第一章给水泵组系统.docx

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第一章给水泵组系统

第一章给水泵组系统

第一节调速给水泵的经济效益分析

一、离心泵叶轮的相似定律

在几何相似和运动相似的基础上，可引出离心泵叶轮的三个相似定律，用下列三式表示：

2

=

-

（1-1）

=

（1-2）

（1-3）

式中Q——流量；H——扬程；n——转速；P——轴功率；

D——叶轮直径。

相似定律说明了两台几何相似的水泵，在相似运转工况下，它们的流量、扬程、功率之比值与叶轮的线性尺寸、转速之比值的关系。

相似定律的一种特殊情况，即两个相似水泵的对应线性尺寸相等，也可说同一水泵，当转速不同而工况相似时，上述公式可简化为

（1-4）

（1-5）

（1-6）

二、水泵的通用特性曲线

设有一水泵，转速为n1特性曲线为H-Q关系（见图1-1）。

在曲线上取1点，该点的流量、扬程分别为Q1和H1。

如将转速改为n2，则根据相似定律可计算出：

点2与点1工况相似，依次类推，改变转速为n3、n4、…，可得出点3、4、…，而这些点都是相似工况点。

我们把这些点有曲线连起来，得相似工况曲线。

由公式（1-4）及（1-5）可得

（1-7）

图1-1水泵的特性曲线和相似工况曲线

由此可知相似工况曲线是以坐标原点为顶点的抛物线。

任何与工况点1相似的工况点，均在此抛物线上，此抛物线称为相似抛物线。

图1-2水泵的通用特性曲线

设有一水泵，其转速n1、特性曲线H-Q为已知（图1-2），而我们需要的工况点B不在曲线。

现在改变转速，使特性曲线通过B。

前面已讲过，当水泵改变转速时，相似工况点均在一条抛物线上。

因此我们过B点作抛物线，与H-Q曲线相交，那么利用此交点的参数，即可算出B点的转速。

如能求出抛物线方程H=KQ2的系数K，此抛物线即可做出。

将工况点B的参数（QB、HB）代入公式（1-7），作出抛物线与H-Q曲线交于A点，A点与B点工况必相似，于是QA/QB=n1/nB，nB=n1（QB/QA）。

在转速为n1的特性曲线上取点1、2、3、4，利用相似定律可求出转速为nB的相似工况点1’、2’、3’、4’，用光滑曲线边起来，就得到转速为nB的特性曲线。

把水泵在各种转速下的特性曲线绘在一起，就成为水泵的通用特性曲线。

所有相似工况下，如转速相差不太多，则效率可以认为是相等的，所以相似抛物线即等效抛物线。

三、调速给水泵的经济效益分析

水泵装置特性曲线即流量与装置阻力之间的关系曲线，可用H=Ho+KQ2表示。

Ho为装置的静压头，即水泵进口到汽包的位差和压力差之和，它是个定值；KQ2为装置总的水阻力损失，与流速的平方即一定装置中流量的平方成正比。

水泵装置特性曲线是以Ho为顶点的抛物线（见图1-2），与水泵特性曲线交于A点，A点即水泵的工况点，对应的流量为QA。

但水泵的流量随锅炉负荷是要经常变动的。

假设从流量QA变为QC，有两种方法可改变流量：

一是改变装置特性曲线，改变给水调节阀的开度，这时水泵的工况点变为C’，对应的流量是QC，扬和是HC’，效率为60%；另一种方法是改变水泵的特性曲线，也就是改变水泵的转速，从n1降为n4，这时的工况点变为C，流量也是QC，而扬程变为HC，效率为65%。

