600MW超臨界機組汽前泵安全節能優化

國投宣城發電有限責任公司 鄧成 賈珅 國網黃山供電公司 汪愚非

600MW超臨界機組汽前泵安全節能優化

國投宣城發電有限責任公司 鄧成 賈珅 國網黃山供電公司 汪愚非

本文針對QG400/300型汽前泵存在嚴重內漏、沖刷，低負荷時轉子串軸大以及電機過負荷等問題，提出了全面的安全節能優化改進措施，不但解決了不安全問題，而且泵效率提高了21～38%，最高運行效率達83.984%，電流和耗電功率下降了50%以上，達到平均每小時節電650.75kWh，年節電約468.54萬kWh。

火電廠；汽前泵；內漏；振動；節能優化

1 概況

某發電公司600MW超臨界#1機組給水系統配置2臺QG400/300型汽前泵和2臺MDG366型汽動主泵組成汽動給水泵組，其相關設計參數見表1。

該公司#1機自投產以來，汽前泵一直存在電機過負荷嚴重發熱情況，夏天不得不采用軸流風機對電機進行降溫方能維持運行，而且低負荷時泵轉子串動量大，機封經常損壞，嚴重威脅機組安全經濟運行。為了進一步了解泵的性能情況，進行了詳細的汽前泵性能試驗，結合對泵的解體檢查，發現該泵存在下列問題。

（1） 泵體嚴重內漏和沖刷。

由于設計裝配工藝不當，泵體內密封面均無密封墊片（見圖1），其間隙為1.3～3.8mm，造成內部密封面沖刷嚴重（見圖3），內漏量高達300～500m3/h，造成滿負荷時電流高達72.31～68.36A，電功率達到667.92～644.64kW，最高運行泵效率只有45.68～54.13%，導致電機（額定560KW）嚴重過負荷。

（2）原泵制造工藝差，泵體、泵蓋鑄鋼件氣孔砂眼等鑄造缺陷較多。

（3） QG400/300前置泵為雙吸泵，理論上軸向推力可以很好平衡，但在低負荷狀態下,泵進口流速較低,易產生渦流及脫流等不穩定流動狀態,從而在葉輪入口處回流,造成葉輪內的壓力分布不均勻,并且極不穩定,從而產生不穩定的軸向推力；同時,低負荷時泵的揚程增加,葉輪進出口處的壓差增加,也導致了葉輪出口回流增強，由蝸殼回流的流體進入葉輪蓋板和靠近泵殼壁的外部空間,與葉輪兩側產生反向的軸向推力。這些回流是不穩定的,這種反向作用也是波動的,造成其產生的軸向力是來回波動的[2]。低負荷下前置泵泵轉子產生的竄動可達1mm以上，長期作用下A泵自由端軸承室已經產生磨損，間隙達到0.2mm。

為了解決上述安全穩定性問題，又達到節能目的，對汽前泵實施安全節能優化改進勢在必行。

2 安全節能優化改進方案及措施

在所有部件（除易損件外）均不更換的前提下，利用原有部件進行葉輪外徑切削及葉輪、蝸殼通流部分改造，達到節能和解決安全穩定性問題。

2.1 確定改后最佳設計參數

2.1.1 流量Q的確定

根據改前測試最高負荷（630MW）時最大流量G=1016.6t/h,折合體積流量Q=1154.12m3/h，加安全裕量3%，確定改后最佳設計流量Q=1188.7m3/h。

2.1.2 揚程H的確定

根據安全穩定性分析和國內外汽前泵安全使用情況經驗，汽前泵的揚程H=（1.5～2.0）倍主泵的必須汽蝕余量Hr是安全經濟的。由表一知該主泵NPSHr=42m，按H≥1.8NPSHr=75.6m，選取最佳設計揚程H≥78m。

表1 鍋爐汽動給水泵組的設計技術參數表

圖1 汽前泵內密封面無密封

圖2 B汽前泵沖刷情況

2.1.3 確定改后最佳設計參數為

流量Q=1188.7m3/h

揚程H≥78m

2.2 消除泵體內漏和沖刷

2.2.1泵體內密封面沖刷部位在現場用不銹鋼焊條修補后，再人工打磨，用特制的專用工具，使內外密封面平行度≤0.10mm。

2.2.2將泵體Φ670處內密封面補焊加高后，按圖3所示，泵體內密封面與端蓋的軸向尺寸為A、端蓋內外密封面軸向尺寸為B，加工端蓋內密封面，使B=A-0.25+0.05，并在泵體內密封面Φ670根部開6.4+0.03mm×4.4+0.03mm的密封槽，同時將外密封面Φ740密封槽處擴大為6+0.033mm×4.6+0.033mm。

2.2.3為了保證內外密封面同時嚴密不漏，內外密封面分別采用加粗的Φ7+0.03和Φ6+0.03耐高溫的氟膠圈進行密封。

2.3 削減揚程[1]

根據改后最佳設計參數進行模擬計算后，采用V形切削平均減少葉輪外徑21.54%以削減揚程。

2.4 對原葉輪和蝸殼進行通流部分改造,以提高泵的效率和汽蝕性能及穩定性

為了彌補過多車削葉輪后,泵效率下降和進一步提高泵效率和穩定性,對葉輪和蝸殼進行通流部分改造,具體技術措施如下：

2.4.1 葉輪入口葉型優化改進：修磨葉型為魚頭形，增大入口角約2.8O,減少葉片入口節距誤差,提高葉輪入口流動均勻性。

2.4.2 優化增大葉片出口角β2約2.60，削薄葉片出口段非工作面,修薄長度大于100mm，使出口端厚度從7.6mm減少到3.0mm，同時消除葉片出口節距誤差。

