杜曉東，王貴龍，李一興，龔存忠

(中國船舶重工集團公司第七〇四研究所，上海 200031)

0 引 言

油路系統(tǒng)是汽發(fā)機組的重要組成部分，起著為機組調節(jié)液壓系統(tǒng)提供高壓油以及向滑油系統(tǒng)提供潤滑油的作用[1–3]。油路系統(tǒng)工作的可靠與否，直接關系到汽輪發(fā)電機組的運行安全[4–5]，因此有必要研究掌握機組油路系統(tǒng)特性，提高機組運行的可靠性。

目前關于油路系統(tǒng)的研究多集中于主油泵特性的分析，如對主油泵進行試驗，分析其壓力和流量與轉速的關系[4]，研究離心鉆孔泵的穩(wěn)流網幾何形式對流場的影響[6–7]，對不同預旋形式的主油泵結構進行數(shù)值與試驗，研究其變工況性能，以及分析主油泵及電動泵無法正常切換故障的研究[8]，但對油路系統(tǒng)特性的研究較少。本文針對某船用小型汽輪發(fā)電機組的油路系統(tǒng)，采用試驗與數(shù)值計算相結合的方法，對油路系統(tǒng)總體特性及主油泵特性開展研究。

1 油路系統(tǒng)原理

試驗用汽輪發(fā)電機組滑油系統(tǒng)試驗臺基本原理如圖1所示。機組啟停的過程中，當汽輪機轉速低于設定值時，電動油泵啟動為機組供油，轉速高于設定值時，電動油泵關閉，機組鉆孔主油泵（軸帶泵）將旋轉動能轉化為油壓，為機組調速安保及潤滑系統(tǒng)供油，同時配置應急輔油泵，增強機組可靠性。

圖 1 油系統(tǒng)原理圖Fig. 1 Schematic diagram of oil system

機組試驗時發(fā)現(xiàn)，額定轉速時油路系統(tǒng)的潤滑油量略有不足，無法滿足潤滑需要，滑油出口油溫偏高。因此在注油器Ⅱ出口與主油泵供給調速保安系統(tǒng)油路間增加一路旁路，利用主油泵出口高壓油補給潤滑系統(tǒng)，旁路上使用節(jié)流孔板控制油量。

針對改進后的油路系統(tǒng)，對油路系統(tǒng)開展試驗與數(shù)值分析，試驗中旁路節(jié)流孔板的孔徑分別采取了Φ10及Φ15兩種規(guī)格，同時研究旁路對油路系統(tǒng)的影響。

2 油系統(tǒng)總體特性分析

圖2為油路系統(tǒng)壓力特性，分析可知，隨著轉速的升高，潤滑總管壓力隨轉速升高基本呈線性關系，主油泵壓增特性較為穩(wěn)定且呈指數(shù)型增長規(guī)律，與理論計算中的壓增與轉速的平方成正比規(guī)律一致。因此主油泵工作時，主油泵壓增及潤滑總管油壓的變化都能準確反映機組轉速的變化，機組可以根據該特征進行調速。

圖 2 油路系統(tǒng)壓力特性Fig. 2 Pressure characteristics of oil system

2種節(jié)流孔板孔徑規(guī)格的試驗中，主油泵轉速-壓增曲線基本重合，但隨著轉速的升高，Φ15規(guī)格的節(jié)流孔板的油路系統(tǒng)，主油泵進出口壓力相對Φ10方案有所降低，潤滑總管壓力則更高。這是由于旁路流量增大后，從主油泵進入注油器的流量被分流，根據注油器特性可知，注油器I從油箱中抽吸的流量相應減少、出口壓力下降，即主油泵進口壓力降低，主油泵壓增（轉速）不變的情況下，出口壓力相應減小，而潤滑總管由于主油泵高壓油的補充油壓升高。

