李少軍，張鯤羽，王景勝，龔存忠

(中國艦船重工集團(tuán)公司第七〇四研究所，上海 200031)

0 引 言

汽輪機(jī)供油系統(tǒng)是汽輪發(fā)電機(jī)組重要的系統(tǒng)之一，主要承擔(dān)向汽輪發(fā)電機(jī)組各軸承提供潤滑油、向調(diào)節(jié)系統(tǒng)提供壓力油、在啟動及停機(jī)過程時向盤車裝置及汽封壓力調(diào)整器等設(shè)備提供壓力油，保證機(jī)組正常安全穩(wěn)定運(yùn)行。供油系統(tǒng)一般包括主油泵、注油器等設(shè)備，主油泵出口高壓油通過注油器噴嘴后，速度增加，壓力降低，從而卷吸周圍的潤滑油在混合室進(jìn)行摻混后，隨著高速液流進(jìn)入擴(kuò)散器擴(kuò)壓室進(jìn)行擴(kuò)壓，實現(xiàn)高壓油向大流量低壓油的能量轉(zhuǎn)換[1–2]。

眾多學(xué)者開展了噴射泵的研究[3～7]，但基本基于以水為介質(zhì)進(jìn)行研究，對滑油系統(tǒng)注油器的研究相對較少。目前國內(nèi)船用汽輪發(fā)電機(jī)組多采用單注油器系統(tǒng)，即通過注油器向主油泵供油，通過主油泵的運(yùn)轉(zhuǎn)，實現(xiàn)低壓油增壓為高壓油，高壓油一部分直接通往調(diào)節(jié)系統(tǒng)作為控制動力油，另一路通過節(jié)流孔板，將高壓油轉(zhuǎn)化成為低壓油作為潤滑用油，在實際運(yùn)行過程中，通常需要將1.0～1.5 MPa的高壓油通過節(jié)流孔板轉(zhuǎn)化為0.25～0.35 MPa的低壓潤滑油，所需的節(jié)流孔板通?？讖捷^小，由此引起極大的管路損失及流體噪音。

本文針對某船用汽輪發(fā)電機(jī)組滑油系統(tǒng)，首次采用雙注油器設(shè)計，即潤滑油系統(tǒng)由節(jié)流孔板節(jié)流降壓更改為注油器，并對雙注油器進(jìn)行設(shè)計計算，采用計算流體力學(xué)軟件對注油器內(nèi)部流動進(jìn)行數(shù)值計算，并搭建專用的雙注油器試驗平臺，對注油器的設(shè)計進(jìn)行試驗驗證，后續(xù)在設(shè)計機(jī)組上對注油器系統(tǒng)進(jìn)行試驗驗證。

1 供油系統(tǒng)雙注油器設(shè)計計算

1.1 汽輪機(jī)滑油系統(tǒng)設(shè)計

雙注油器系統(tǒng)采用2個注油器，其中注油器Ⅰ主要供給主油泵進(jìn)口，出口壓力0.15 MPa，流量約1 080 L/min；注油器Ⅱ主要供給潤滑總管，出口壓力0.3 MPa，油量約607 L/min；兩路注油器的進(jìn)口用油均由主油泵出口供給，主油泵出口設(shè)計壓力1.35 MPa。圖1為汽輪發(fā)電機(jī)組滑油系統(tǒng)原理簡圖。注油器進(jìn)口設(shè)置換向閥，并安裝不同通徑的節(jié)流孔板，在機(jī)組啟停過程中，當(dāng)主油泵未正常工作前，由電動油泵提供注油器進(jìn)口高壓油。

圖 1 汽輪機(jī)供油系統(tǒng)原理簡圖Fig. 1 The principle system diagram of double oil ejector

在單注油器潤滑系統(tǒng)中，機(jī)組啟動及停止過程中的潤滑油來自電動油泵出口高壓油，通過調(diào)整，該油壓穩(wěn)定在0.8～0.9 MPa，通過節(jié)流孔板，保證潤滑總管油壓0.25～0.35 MPa。在雙注油器潤滑系統(tǒng)中，滑潤油通過注油器Ⅱ供給，在機(jī)組啟停過程中，由電動油泵提供注油器進(jìn)口高壓油，但電動油泵出口油壓及油量遠(yuǎn)小于主油泵出口油壓及油量，有可能導(dǎo)致在機(jī)組啟停過程中，潤滑油壓偏低而無法開機(jī)的情況。

因此，雙注油器設(shè)計的難點主要在于注油器系統(tǒng)按設(shè)計工況設(shè)計完成后，需要考慮機(jī)組在啟停過程中，注油器出口油壓及流量是否滿足機(jī)組潤滑系統(tǒng)需要。

1.2 注油器設(shè)計計算

針對注油器的計算，國內(nèi)尚無統(tǒng)一的計算公式，大部分注油器設(shè)計計算均采用基于試驗基礎(chǔ)上的經(jīng)驗公式進(jìn)行，本次注油器設(shè)計計算采用文獻(xiàn)[3 – 4]提供的計算公式進(jìn)行計算，雙注油器的設(shè)計計算結(jié)果如表1所示。

