基于節流孔板的單注油器汽輪機油系統優化設計

王 孟

（洛陽中重發電設備有限責任公司，洛陽 471003）

汽輪機的供油系統是汽輪機主要系統之一，也是關系到汽輪機安全和無事故運行的關鍵系統。在機組運行中,即使短暫中斷供油，也會造成嚴重的設備事故，因此要求供油系統務必做到安全可靠而又經濟實用[1]。對于小功率汽輪機，它主要包括調節、保安和潤滑三個供油系統。其中，潤滑油系統主要向汽輪機、發電機和盤車裝置供應潤滑油，保證其潤滑和冷卻。軸承進口油壓要求0.08～0.12MPa，油壓對軸承高速旋轉時形成油膜至關重要，因而要求在汽輪機組啟動、運行、停機任何時刻保持油壓波動在要求的范圍內。

小功率汽輪機（6000kW以下）在正常運行時一般由“軸頭主油泵+單注油器”模式供油，此結構簡單、可靠、節能。為保證調節、保安系統和注油器噴射用油，故主油泵出口壓力比汽輪機潤滑油壓力要高得多，一般在0.9MPa左右，考慮機組在啟動、暖機過程中主油泵無法迅速投入，故設置有啟動油泵一臺，其壓力略低于主油泵壓力，在0.8MPa左右。出于對汽輪機組安全考慮，還分別配備了交、直流潤滑油泵作為備用，其出口壓力較低，約為0.25MPa。

1 項目背景

洛陽中重發電設備有限責任公司一臺N5-2.0凝汽式汽輪機在安裝調試中出現潤滑油壓不穩定，當啟動油泵或者主油泵處于工作狀態時通過潤滑油壓調整閥維持潤滑油壓0.11MPa，但是在進行潤滑泵連鎖試驗時發現潤滑油壓僅有0.05MPa，需要人為重新調節潤滑油壓調整閥維持油壓正常。但是，在機組運行中，正常、危急停機且啟動油泵無法正常投入時，操作人員無法迅速到達現場調整潤滑油壓，存在一定的安全隱患。

2 原因分析及優化措施

2.1 原因分析

經分析認為，泵的出口壓力不匹配是主要原因，如圖1所示。主油泵及啟動泵出口壓力為0.8～1.0MPa，而交、直流潤滑泵出口壓力均為0.255MPa。若機組啟動初次按潤滑泵調節潤滑油壓，則切換至啟動泵和主油泵時潤滑油壓偏高；若機組啟動初次按啟動泵調節潤滑油壓，在切換至潤滑泵后時潤滑油壓偏低。均需對潤滑油壓進行二次調節，可操作性差。

2.2 改進措施

由于主油泵及啟動泵出口壓力較潤滑泵出口壓力高得多，二者相互切換時不可避免油壓異常波動，為不影響調節、保安系統工作油壓和注油器所需的高壓噴射油，現考慮在高壓油經過注油器后增加降壓裝置，將高壓油從0.932MPa降至0.255MPa，如圖2所示。對幾種降壓方式綜合對比后，筆者認為孔板結構簡單可靠、經濟實用，因而在此次系統優化中采用孔板結構。

圖1 汽輪機潤滑油系統圖（優化前）

圖2 汽輪機潤滑油系統圖（優化后）

2.3 節流孔板設計

當小孔的通流長度l與孔徑d之比l/d≤0.5時，稱為薄壁小孔，如圖3所示。當液流經過管道由小孔流出時，由于液體的慣性作用，通過小孔后的液流形成一個收縮端面C-C，然后再擴散，這一收縮和擴散過程產生很大的能量損失[2]。

圖3 通過薄壁小孔的液流

將圖3所示的1、2兩個截面用伯努利方程表示為：

取動能修正系數α=1，z1=z2,，式（1）可改寫為：

hw為透平油流經小孔的局部能量損失，它包含兩部分：截面突然縮小時的hw1，截面突然擴大時的hw2。

式中，ξ為局部阻力系數。

由于dc遠小于d2，所以Ac/A2≈0，則式（4）可改寫為：

圖3中A1=A2，由流體連續性方程可知：

將式（3）、式（5）、式（6）帶入式（2）可得：

經過薄壁小孔的流量為：

式中，d為小孔直徑；Cc為截面收縮系數，Cc=Ac/A0；cd為流量系統，Cd=Cccv。

查閱汽輪機油系統資料得知：此汽輪機發電機組潤滑油系統需油量約為q=10.8m3/h，ΔP=0.677MPa，ρ=870kg/m3，cd取0.6，代入式（8）得d=12.7mm。

3 優化方案驗證

考慮孔板結構直徑不可調節，若流量系數等經驗數值選取與實際有偏離時，便于將孔板更換，故采用法蘭對夾結構。采用此結構原則上在不拆除管路的基礎上即可安裝、更換節流孔板。此方案經過公司內部評審后，于2017年8月將節流孔板結構發往N5-2.0電站調試現場，對原潤滑油管道進行局部該進。在機組再次開機中，高、低壓油泵切換時未出現油壓波動，油壓一直維持在0.091MPa，與設計要求一致，并且油溫也未出現異常波動。此方案可以較好解決單注油器汽輪機高、低壓油泵切換中油壓不匹配問題。

4 結論

與節流閥或減壓閥等方式相比，此節流孔板結構簡單、可靠、經濟，具備很高的推廣價值。目前，此結構已在洛陽中重發電設備有限責任公司類似汽輪機組中得以推廣，保證單注油器汽輪機高、低壓油泵切換中油壓穩定，為汽輪機組連續、安全運行提供了可靠的潤滑油壓。