря изменению места присоединения к напорному коллектору маслопроводов, подающих масло в проточную линию и под поршень сервомотора.
Так как положение золотника сервомотора, изображенного на рис. 1, в статике практически не зависит от величины напорного давления, причины исследуемых автоколебаний следует искать в условиях возникновения динамической положительной обратной связи по напорному давлению. Для этого рассмотрим уравнения движения сервомотора с подводящими трубопроводами, как они изображены на рис. 1.
Уравнения движения сервомотора на фазах у > 0 и 0 будут существенно различны, так как поршень питается маслом из напорной линии 1 только на фазе
У > 0. Условия, поддерживающие автоколебания на фазе у > 0, порождены динамической положительной обратной связью по давлению рх и будут далее исследованы. На фазе же у < 0 автоколебания могут поддерживаться по целому ряду причин, связанных с собственными динамическими характеристиками сервомотора, приводящими, в частности, к перерегулированию поршня, вызывающему возобновление фазы у > 0. Положительная обратная связь по давлению рг на фазе у > 0 нежелательна также и в устойчивой системе, так как вносит дополнительные перерегулирование и колебательность в переходный процесс. Наиболее неблагоприятное влияние на динамику сервомотора оказывает сжимаемость масла в управляющей линии, приводящая к рассогласованию давлений рг и р2» и масса масла в напорном трубопроводе, что и учтем при выводе уравнений сервомотора, отбросив такие благоприятные факторы, как сжимаемость масла в напорном трубопроводе, массу золотника сервомотора и т. п.
В связи с относительно низкой частотой автоколебаний при выводе уравнений для простоты массу и сжимаемость жидкости в линиях 1 и 2 считаем сосредоточенными. Сопротивлением труб и массой движущихся частей пренебрегаем. В случае, когда рассматриваемый сервомотор является промежуточным усилителем, а управляемые им сервомоторы также питаются от линии 1, площади поршней этих сервомоторов считаем приведенными к площади поршня промежуточного усилителя в соответствии со статическими зависимостями. Учитывая сказанное, выпишем линеаризованные уравнения сервомотора с трубопроводами на фазе у > 0.
Уравнение движения золотника. Если пренебречь массой золотника и учесть, что обычно дифференциальные площади золотника обеспечивают давление в проточной линии, равное половине напорного, то уравнение движения золотника с учетом сжимаемости масла в проточной линии примет вид, где Т8 = Р8йа/й2 — открытие впускного окна проточной линии; — расход проточной линии; 0 — модуль объемной упругости; х — коэффициент, учитывающий нл'ияние изменения напорного давления на выходной сигнал ^О.
Уравнение движения поршня сервомотора. Если пренебречь массой подвижных частей и учесть, что давление под поршнем с учетом запасов примерно в 2 раза меньше напорного, то уравнение движения на фазе у > 0 можно записать в следующем виде: где ( — передаточное отношение обратной связи сервомотора; Т8=Р1Н1Н(2г\ Нх — открытие окна впуска масла под поршень; 0.х — расход масла под поршень; &=к191рж; Н10 — размер, характеризующий расход.
При этом с учетом массы масла в подводящем трубопроводе и характеристики насоса.