2.4.3 優化擴寬葉輪出口寬度b2：采用磨削的辦法，將b2由50mm優化擴大到58mm，并消除葉輪葉片出口寬度誤差。

2.4.4 優化葉輪流道，磨削修薄葉輪中間隔板出口端，使其呈梭頭型，保證整個流道通流面積平滑擴大，并消除葉輪蓋板內流面對軸孔的跳動,提高流道的均勻對稱性。

2.4.5 采用隔舌順勢加長的方法，減少了葉輪外徑與隔舌之間的間距，降低循環回流量，降低泵入口流阻，以提高泵的效率（見圖5）。

（1）用12mm厚的1Cr18Ni9T1鋼板鍛打成形后鑲焊，隔舌長度268mm。

（2）將加長的隔舌入口端頭修磨呈魚頭形,擴大喉口面積35.6%，形成單側收縮的喇叭口。

2.4.6 補焊消除蝸殼鑄造缺陷以提高其流道光潔度、平整度。

2.4.7 將兩側泵蓋對應雙隔舌加長部位用人工磨削切除，以免泵蓋安裝不到位。

2.4.8 A泵軸頭側軸承室采用鑲套的辦法解決軸承外圈間隙大問題。

2.4.9 將兩個角接觸軸承背靠背安裝，組裝后保證轉子串量0.10～0.15mm。

表2 項目單位造價

圖3 汽前泵內外密封面

圖4 增加的隔舌位置圖

3 改造后效果

A、B汽前泵改后運行平穩，振動小，低負荷時無轉子抖動、串軸問題，而且電流大幅下降，改后性能測試結果見表3。

從改進前后測試結果表2、表3比較和圖1及運行狀況可見：

（1）在運行范圍內由于消除了內漏以及泵的通流部分改造，泵效率提高了20-38%，最高運行效率為83.984%，居國內領先水平，電流下降了27～37A，電功率下降了285～380kW，630MW負荷時電流只有35.18-35.81A，是國內同類機組汽前泵改后電流最小，效率最高的汽前泵， A泵平均電功率下降370 kWh，B泵平均電功率下降315 kWh，兩泵平均電功率下降685 kWh，降低50%以上。

（2）改后由于揚程下降32～45m，為了保證鍋爐運行所需揚程，主泵小機轉速必然上升，小機進氣量隨之上升，帶來鍋爐煤耗成本的上升，考慮了B泵轉速略有上升，A泵轉速基本不變，經熱平衡推算，由電功率下降的5%來補償，則：

A泵平均每小時可節電370×（1-0.05）=351.5（kWh）

B泵平均每小時可節電315×（1-0.05）=299.25（kWh）

表3 #1機A、B汽前泵安全節能優化后性能測試數據表

兩泵改后平均每小時合計節電650.75kW，按年運行7200小時計算，兩泵合計年節電468.54萬kWh，按上網電價0.42元/kWh計算，改后年節約費用196.7868萬元。

（3）汽前泵改后在設計流量（Q=1188.7m3/h）時，泵的揚程為84m（見圖1），為主泵必須汽組余量42m的2倍，主泵不會產生汽化，安全可靠性好，加上除氧器有效倒灌高度5.8m，則主泵很安全。

（4）在國內首次對該型汽前泵蝸殼雙隔舌順勢加長，形成單側收縮的喇叭口，并使超常切削的葉輪外徑與隔舌之間達到了合理的間距，從而使泵效率提高顯著。

經過近一年時間運行，主泵無氣蝕，流量滿足額定負荷要求，全負荷段均無軸竄現象，軸承溫度、振動都達到了優良標準，機械密封一直沒有滲漏現象，前置泵電機經受了當年夏季40℃酷暑的考驗，已經無需風扇降溫。

4 結論

在泵件均不更換的前提下，對#1機A、B汽前泵進行了安全節能優化改進，對原葉輪、蝸殼進行通流部分優化，并在國內首次對該型汽前泵蝸殼雙隔舌順勢加長，使泵運行效率提高21～38%，最高運行效率達83.984%，居國內領先水平。

該泵改造后，在運行范圍內，電流下降了27～37A，A、B泵電功率分別平均下降了370kW和315kW，扣除汽動主泵小汽機的多耗汽的煤耗成本，兩臺泵每小時平均可節電650.75kWh，年節電468.54萬kWh，年效益196.7868萬元，是國內同類機組汽前泵改后節電效果最大、運行電流最小、泵效率最高的電廠。

改造后徹底解決了內密封面嚴重泄漏沖刷和低負荷下轉子抖動串軸問題，振動、軸承溫度等都達到了優良水平，提高了泵的安全穩定性。

改造后在設計流量（1188.7m3/h）時，汽前泵的揚程為84m，為主泵必需汽蝕余量42m的2倍，所以主泵不會汽化是安全可靠的，再加上除氧器的有效倒灌高度5.8m，主泵更安全。

綜上所述，該項改造不但有顯著的節電效果，而且大大提高了機組的安全穩定性，它適用于所有大型機組鍋爐給水泵前置泵的安全節能優化改進，具有廣泛的推廣應用價值。

[1]現代泵技術手冊/關醒凡[M].北京.宇航出版社，2009.9

[2]QG400_300前置泵低負荷軸向竄動原因分析與處理 [J].重慶電力高等專科學校學報，2010年第15卷第1期