循环水泵

关键词： 凝汽式 水泵 机组

循环水泵（精选十篇）

循环水泵 篇1

高炉循环水泵房为高炉冷却系统提供冷却循环用水, 是保证高炉设备安全、长寿运行的关键, 其用电量很大。高炉循环水是高炉的血液一刻也不能停, 在实际运行中, 一旦供水泵出现故障将直接影响高炉生产, 导致高炉非计划性休风。针对系统出现的问题, 车间采取相应的措施, 取得了较好的效果并且通过技术改造, 挖掘设备潜力, 达到了节能降耗目的。

该泵站主要水泵有事故用柴油机主供水泵一台, 软水主供水泵3台, 2用1备, 风口小套增压供水泵3台, 1用2备, 风口中套、热风阀供水泵2台, 1用1备, 软水补水泵3台, 1用2备。其中软水主供水泵主要负责高炉炉体冷却及热风阀的冷却, 共有高压供水泵三台。高压水泵型号为DFSS350-510型, 额定流量为2020 m3/h, 额定扬程59m, 配套功率500k W, 日常2用1备。按照水泵额定流量2020 m3/h计算, 两台泵同时开启流量达4000 m3/h以上, 实际流量3400m3/h, 完全满足系统需要流量, 但在实际运行中当阀门开度达到百分之五十时电机实际电流超出额定电流高达44A, 为保证安全稳定运行只能通过关闭出口阀门的方式进行控制, 实际运行中出口阀门开度约30%, 才能保证电流在40A以下。长期这种运行方式使水泵转子承受较大轴向力, 增大了水泵震动及噪音, 降低了水泵的使用寿命, 造成水泵输水能力降低, 而且由于电流过大给设备稳定运行带来极大隐患。另外直接导致电能的浪费。

水泵是泵站中最主要的设备。水泵的选型配套、安装运行、维护管理的好坏与节约能源、降低成本、提高经济效益有着密切关系。为了使泵站正常运行, 既保证生产生产的日供水量及系统压力要求, 又可保证设备的安全运行, 降低生产成本, 决定对水泵进行技术改造。

二、改造技术内容

通过对循环水泵站运行情况的研究, 软水主供水泵属于实际扬程低、而所选水泵扬程偏大、水泵长期偏离高效区运行的情况。改变水泵性能有两种方式, 一是改变水泵转数, 这样就需要加装变频器。但是变频器价格昂贵, 不容易维修, 这样就会占用大量备件费用。而且一旦变频器发生故障将导致水泵停运, 影响高炉生产。二是车削水泵叶轮, 这是一种既简单而又经济的水泵节能措施, 特别适宜于扬程变化很小, 但偏离水泵额定扬程甚远的离心泵。根据水泵叶轮切削定律, 当叶轮切削在很小一个范围时, 水泵性能曲线会发生相应变化。其流量扬程曲线将向左移动且明显变陡, 从理论上说流量减少, 而扬程变化不大, 符合实际改造需要。因此决定对水泵叶轮进行切削处理。

在一定条件下, 叶轮经过切削后, 其性能参数的变化与切削后轮径存在下列关系, 即水泵叶轮切削律:

Q、H、N分别为切削前叶轮直径为D时水泵流量、扬程、轴功率, Q'H'N'分别为切削后叶轮直径为D'时水泵流量、扬程、轴功率。

根据水泵叶轮切削律理论, DFSS350-510型泵比转数ns=3.65n√Q/H3/4=79, 最大允许切削量15%~20%之间。通过计算, 循环泵站三台水泵叶轮直径由原330mm切屑至300mm, 切削量为 (330-300) /330×100%=9%<15%, 在允许车削范围内, 因此采用车削叶轮的节能方法是适用的。