比较C与C’点的轴功率：

；

（1-8）

式中ρ——给水的密度，kg/m3；

g——重力加速度，m/s2；

QC——泵流量，m3/s；

HC，HC'——泵扬程，m；

C，

C'——泵效率；

PC，PC'——泵轴功率，kW。

p-P—定速泵压力-功率曲线；（p-P）T—调速泵压力-功率曲线；I-P—定速泵电流-功率曲线；（I-P）T—调速泵电流-功率曲线

P（MW）

图1-3125MW机组在不同负荷下调速泵（DGT480-180）与定速泵（DG500-180）的运行对比曲线

由于HC’＞HC，

C’＜

C，所以PC＜PC’，HC’–HC就是定速泵的压力损失，是由调节阀形成的阻力。

如采用液力偶合器调速泵，则应考虑偶合器的功率损失。

偶合器的效率

0等于偶合器的输出功率P2与输入功率P1之比，而输出功率P2等于泵轴功率PC，即

0=

。

所以PC’-P1即为调速给水泵在QC时节约的功率。

从图1-2可看出，流量的调节幅度越大，调速泵节电越显著。

这是因为定速泵在流量下降时给水调节阀的节流压力损失增大的缘故。

例如125MW机组使用DG500-180型定速泵，在负荷为100MW时，给水调节阀前后的压差高达5.88MPa，负荷降到60MW时，高达9.8MPa。

当配用DGT480-180型调速给水泵时，偶合器传递功率有滑差损失，但由于能变速，所以没有调节阀节流损失。

调速泵（DGT480-180型）和定速泵（DG500-180型）相比，经济效益又如何呢？

DG500-180型定速泵的设计扬程为1970m，而DGT480-180型调速泵为1800m（未包括前置泵扬程76m），主机在额定工况时，对于定速泵调节阀，节流损失约1.96~2.45MPa，此时若使用偶合器调速泵，即使有一定的传动损失，但较之给水调节阀的损失还是小的，调速泵还是能节约电的。

图1-3为125MW机组在不同负荷下调速给水泵（DGT480-180型）与定速泵（DG500-180型）的运行对比曲线。

从图中可明显看出DGT480-180型调速泵比DG500-180型定速泵经济得多，在接近满负荷运行时节电量约为发电量的0.4%，一天就可节电11200kW

h。

如滑压运行，节电更明显。

尤其是在低负荷时，机组每启动一次，调速泵比定速泵可节电15000kW

h。

四、调速给水泵的主要优点

调速给水泵有以下优点：

（1）简化锅炉给水系统，减少了阀门，保证了给水调节阀门的调节特性。

定速泵只能开停，不能改变转速，其给水压力是一个定值。

为了适应机组启停和负荷的变化，需要设置复杂的给水操作台，一般均设置有四路给水管道的给水操作台（图1-4）。

由于这些管道上的阀门承受的压差大，特别是在锅炉启停时，在给水调节阀门上产生了很大的压力差。

这个压差导致水流对给水阀阀芯的冲刷，破坏了调节阀的流量特性，使漏流量增大。

图1-4给水操作台管路

（a）采用定速泵（b）采用调速泵

根据试验，125MW机组在满发时使用DG500-180型定速给水泵，给水调节阀两端的压差为2.45MPa，负荷为100MW时，压差为5.88MPa，60MW时，压差竟达到9.8MPa以上。

在如此大的压差作用下，即使调节阀不被冲坏，也会失去原有的调节特性；另外，阀门的操作力矩增大，阀杆易于断裂，一定要有大力矩的执行器才能操作。

以125MW定速泵系统为例，其给水调节阀要使用矩为588N

m的电动执行器。

采用了调速泵以后，水泵的转速可以随负荷的升降而变化，给水调节阀两端的压差可保持在0.5MPa左右（或者根本不用给水调节阀），减少了对阀芯的冲刷，保证了阀门的调节特性，延长了使用寿命。

由于给水压力是随负荷变化的，给水操作台也就可简化为两路（图1-4，b），即主给水管路和旁路给水管路；阀门数量也相应减少，这对于简化启动运行操作是十分有利的。

（2）机组在参加调频、调峰时，可以节省厂用电。

定速给水泵的出口压力是不可调的，如机组参加调频，锅炉必然会有更多的低负荷运行工况，此时给水流量完全依靠给水调节阀来控制，造成阀门两端压差大，很大的能量损失在调节阀上。