2 雙注油器流動數(shù)值計算

2.1 問題描述與數(shù)值方法

數(shù)值計算采用CFX計算流體力學(xué)軟件，計算網(wǎng)格采用ICEM軟件生成六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，網(wǎng)格總數(shù)為73.2萬，其中噴嘴網(wǎng)格總數(shù)為11.4萬，擴(kuò)散器為61.8萬，圖2為注油器內(nèi)噴嘴與擴(kuò)散器的計算網(wǎng)格圖。根據(jù)機(jī)組實際運(yùn)行情況，在CFX中定義了新的工質(zhì)，其特性參照68號汽輪機(jī)透平油。

表 1 雙注油器設(shè)計計算結(jié)果Tab. 1 Design compute result of the oil ejector

圖 2 噴嘴與擴(kuò)散器計算網(wǎng)格圖Fig. 2 Simulation mesh model of the oil ejector

邊界條件定義噴嘴進(jìn)口總壓1.35 MPa，擴(kuò)散器出口給定流量，對于注油器Ⅰ，出口給定流量為15.7 g/s，對于注油器Ⅱ，出口給定流量為8.73 kg/s，在潤滑油吸油進(jìn)口，給定opening邊界條件，參考壓力設(shè)置為0.01 MPa，Entrainment條件。

湍流模型采用標(biāo)準(zhǔn)的k-ε模型，該模型為兩方程模型，能夠適應(yīng)絕大部分的工程計算，采用基于有限元的有限容積法離散上述控制方程，同時應(yīng)用高分辨率格式（High Resolution Scheme）離散對流項，壓力和速度耦合方式選擇壓力-速度隱式修正的Simple算法，收斂殘差設(shè)為10 E-6。

2.2 計算結(jié)果分析

根據(jù)給定的邊界條件，對雙注油器噴嘴的進(jìn)口流量，擴(kuò)散器出口壓力，吸油量等相關(guān)參數(shù)進(jìn)行計算，計算結(jié)果如表2所示。通過比較表1與表2的數(shù)據(jù)可知，數(shù)值計算與理論計算最大差別在與注油器Ⅰ，噴油量與吸油量差別約30 L/min，但基本可以滿足工程計算需求。

表 2 雙注油器數(shù)值計算結(jié)果Tab. 2 Numerical simulation result of the oil ejector

圖3為注油器Ⅰ內(nèi)中分面的速度分布圖，圖5為注油器Ⅱ內(nèi)中分面的速度分布圖，從圖中可以看出，高壓油經(jīng)過噴嘴后，速度最高為54 m/s，且2個噴嘴出口速度基本一致。高速低壓潤滑油從而卷吸周圍大量的潤滑油進(jìn)入混合室，從云圖中能明顯看出，潤滑油的混合階段基本集中在擴(kuò)散器的混合室中，且擴(kuò)散器出口速度與壓力基本已均勻。

圖 3 注油器Ⅰ中分面速度云圖Fig. 3 Contours of velocity of the oil ejector Ⅰ

圖 4 注油器Ⅰ中分面壓力降云圖Fig. 4 Contours of pressure of the oil ejector Ⅰ

圖 5 注油器Ⅱ中分面速度云圖Fig. 5 Contours of velocity of the oil ejector Ⅱ

圖 6 注油器Ⅱ中分面壓力降云圖Fig. 6 Contours of pressure of the oil ejector Ⅱ

圖4和圖6為注油器內(nèi)壓力云圖，從2張云圖中可以看出，高速流體在擴(kuò)壓管內(nèi)實現(xiàn)了比較好的擴(kuò)壓，在整個擴(kuò)壓室中末端，潤滑油的壓力基本保持不變，這樣可以極大地降低出口潤滑油的紊流狀態(tài)，實現(xiàn)出口流速的均勻分布，有利于降低管路振動噪聲。

3 供油系統(tǒng)雙注油器試驗研究

3.1 雙注油器系統(tǒng)試驗臺試驗

本供油系統(tǒng)雙注油器在專用試驗臺位上進(jìn)行試驗，試驗系統(tǒng)如圖7所示。試驗采用真實主油泵模擬汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子主油泵，電動油泵額定出口油壓1.0 MPa，流量600 L/min，通過調(diào)整油壓調(diào)節(jié)閥調(diào)整注油器進(jìn)口油壓～1.35 MPa，通過調(diào)整截止閥模擬機(jī)組真實管路中的阻力，試驗當(dāng)出口壓力分別為0.3±0.05 MPa和0.15±0.05 MPa時，各注油器進(jìn)出口流量是否達(dá)到設(shè)計要求。同時，通過安裝在換向閥的節(jié)流孔板，模擬機(jī)組啟停過程中雙注油器潤滑油流量分配。

