1 供油系统简介
供油系统采用主油泵-射油器型式。由汽轮机主轴直接带动的离心式主油泵打出来的油分成两路：一路通向调节系统，一路通向射油器。射油器由两台并联组成，Ⅰ号向主油泵进口供油，Ⅱ号向机组润滑油系统供油。系统有3台离心式辅助油泵，其中高压启动油泵在机组启动时代替主油泵工作，交流润滑油泵用于启动前、停机和盘车时向机组提供润滑油，直流油泵用作紧急备用。
2 改造方案
a)主油泵与高压启动油泵实现自动切换。为此主油泵进行增容改造，提高出力；高压启动油泵修改P-Q特性，适当调低出力，重新匹配与主油泵并联运行工况参数，实现自动切换。
b)改善汽蚀特性。按优化设计的参数对Ⅰ、Ⅱ号射油器进行改造；修改交流润滑油泵泵轮，扩大入口截面及叶片入口、叶片型线，降低流速。
c)为解决主油泵齿形联轴器和推力轴承的磨损问题，采用新型推力轴承、支持轴承、齿形联轴器、密封环等部件。
d)更换汽轮机各轴承进油节流孔板，重新分配润滑油流量。
3 改造工作
3.1 主油泵
3.1.1 泵壳
因制造工艺的原因，主油泵出口在泵壳中分面结合处有节流现象，解体后修刮泵壳上下两部分主油泵的出口连接处，使它们光滑连接起来。
3.1.2 叶轮
为达到增容目的，在原叶轮(
385 mm)热套一厚6 mm的钢环，焊接后车削至394 mm；叶片出口堆焊后，叶片出口宽度由2×13 mm铣至2×14.5 mm，叶片出口角增大了6°～ 8°。
3.1.3 更换密封环
主油泵前密封环由原176 mm改为174 mm，径向间隙0.3 mm；后密封环由180 mm改为184 mm，径向间隙0.28 mm。
3.1.4 更换新型推力轴承、支持轴承及挡油环
原推力轴承和支持轴承的上下两半分别镶于泵壳的上下两部分，轴承中分面没有连接螺丝，在起吊时常常会拉伤轴承推力面，改型后轴承上下两半用螺丝连成一体，泵壳只充当轴承压盖的作用。推力轴承间隙修至0.11 mm，起吊泵壳不会影响轴承推力面及接触面。
3.1.5 更换新型齿形联轴器
齿形联轴器齿轮节圆直径由96 mm改为114 mm，这样可降低齿面接触应力，防止齿面发生磨 损。
3.2 高压启动油泵
高压启动油泵叶轮直径由316 mm车削至310 mm，叶片口堆焊后出口角铣大6°～8°。
3.3 射油器
更换新型喷嘴，其中1号喷嘴直径16.6 mm，2号喷嘴直径为20 mm。修改喷嘴喉部直径，1号 喷嘴喉部直径由63 mm扩至70 mm，2号喷嘴喉部直径由55 mm扩至64 mm。调整喉距，1号 喉距由95 mm扩至126 mm，2号喉距由83 mm扩至115.2 mm。导流罩入口截面夹角车削至90°，并修刮圆滑过渡。
3.4 交流油泵
叶轮入口直径由108 mm车削至114 mm，用专用车刀扩大叶轮入口过流面积，吸入室入口直径由110 mm扩至114 mm。
3.5 轴承供油孔板
更换各轴承润滑油供油孔板，如表1。
表1 改造前后各轴承供油孔板孔径 smm
1 2 3 4 5 6 7 改造前 22 48 35 35 35 60 60 改造后 16 42 28 28 28 40 40 4 运行情况大修后机组第一次启动，运行情况如下：高压启动油泵出口压力为1.92 MPa，润滑油压为0.12 MPa，高压启动油泵满载电流为305 A。当汽轮机转速升至2 800 r／min时，高压启动油泵电流开始下降；当转速升至2 870 r／min时，高压启动油泵电流降至137 A，并稳定不 变。此时，主油泵出口压力为2.1 MPa，入口压力为0.84 MPa。手动按钮停止高压启动油 泵运行，主油泵开始正常工作，主油泵与高压启动油泵实现了自动切换，系统不出现任何摆 动。轴承温度和回油温度如表2。
表2 轴承温度和回油温度 ℃
1 2 3 4 5 6 7 轴承温度 75 69 78 80 77 56 55 回油温度 48 48 58 58 57 45 46 运行结果表明主油泵入口压力偏低，因机组振动大需停机处理，遂把1号射油器吊出， 把喷嘴由16.6 mm扩至17.2 mm，3号、4号轴承润滑油供油孔板用回原来的孔板(35.2 mm)。机组再次启动，主油泵入口压力为0.96 MPa，其它参数几乎不变。 5 改造效果及建议
此次改造达到了预期目的，特别是主油泵与高压启动油泵实现了无扰动自动切换，不仅减轻了运行人员的劳动强度，也提高了机组运行的安全性。
当然机组第一次启动时也暴露出一些问题，如主油泵入口压力偏低等。因每台机组与设计各有差异，建议改造前对机组实际运行参数如主油泵出口压力、入口压力、高压启动油泵出口压力、各轴承油流量分配等进行现场实测或参考机组运行历史数据，作为改造计算依据，这 样将比用设计参数来计算更准确，改造也将更完善。