如果长期处在这种情况下运行，则是很不经济的。

采用了调速给水泵以后，这种情况立即得到改善。

机组参加调频，处于低负荷等工况运行时，可以降低给水泵的转速，降低锅炉的给水压力，同时给水泵电动机所需消耗的功率随之降低，这就节约了能量。

采用定速泵时，给水操作台调节阀压降所消耗的轴功率按下式计算：

（1-9）

采用调速泵时，液力偶合器的功率损失引起的功率消耗按下式计算：

（1-10）

上两式中

——定速泵轴功率的增加值，kW；

——调速泵液力偶合器的功率损失，kW；

Q——给水额定流量，m3/s；

——调节阀全开时的压降，MPa（一般可取1.5MPa）；

H——额定工况下给水扬程，m；

——给水泵效率，%；

0——液力偶合器效率，%；

ρ——给水密度，kg/m3；

g——重力加速，m/s2。

根据各种机组所选用的给水泵，把有关数据代入以上公式，就可求得给水泵功率的升降值。

（3）操作方便，能实现给水全程调节。

使用定速给水泵的锅炉，其启停和负荷变化必须通过操作切换四路给水系统来完成。

这时不但不能投入水位的自动调节，而且操作步骤复杂，通常都是由运行人员通过手动远方操作的方式来过渡。

在这种情况下运行人员的思想往往是极度紧张的。

采用调速给水泵以后，主给水泵转速可变，给水压力可以随负荷变化，给水调节阀前后的压差可保持恒定。

所以即使在流量较小的情况下，阀门的流量调节特性也能得到较好的保证。

给水系统被简化为主路和旁路，主旁路之间的切换也很简单，这就为锅炉实现给水全程自动调节创造了良好的条件。

以某电厂125MW机组为例。

它采用了上海电力修造总厂生产的DGT480-180型调速给水泵组，同时也采用了从日本进口的给水全程自动调节设备。

这套给水全程调节系统已经投入运行，其给水调节阀的调节特性也令人满意。

这套调节系统的切换操作如下：

当锅炉蒸汽流量小于25%~30%的额定蒸汽流量时，汽包水位调节为单冲量调节；当大于25%~30%的额定蒸汽流量时，汽包水位调节为三冲量调节。

启动时，当给水压力小于13.1MPa，开启旁路控制阀；当给水压力大于13.1Mpa，主给水调节阀逐渐开启，旁路给水调节阀逐渐关闭。

在停炉过程中，汽包压力小于12.2Mpa时逐步关闭主给水调节阀，开启旁路给水调节阀，一定时间后再逐步关闭旁路给水调节阀到全关位置。

（4）便于机组滑压运行。

据有关资料报导，采用了滑压运行以后，汽轮机结构可以简化，热效率可以提高，而且启动快（停机以后启动至满负荷仅一小时左右），出力变化也快（可按每分钟8%的速度变化）适应带尖峰和中间负荷。