三、运行情况

水泵进行改造投入运行后, 出水阀门打到全开位置, 运行电流33A保持在36A以内。开启1#水泵, 输水量为2000m3/h, 2#水泵输水量为1800 m3/h。由此可见, 改造后2#水泵运行电流降低, 输水量减小, 并且由于阀门处于全开位置, 水泵噪音及震动都明显减小, 设备运行状态良好。在2#水泵成功改造的基础上, 对1#水泵、3#水泵进行了同样的改造。目前循环泵站3台软水主供水泵正常运行, 电流在正常范围内, 系统流量及压力均满足系统要求。

四、实施效果

按照现场实测数据, 改造后提升泵运行电流由原控制的40A降低为36A。

年节电量:2台×√3×I×U×0.8 5×2 4小时×3 6 0天=2×√3× (4 0-3 6) ×10×0.85×24×360=100万k Wh。

改造后, 设备运转平稳, 备件、材料消耗降低, 出口阀门处于全开位置, 大大降低了阀门结垢及故障的检修率, 年节约备件材料费用和维修费用约几万元。

该项目投资少, 改造简单, 具有显著的经济效益。并且由于降低了设备故障率, 保证了高炉的正常运行和稳定高产。

参考文献

循环水泵节能改造方法措施与案例 篇2

我公司长期致力于水泵系统节能服务，改造了数十台循环水泵，有丰富的实践经验和体会，在此和大家交流、分享。

我们把水泵系统节能原理概括为一句话，就是“用高效水泵在高效点工作，降低管路损失尤其是降低或消除节流损失”。

这句话包含了高效水泵（水泵效率）、高效点、管路损失三个关键词，也是水泵系统节能的三个关键点。

（1）高效水泵（水泵效率）：要节能，水泵效率必须高。水泵效率高低首先取决于设计水平，其次取决于制造精度和质量；

（2）高效点：同一台水泵，在不同的流量点其效率是不同的，一般在额定工况附近效率最高，如果偏离额定工况较多，水泵额定效率即便很高，其实际运行效率也不高。

再延伸一点说，高效点还要考虑电机的负荷率和电机高效区，也就是说要使整个水泵系统总效率处于综合高效点。

（3）管路损失：管路损失要尽可能降低，尽量消除节流损失。

我们就是通过紧紧瞄准水泵效率、高效点、管路损失这三个关键点，对水泵实际运行工况进行科学分析和诊断，利用先进理论和科学方法，找出水泵系统存在的问题，有针对性地采取切实有效的措施，全面深入挖掘各项潜力，提高水泵额定效率、使水泵实际工作参数处于高效点、最大限度地降低管路损失，通过三方面的有机结合，实现节能目标，这就是我们 的节能原理。

我公司的具体节能措施有以下几点：

1、现场调研，正确诊断系统存在问题，有的放矢，精准确定设计参数。

2、凭借高超设计水平和节能理念，提高设计工况点的额定效率。广泛学习和利用三元流等先进设计理论，结合CFD流场分析和动态模拟，瞄准特定工作范围，借鉴优秀水利模型，采用先进CAD设计软件，最重要的是我们有经验丰富的高级设计师，将几十年的设计经验和体会融入其中，使设计的水泵及叶轮效率接近特定工况的极限值，用高效水泵或高效叶轮（三元流叶轮）替换旧泵或旧叶轮。

3、消除工况偏移造成的效率低下。

普通水泵都是系列化定型产品，用适当间隔的有限的规格参数，来满足千差万别的工况，不可能针对某厂具体需要参数来设计制造。

水泵产品型谱的有限性和实际生产工况参数千差万别的多样性，必然会造成水泵性能参数和实际生产工艺需求及管路实际阻力之间的不完全匹配，这就导致水泵偏离高效运行区间；由于各种原因造成水泵负荷的变化也会导致水泵偏离高效区；这都会导致效率低下，造成能源浪费。