圖3為油路系統(tǒng)油量分配特性，分析可知，從主油泵進入兩路注油器的油量基本一致，隨著轉速的上升，分配給注油器的油量基本呈線性增長，與主油泵進口流量隨轉速變化規(guī)律一致，但主油泵分配給注油器的流量百分比隨轉速增大逐漸減小，總體而言油量分配較為穩(wěn)定。各路油量的變化則主要是因為隨著轉速的上升，注油器Ⅱ出口即潤滑總管與主油泵出口的壓差逐漸增大，因此旁路通流能力增強，潤滑總管流量相應增大，具體數(shù)值見表1。

圖 3 油量分配特性Fig. 3 Oil distribution characteristics

表 1 注油器與主油泵進口流量比例Tab. 1 The ratio of the flow rate of the jet pump to the main oil pump inlet

Φ15節(jié)流孔板的油路方案相對Φ10方案，主油泵油量比例基本維持在0.89，而潤滑總管油量比例增大到1.074倍，注油器相對主油泵的流量比例相對較大，且2種方案下在機組從額定轉速降低到電動泵啟動轉速的過程中，注油器相對主油泵流量比例逐漸增大。以上規(guī)律說明旁路對油路系統(tǒng)中的主油泵油量影響較大，而對注油器及潤滑總管的特性影響稍小。

Φ15孔板方案的潤滑總管油量比例較大說明旁通管路孔板擴大有助于潤滑油量的增加，有利于提升停機工況下的潤滑油壓以便電動油泵的安全切換，進而提高機組的安全裕度。但是隨著轉速的逐步下降，2種節(jié)流孔板方案下的潤滑總管油壓及油量差距逐步減小，至主油泵啟動轉速時趨于一致，說明在Φ10旁通孔板方案的基礎上進一步擴大孔徑，無法降低機組的最低油泵切換轉速，并易引起主油泵氣蝕，因此旁通管路的設置需結合試驗確定。

3 主油泵特性分析

圖4為主油泵壓增隨轉速的變化曲線，其“變流量-試驗”曲線即為油系統(tǒng)壓力特性中的“主油泵壓增”曲線，“變流量-數(shù)值計算”曲線為采用各轉速下試驗數(shù)據的流量入口及壓力出口數(shù)據數(shù)值計算得到的。對比變流量曲線可知，數(shù)值計算結果與試驗曲線基本一致，說明數(shù)值計算精度滿足要求，能夠反映主油泵真實特性。額定轉速時通過主油泵的流量～1 000 L/min，壓增～1.1 MPa，與設計指標一致。

圖 4 主油泵壓增-轉速曲線Fig. 4 Pressure increase-speed curve of main oil pump

“定流量-數(shù)值計算”曲線則為在額定流量1 000 L/min時，給定相同背壓及不同轉速得到，對比曲線可知定流量與變流量曲線規(guī)律及數(shù)值基本一致，只有在轉速低于4 000 r/min時，變流量曲線的壓增更高，這主要是因為定流量曲線的計算流量恒定不變，低轉速時的流量較變流量曲線更大，經鉆孔泵增壓后流經較密的穩(wěn)流網時，流動損失相對壓增而言，低轉速時占比更高，因此低轉速時定流量曲線值更小。無論定流量還是變流量，主油泵壓增與轉速的關系基本呈指數(shù)型上升的規(guī)律。

圖5為在額定轉速下的主油泵壓增隨流量的變化曲線，分析可知隨著流量的增大壓增逐漸減小，且壓增變化的趨勢趨于平緩，600 L/min與1 200 L/min流量引起的壓增差距較小僅為0.016 MPa，這說明主油泵在大流量范圍內的變工況特性較好。

圖 5 主油泵壓增-流量曲線Fig. 5 Pressure increase-flow curve of main oil pump

4 結 語

通過對機組油路系統(tǒng)的研究，分析后主要得到以下結論：

1）主油泵壓增及潤滑總管的油壓隨機組轉速的升高具有一定規(guī)律，能準確反映機組轉速的變化，機組可據此特征進行調速；

2）主油泵在大流量范圍內具有良好的變工況性能；

3）油路系統(tǒng)性能滿足設計要求。