同时滑压运行可使锅炉再热器的调混方式得以简化，可采用简单、可靠、方便的喷水调温方式。

因此要实行滑压运行就得采用调速泵。

（5）适应主机调频的需要。

目前我国的125MW机组在100MW负荷以下均采用滑参数启停，在100MW以上负荷才改为定压运行，定速泵已不能适应这些机组的启停和低负荷运行。

125MW机组已经成为这一阶段的主力机组，并逐步作为调频机组使用。

调速给水泵的出口压力是可变的，因此能满足调频机组给水压力的需要。

（6）提高机组的安全可靠性。

当系统发生故障时，调速水泵可降低转速运行，减少给水压力和流量，除氧器水位的下降速度减慢，可及时补充水量，保持除氧器水箱的水位。

在排除事故以后，机组即可重新启动。

某电厂#3机曾因汽轮机事故，发电机跳闸，汽轮机负荷甩到零，这时汽包水位上升，保护动作打开了紧急放水阀和关闭锅炉进水阀。

但由于采用定速水泵，给水泵出口压力增高，在阀门两边的压差增大，此时阀门虽已全关，但其漏流量仍然很大，造成汽包满水，最后导致了汽缸进水、发生大轴弯曲的严重事故。

（7）给水泵启动方便。

由于给水泵组带有前置泵、主给水泵，可以使用前置泵出口的压力水暖泵，使暖泵步骤简单。

在给水泵组启动时，由于带有液力偶合器，主给水泵可以低速启动，因此升速过程比较平稳。

在启动过程中电动机处于轻载启动，冲击电流比较小，对提高厂用电的安全有好处。

从开泵到全速的时间约为5~7s，热态启动时，十余秒钟就可带负荷，替代事故泵进行启动时，这个性能也是可取的。

综上所述，对于一个现代化的大型机组来说，要想提高机组的安全可靠性、运行方便性和提高自动化水平，采用调速给水泵看来是势在必行。

第二节FK型调速给水泵组

一、给水系统及冷却系统

FK型电动液力偶合器调速给水泵组的给水系统及冷却水系统如图1-5所示。

从图中可以看到，给水经除氧器除氧后，从除氧水箱1经滤网2至前置泵3，经前置泵升压后由联通管引至主给水泵进口。

前置泵至主给水泵的联通管上有流量测量装置4，其信号用于控制再循环阀的开启或关闭。

给水经主泵升压到机组所要求的压力后经出口管出来输送至高压加热器。

主泵出口管道上装有逆止阀6、电动截止阀7（常称出口电动门）。

给水经高压加热器加热后进入锅炉。

在主泵出口与逆止阀之间接有再循环系统。

再循环系统由截止阀8及10、电动再循环9、节流减压孔板组11、压力保护后备装置12等组成。

当前置泵与主泵联通管内的流量低于190m3/h时，再循环阀自动开启，主泵输出口的一部分水经再循环系统回到除氧水箱。

当泵组的测量流量大于418m3/h时，再循环阀自动关闭。

主泵的平衡室回水，直接输至泵的进口法兰管。

图1-5FK型调速给水泵组给水系统及冷却水系统

主泵的轴封采用机械密封。

为使机械密封在运行中产生的热量排出，该泵采用两项冷却措施：

首先在机械密封前设置冷却水套，机械密封安装在水套中，泵体内外泄的热水流经冷却水套时得到冷却，使机械密封不与热水接触；其次，该机械密封装置还设有内循环水冷却系统，机械密封具有泵水功能，使热水流过热交换器散热，再流过磁性过滤器，回到机械密封室冷却机械密封。

采用热交换器及泵水装置的内循环系统，可以避免外界污物侵入损伤摩擦面。

FA1B56型前置泵亦采用机械密封，设有水套将泵内向外泄漏的热水加以冷却并引入冷却水到静环的背面。

该机械密封的静环背面设计有通冷却水的环形凹槽，使机械密封得到足够的冷却。

为防止结垢，机械密封冷却水套最好用凝结水，并设置回水利用系统，让受热后的水回凝汽器。

R17K1-E液力偶合器的润滑油冷油器、工作油冷却器及主电动机都采用清洁工业水冷却，使供、排两根总管道分别接至各设备的冷却点。

二、迷宫密封系统（参见图1-6）

迷宫密封系统被设计成能阻挡热的锅炉给水泄漏到大气层。

泵的正常运行条件

图1-6密封冷却水系统图（电泵组）

前置泵进口压力0.865MPa（表压）

给水泵进口压力1.74MPa（表压）

给水泵转速5390r/min

密封水温度36℃

给水温度166℃

汽动泵在备用期间，采用暖泵系统，正常条件是：

给水泵进口压力1.28MPa（表压）（新间隙）

1.18MPa（表压）（磨损间隙）

给水泵盘车速度38r/min

暖泵水温度166℃

密封水温度36℃

（压力是根据备用泵的来自于两台运行泵暖泵水而定的）

磨损间隙=1.5×新间隙（迷宫密封衬套）

所有运行条件下，压力控制阀调节到迷宫密封压力至如下数值：

密封水压力=卸荷水压力+0.1MPa

凝升泵来的水以高于卸荷水压力0.1MPa的控制压力注入，这流量然后分成两路，一路流向泵与从泵内流出的热的给水混合，并卸荷回到进口电动阀前的前置泵进口管道；另一路向外泄漏经U形管入凝汽器。