我们根据具体情况，采取各种措施消除工况偏移状况，使水泵重回高效区工作。

4、量身定做，专门设计制造，消除无用功耗。

设计院在工程设计时，一般没有对每台水泵的流量需求、管道阻力进行精确计算，普遍采用类比估算，为了安全可靠相对比较保守。

淄博怡达节能服务公司针对客户实际工况需要，合理确定具体参数，精心设计专门适应于该实际工况的水泵，使水泵能力和实际负荷良好匹配，提高运行效率，实现节能目的。

5、多泵优化组合，系统整体优化：通过对电机、水泵、传动装置、调速装置、管网和工作装置整个系统进行匹配优化设计，合理调度实现经济运行，提高系统总效率，达到节能目的。

具体措施譬如：进行水泵合理配置，根据生产负荷变动进行节能运行调度，实现节能目的；提高电机运行效率等；合理分流、回流；水泵合理串并联运行等等。

6、采用调速节能技术（变频调速、永磁调速器调速、偶合器调速等）。变频调速是水泵系统目前应用最广泛的节能技术之一，已被大家普遍认识和接受，为水泵系统节能做出了很大贡献。但是应该认识到有些工况并不适用，并且变频器本身要耗电3—5%。

7、精密铸造，仔细打磨，从制造环节提高产品质量和精度，提高效率。

8、广泛收集提高水泵效率的最新研究成果和各种小改小革的成功经验以及各种“偏方”“秘方”，然后分析甄别，选择一部分投入大量资金进行试验验证，通过总结、应用积累了许多独特经验，提高了节能服务的技术水平。

要达到好的节能效果，需要根据不同情况针对性地采取不同节能技术，组合选用几种有效节能措施。

和大家分享淄博怡达节能服务公司近期几个案例，让大家对水泵节

能改造效果有一个大概了解（有兴趣的朋友可以从海川化工论坛搜索到更多我公司资料）。

1、某公司#qsn300-m9双吸泵更换我公司特制的高效叶轮后，在流量相同的情况下，水泵电机电流由280A降为230A，节能率达到17.8%

2、某公司# qsn250-m6双吸泵更换特制的高效叶轮后，在流量比原来还稍有增大的情况下，水泵电机电流由223A降为153.8A，节能率达到30%；

3、某化工公司#qsn250-m9双吸泵进行扩容改造，在阀门、管路系统相同的情况下，流量由490方/时增大到560方/时，且效率有显著提高。

4、某化工公司循环水泵 24SH-9B 流量2800方/时，扬程56米，电机560KW，原每小时耗电520度，更换我们高效叶轮后，在流量相同的情况下每小时耗电470度，节省50度。

5、某公司OS350-510B双吸泵更换我公司节能泵实现节能率15%

6、某公司10sh-6A水泵更换我公司节能泵，相同流量电流由145A降为105A,节能率27%。

用三元流高效叶轮替换法进行循环水泵节能改造的步骤与特点：

根据用户水泵实际运行工况．以完全满足用户实际运行需要为前提，根据射流——尾迹全三元流动理论，借助PCAD、CFD等设计软件，再融入高级工程师多年积累的丰富经验，综合优化，重新设计、制造加工可互换的高效率三元流叶轮，换装于原水泵壳体内即可，原设备基础、电机、管路等都不需要改动，施工简单快捷，项目实施安全方便，节能效果显著，可谓水泵节能改造的首选方案。

济钢循环水泵能效提升的探索 篇3

【关键词】钢铁企业；循环冷却；能源利用效率

1、济钢循环水系统运行概况

水泵是广泛使用的设备，但效率均偏低，据不完全统计，水泵耗电占全国发电量的22.5%。

1.1概述

济钢供水系统现有循环水泵站14个，主要为高炉、炼钢、轧钢、发电等用户进行循环水供应，各泵站50KW以上水泵合计231台，总装机容量5.9万KW，目前运行台数为201台，运行负荷为5.2万KW，耗电1109万元/月，根据效率调查计算，目前所有水泵平均效率为61.1%，效率提升潜力为9.1%。