試驗過程中，模擬機(jī)組實際的工作狀態(tài)，油箱油溫設(shè)置為55 ℃，同時調(diào)整電動油泵出口壓力～1.35 MPa，對各注油器單獨(dú)進(jìn)行試驗，通過調(diào)節(jié)各注油器出口的截止閥，調(diào)整注油器出口壓力，試驗結(jié)果如表3所示。通過試驗數(shù)據(jù)與表2進(jìn)行對比可知，試驗數(shù)據(jù)與數(shù)值計算誤差較小，基本符合設(shè)計要求。其中雙注油器噴油總量～726 L/min，主油泵出口流量～1 022 L/min，因此供電液調(diào)速器的潤滑油～296 L/min，基本滿足電液調(diào)速器對潤滑油量的需求。

圖 7 雙注油器試驗系統(tǒng)圖Fig. 7 The test system diagram of the double oil ejector

表 3 雙注油器試驗數(shù)據(jù)結(jié)果Tab. 3 Test result of the double oil ejector

模擬汽輪機(jī)在啟動及停止的實際工作狀態(tài)，潤滑油溫設(shè)置為45 ℃，同時調(diào)整電動油泵出口壓力～1.0 MPa，對雙注油器進(jìn)行試驗，試驗時，注油器Ⅰ設(shè)置節(jié)流孔板尺寸為φ30，注油器Ⅱ設(shè)置節(jié)流孔板為φ40，通過調(diào)節(jié)各注油器出口的截止閥，調(diào)整注油器出口壓力，試驗結(jié)果如表4所示。通過數(shù)據(jù)可知，在機(jī)組啟動及停機(jī)過程中，雙注油器噴油總量～639 L/min，各注油器的流量分配基本滿足機(jī)組的運(yùn)行條件。

表 4 雙注油器試驗數(shù)據(jù)結(jié)果Tab. 4 Test result of the double oil ejector

3.2 雙注油器系統(tǒng)實際機(jī)組試驗

由于試驗臺系統(tǒng)與真實機(jī)組的管路系統(tǒng)阻力存在差異，雙注油器滑油系統(tǒng)實際配機(jī)試驗后，對注油器出口壓力進(jìn)行監(jiān)測，試驗在開機(jī)過程及正常運(yùn)行狀態(tài)下進(jìn)行試驗，對機(jī)組各軸承及單向閥前節(jié)流孔板進(jìn)行調(diào)整，由于電動油泵單獨(dú)工作時，流量僅為667 L/min，試驗時，注油器Ⅱ出口油壓較低，通過不斷減少注油器Ⅰ進(jìn)口節(jié)流孔板，期望進(jìn)一步提高注油器Ⅱ出口油壓，最終設(shè)置注油器Ⅰ設(shè)置節(jié)流孔板尺寸為φ10，注油器Ⅱ不設(shè)置節(jié)流孔板，在汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速為0 r/min時，試驗結(jié)果如表5所示。其中進(jìn)出口壓力單位為MPa。

表 5 雙注油器靜態(tài)試驗數(shù)據(jù)結(jié)果Tab. 5 Static test result of the double oil ejector

主油泵工作時，注油器Ⅰ設(shè)置節(jié)流孔板尺寸為φ40，注油器Ⅱ設(shè)置節(jié)流孔板為φ35，在汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速為6 692 r/min時，試驗結(jié)果如表6所示。其中進(jìn)出口壓力單位為MPa。

試驗過程中，對潤滑總管油溫油壓、各軸承回油溫度等進(jìn)行監(jiān)測，并進(jìn)行了8 h滿載連續(xù)試驗，試驗結(jié)果如表7所示。由表2可以看出，各軸承回油溫度均≤75 ℃。滿足技術(shù)要求規(guī)定值。

表 6 雙注油器動態(tài)試驗數(shù)據(jù)結(jié)果Tab. 6 Dynamic test result of the double oil ejector

4 結(jié) 語

針對某船用汽輪發(fā)電機(jī)組在實際運(yùn)行過程中對潤滑油的使用需求，設(shè)計了汽輪機(jī)滑油系統(tǒng)及雙注油器，并對雙注油器采用流體力學(xué)軟件進(jìn)行了三維黏性數(shù)值計算，搭建了供油系統(tǒng)注油器專用試驗平臺，針對機(jī)組正常運(yùn)行及啟停工況對供油系統(tǒng)進(jìn)行試驗，并進(jìn)行配機(jī)試驗，試驗結(jié)果表明雙注油器系統(tǒng)可以滿足機(jī)組的實際使用需求，設(shè)計及試驗小結(jié)如下：

1）雙注油器系統(tǒng)試驗臺對注油器進(jìn)行模擬試驗，由于管路系統(tǒng)阻力存在差異，試驗臺系統(tǒng)在滿足進(jìn)出口壓力的試驗條件下，如注油器流量滿足設(shè)計值，該注油器實際配機(jī)試驗基本滿足使用要求。

2）雙注油器系統(tǒng)需要考慮機(jī)組在啟動及停機(jī)過程中潤滑系統(tǒng)油壓的變化，在允許的條件下，可以通過提高電動油泵的流量來實現(xiàn)潤滑總管油壓的提升。