压力控制阀保持密封水与卸荷水之间的压差在0.1MPa。

给水泵正常运行期间，给水从泵进口和泵的平衡腔室沿迷宫密封分别泄漏出。

汽动泵作为备用泵时，给水仍从迷宫密封向外泄漏，流出泵的给水由来自于正常运行泵的暖泵水所取代。

电动泵作为备用泵时，密封水从两边迷宫密封流进泵内。

电动泵在备用状态下处于冷态，而汽动泵在备用状态下处于热态。

在所有运行条件下，凝升泵向三台泵提供必须的密封水流量。

汽动泵和电动泵的迷宫密封，结构相同且具有互换性。

压力控制阀运行：

迷宫密封的压力控制阀用来保证密封卸荷水之间的压差为0.1MPa，阀须安装一个差压控制自动执行器，自动执行器信号取自于密封和卸荷水上的接头。

每台泵传动端和自由端的两只迷宫，只须一只压力控制阀控制。

为了减少控制阀和迷宫密封之间的管道损失，控制阀应尽可能安装在靠近给水泵处，迷宫密封水和卸荷水间的差压0.1MPa必须保证，由于压力损失，自动执行器将要求调整以保证这一密封差压。

如果阀出现故障，则它将处于全开位置并保持这一状态，发现故障时阀处于这种状态能使泵的损害减少到最小，并可防止任何热的给水从密封中泄漏出来。

三、汽动泵暖系统（见图1-7）

暖泵系统是用来保证给水泵不产生热分层而造成筒体变形。

该暖泵系统仅用于汽动给水泵，电动泵无需暖泵，该系统使汽动给水泵处于常规运行的启动状态，为两台汽动给水泵提供暖泵水。

对每台锅炉，有3台50%容量的给水泵，即：

二台汽动泵，一台电动泵，暖泵管路与三套泵组的中间连接管相接，该三条管路在一母管接头处汇合，以保证每台汽动给水泵的暖泵水供应。

从电动泵来的通径65mm的接管上必须包括下列设备：

隔离阀V1，维修时用；逆止阀V2，防止暖泵水从运行中的汽动泵倒流到冷态备用的电动泵去；流量控制孔板01。

从汽动泵来的通径50mm的接管包括：

隔离阀V3和流量控制孔板02。

暖泵系统保证当三泵中只要有一台泵在运行就能向处于备用状态的一台或二台汽动给水泵提供足够的暖泵水。

在停下汽动给水泵时，必须进行下列步骤，以保证给水泵准备再启动：

确保暖泵系统中所有阀门打开；

关闭电动出口阀，检查关闭情况；

汽动泵减速至盘车速度，并检查是否为盘车速度；

在降速时接上盘车马达，检查接合情况；

断开前置泵电机电源，检查电源是否开路；

关闭电动进口阀，检查关闭情况；

确保再循环线路打开，以保证暖泵水流径水泵回到除氧器。

除维修时以外，所有暖泵管路上的隔离阀都必须全部打开，确保在维修以后隔离阀要恢复到全开位置。

在开启前置泵进水阀、启动前置泵前，要将暖泵水关闭，以防暖泵水由前置泵出口倒入进口引起前置泵倒转。

四、油系统

FK型调速给水泵组的油系统包括润滑油系统及液力偶合器工作汕系统两部分，见图1-8（R17K1-E、YOT51、YOT51A偶合器）图1-9（R16K-550、YOT46-55偶合器）