1.2运行现状

1.2.1目前各泵站部分水泵电机的容量比实际需要高出一些，存在大马拉小车的现象，且部分水泵本体效率低下，造成了电能的浪费，通过水泵重新选型可减少无用功的消耗，使水泵在高效区运行。

1.2.2传统的调节方法是通过调节阀门开度来调节流量，其输出功率大量的能源消耗在阀门上，由于水泵的轴功率与转速的立方成正比，当采用变频调速降低转速时，功率的消耗也大大降低，能达到用多少供多少的供水目的，还可大大延长电机、轴承、管网的使用寿命。

1.3能效损失分析

通过对比水泵的额定参数、各厂家的水泵样本、性能曲线、现场实际工况，找出水泵效率损失的主要原因有以下几点：

1.3.1水泵选型时流量和扬程裕量过大，未能在高效区运行；

1.3.2设计缺陷造成系统设备配置不合理产生水泵性能偏离；

1.3.3供应商加工技术落后，水泵本体效率偏低；

1.3.4流量变化相差很大的场合未使用调速系统，仅用阀门截流造成能源损耗；

1.3.5用户生产节奏、产量及品种变化产生的水量、水压波动造成的水泵管路特性曲线偏离；

1.3.6季节变化造成的设备匹配不合理产生的能源浪费。

2、循环水系统节能方法实施建议及案例分析

根据能效分析情况，对各个泵组根据不同生产运行状况量身定制节能措施：

2.1重新选型

对于与系统不匹配而引起高能耗的水泵，通过当前运行的工况参数和设备额定参数，准确找到最佳工况点，选择合适流量和扬程的水泵来替换目前处于不利工况、低效率运行的水泵，从而降低水泵输出功率，达到节电效果。

典型案例：1700连铸冷媒水泵选型优化改造

连铸冷媒水供水泵组现三台水泵，扬程37.5m，流量1422m3/h，电机功率200KW。现水泵出口阀门开度为70%，单台泵实际流量1750m3/h，管道实际压力为0.11MPa，额定电流361A，实际电流343A，水泵效率0.38。该泵组水泵运行状态已偏离最佳工况点，三台电机均不同程度存在电机本体发热现象，最高达105℃，造成系统能源消耗，属于不经济运行设备。

该案例属典型的水泵额定参数与实际工况不匹配的情况，考虑对水泵重新选型。选用型号为500S-22的水泵，流量2020m3/h，扬程22m，效率0.84，效率提升55%，可匹配电机为功率185KW，功率降低15KW。

投资概算：水泵、管道、阀门、施工约9.8万元。

效益分析：年节电27.7萬度，年化效益18万元。

2.2变频改造

对于水泵负载有经常性变化或有明显季节性变化时，通过变频器改变电机的转速，从而影响设备的转速，平移性能曲线，相当于变成许多不同容量的水泵，来适应负荷的变化，使水泵运行处于高效区域，减少节流损失。

典型案例：连铸二冷水供水泵变频改造

连铸二冷水系统用户间断性用水，满负荷生产时用户需求流量950m3/h，压力接近1.4MPa；低负荷运行时流量100-200m3/h，压力1.54MPa左右，水泵效率为0.58，工况变化范围较大，设备长期处与低效率运行状态，造成系统压力、流量波动大，设备检修频率高。

该案例属典型的负载经常性变化的情况，考虑实施变频改造。

投资概算：变频器、变频柜、电缆、施工等约25万元。

效益分析：年节电29.5万度，年化效益19.2万元。

2.3叶轮切削

对于额定扬程流量高于实际扬程流量的水泵，可对原叶轮进行逐次切削以得到最佳叶轮外径，平移水泵特性曲线，达到实际工况。

典型案例：连轧加热炉供水泵叶轮车削改造

1700连轧加热炉共四台供水泵，水泵扬程65.1m，流量486m3/h，实际流量小于额定流量，实际压力比设计压力偏低，水泵效率为0.53，未处于高效运行区间。

该案例属典型的水泵的额定扬程流量高于水泵实际扬程流量的情况，考虑对水泵叶轮切削。原叶轮直径为470mm，初次切削至450mm，并逐次切削。

效益分析：年节电13万度，年化效益8.4万元。

3、结语

循环水泵能效提升对于钢铁企业来说意义重大，不仅能够提升整个循环水系统的运行效率，而且能够使设备单体保持稳定高效运行，其重点在于设备选型不要过裕量或通过某种措施使设备运行与生产调整保持步调一致，在保证安全运行的前提下，尽力考虑设备的经济性运行，达到降低电耗，能效提升目的。

参考文献

[1]严熙世，范谨初.给水工程（第四版）[M].北京：中国建筑工业出版社，1999.

[2]范华.给水水泵节能技术研究与应用[J].机械管理开发，2013（6）：58-60.

循环水泵电机变频改造 篇4

北京现代车身二工厂使用155台点焊机完成车体的焊接工作。每台点焊机均由循环水进行实时冷却, 各循环水管道逐级汇合, 最后通过一个处理中心对循环水进行冷却、过滤, 重复利用。

1. 车身工厂的循环水系统运行图见图1。

2. 车身工厂水泵房及环境条件。

车身二工厂循环水共三套循环系统: (1) 主循环系统。包含两台132kW主电机及过滤器等设备。 (2) 水冷却系统。包含两台30kW电机。 (3) 备用冷却系统。包含两台30kW电机。循环水泵房温度为10～35℃, 相对湿度为85%～90%, 符合变频器运行的环境要求。

3. 车身工厂水泵房运行原理图 (见图2) 。

二、变频控制电机的节能原理

原循环水系统水泵电机的电压恒定, 水泵时刻是以满载荷运行, 仅依靠出水管的阀门对出水的压力进行调节, 存在着能量浪费。

1. 变频控制转速的节能原理。

水循环系统中, 流量调节方法一般为阀门控制法和转速控制法两种。此前, 车身工厂一直使用流量阀对车身工厂的循环水进行流量、水压的控制。如图3所示, 当流量从QA下降到QB时, 稳定工作点由A点移到B点, 供水功率PA与OEBF区域的面积成正比。

转速调节法是通过改变水泵转速来改变水的流量及压力。管道一般处于全开状态, 如果水泵转速改变, 则压力也改变。采用转速调节法时, 压力随着转速改变而改变, 但管阻特性则保持不变。如图3所示, 当流量从QA下降到QB时稳定工作点由A点移到C点, 供水功率PB与OECH区域的面积成正比。

从图3可看出, 采用转速调节法比采用阀门调节法节约的功率△P与HCBF区域的面积成正比。由水泵特性得出以下关系:Q1/Q2=n1/n2, 即流量与转速成一次方关系;而电机实际功率与转速成三次方关系, 即P1/P2= (n1/n2) 3。由此可知, 采用转速调节法的节能效果很明显。

由电机转速公式n=60f/p, 其中, n为电机同步转速, f为供电频率, p为电机极对数, 可知电机供电频率f与转速成正比。这样, 采用变频器调速时, 变频器的输出频率与流量、压力及电机轴功率也有上述的n次方 (n=1, 2, 3) 比例关系。

2. 变频控制转速原理。

车身工厂从循环水房出来的压力设定为4.5MPa。由于ROBOT程序内设定的循环水流量为固定值7.5L/min, 因此要求循环水泵房出水压力也为固定值。这一条件可由管道内的压力传感器进行检测, 并将检测数据发送至变频器, 从而根据水压对电机的转速进行调节 (见图4) 。

3. 变频器的选用。

三菱变频器F系列专用水泵变频器型号为FR-F740-S160K-CHT, 适用电机功率范围132～160kW。

三、能源节约分析

由于无法对水泵房电机使用时间及耗电量进行单一的测算, 只能通过理论值对节约金额进行估算。水泵房电机使用情况以2009年为基准进行计算。由于水泵房电机仅在长时间停产或者定期检修清污时才停止运转。2009年水泵房电机累计停止运转12天 (国庆节设备改造6天, 春节设备改造6天) , 正常运行353天, 计8 472h。