1．R17K1-E（YOT51、YOT51A）

R17K1-E型液力偶合器油系统是R17K型液力偶合器油系统的简化系统。

主油泵是齿轮油泵，由输入轴驱动。

主油泵输出的油既供润滑油系统，也供工作油

图1-7

系统。

通过调整节流分配阀、溢流阀满足泵组系统中不同点对油量油压的要求。

另有一台电动辅助油泵供启动时供油用，在其出口处装有逆止阀，防止主油泵输出的油倒流。

当主油泵启动后，润滑油系统的油压随转速升高而升高。

当油压达到0.28MPa时，电动辅助油泵自动停泵。

当润滑油压力低于0.10MPa时，电动辅助油泵即自动启动。

图1-8（R17K.1-E）油系统图

（1）润滑油系统

主油泵输出的油经调压阀调整到要求的压力后，先经润滑油冷却器冷却，然后经双筒切换型滤油器滤清，再注入润滑系统母管，向液力偶合器内各点注油，同时向主给水泵、前置泵、电动机等设备的各轴承及润滑点供油。

在各轴承进油口配置节流孔板，在回油管上设置油量观察孔及油温测量仪表等。

泵组启动前，先启动电动辅助油泵。

只有润滑油压力达到一定值后，才能启动泵组。

（2）工作油系统

主油泵输出的油经节流后进入进油控制阀，再输至泵、涡轮组成的循环圆中作功。

由于液力损失转变成热，循环圆中的油温升高。

主油泵不断向循环圆补充冷油，同时由勺管将热油经排油腔排出，经工作油冷油器冷却后再回到进油控制阀。

主油泵来的油和冷油器来的油汇合在一起，向泵、涡轮供油，多余的油则通过溢流阀流回油箱。

2．R16K-550（YOT46-550）偶合器油系统

（1）润滑油系统

油箱构成液力偶合器箱体的下半部分。

润滑油与液力偶合器工作油合用一个油箱。

主润滑油泵由液力偶合器的输入轴（主动齿轮轴）驱动。

主润滑油泵由一个主动轮、三个从动轮及泵体组成，与工作油泵装于同一轴上。

液力偶合器还设置电动辅助润滑油泵，作为启动备用油泵。

润滑油冷油器通过调节冷却水量控制润滑油温度。

溢油阀控制油压，滤油器为双筒双滤芯切换型滤油器，可在运行中切换清洗滤芯。

泵组配套设备前置泵、电动机、主给水泵、齿轮联轴器等所需润滑用油均由液力偶合器的油泵供给。

根据设备要求，敷设供、回油管路，设置测温仪表、油流观察孔等。

根据各轴承在工作负荷下需要的油量，在各自的进油口装有配油节流孔板。

孔板直径：

主泵传动端Ø5、自由端Ø6，主泵推力轴轴承进油口不须加装孔板，电动机两端轴承Ø6，前置泵两端轴承Ø4。

电动辅助润滑油泵出口装有逆止阀，主润滑油泵出口接在逆止阀后。

当泵组准备启动时，先开启电动辅助润滑油泵，当主电动机启动后，液力偶合器内的主润滑油泵即开始工作。

当油压达到0.29MPa左右（由设计要求整定），自动停电动辅助润滑油泵。

逆止阀使主油泵的油不能倒流进电动辅助油泵回油箱。

在停泵时，随主动轴转速的降低，主润滑油泵减少出油量。

当油压降到≈0.10MPa时，电动辅助润滑油泵自动启动，使供油压力恢复正常，待泵组全部停转后，再停电动辅助润滑油泵。

（2）液力偶合器的工作油系统

液力偶合器的工作油由离心式油泵供给，泵出的油经进油控制阀至供油腔，进入由液力偶合器泵轮、涡轮组成的循环圆中。

油在循环圆中工作，由于液力损失而升温。

循环圆内工作油的液位，由勺管控制。

勺管将热油排出，油经排油腔至工作油冷油器，被冷却后，返回至进油控制阀，与工作油泵输出的油汇合在一起，向供油腔体供油。

多余的油则通过控制阀的溢油阀口排入油箱。

应维持工作油系统的油压稳定在设定值。

图1-9油系统图（R16K-550）、YOT46-550