1. 改造前耗电量计算 (2009年) 。

电机能耗=U·I·cos, U为运行电压, I为运行电流, cos为功率因数, t为运行时间。2009年耗电量为380×186×0.88×1.732÷1 000×8 472=912 668.5kW·h。

2. 变频器控制后的耗电量。

测得使用变频器后的电压为239V, 电流为183A, 耗电量=239×183×0.88×1.732÷1 000×8 472=564 762.1kW·h。

3. 节约量。

一台132kW主电机每年可节电347 906.4kW·h, 1年累计可节约19.48万元, 设备改造费用为11.4万元, 投入1年即可收回改造投资。

四、变频器控制电机的优点

1. 降低了能源消耗。

2. 使电机软启、停和降速运行, 减少了振动、噪声和磨损, 延长了电机的使用寿命和维修周期。

3. 安装了水压检测装置, 使得水压更加稳定, 增加了设备稳定性。

参考文献

[1]刘栋良, 赵光宙.交流伺服系统及其控制策略综述[J].电气时代, 2006, 2.

章村矿循环水泵恒压供水变频改造 篇5

关键词：变频调速；恒压供水；节能；PID

1 概述

现章村矿洗煤厂压滤车间使用2台循环水泵，互为备用。水泵的规格型号是200ZJ-Ⅰ-65A，额定流量是350m3/h，，扬程是40M ，配套使用电机型号：Y355L-6，额定功率220KW，额定电压 380V， 控制手段相对比较传统依靠调节阀门开度来调节介质流量，供水量不能根据生产工艺的要求精确调整，电机做功部分消耗在挡板阀门之间的“頂牛”状态中，存在电能浪费。

2 改造的必要性

2.1 操作简便可控：循环水泵设备的开停车在集控操作界面对该设备实现控制，同时针对重介洗选工艺与脱介筛相关设备设置联锁，大大满足生产需要。

2.2 优化指标控制：循环水泵实现变频调速可分为自动和手动，手动状态下可通过电位器调节速度，自动状态是通过PLC模拟输入信号输入指定频率控制，自动状态下根据工况实时调速，提高了生产效率，为优化运营提供了可靠保证。

2.3 节能节电效果显著：采用变频调节后，系统实现软启动，软停车等功能，系统效率得到提高，节约能源，为降低企业用电率提供了良好的途径。

3 现场情况及节电效果分析

3.1 工频状态下的耗电量计算

Pd：电动机功率；Cd：年耗电量值； U：电动机输入电压；I：电动机输入电流；cosφ：功率因数； T：年运行时间；δ：单负荷运行时间百分比。

电机耗电功率计算公式：Pd=×U×I×cosφ ①

累计年耗电量公式：Cd=T×∑（Pd×δ） ②

其中取电机输入电流为320A， cosφ为0.85，设备运行每年按运行5440小时（340天）340天计算。

根据计算公式①②，通过计算可得出工频情况下各负载的耗电量如下：

Pd=179（kW） Cd=97.4万kW·h

3.2 变频下单位时间耗电量计算

根据流量、压力、轴功率与其转速的关系

用文字表述为：流量与转速成正比、压力与转速的平方成正比、轴功率与转速的立方成正比。

变频状态下的计算如下：

P'：泵实际轴功率；P0：水泵额定轴功率 ；Cb：年耗电量值；

Q'：水泵实际流量；Q0：水泵额定流量；H'：水泵出、入口压力差；

H0：水泵额定压力。

低压配电系统运行电压380V，电机实际运行电流201A，水泵电机功率l10kW、极数4极、实际出力为55%～83%，取Q/QN=0.80得：

即流量为改造前的80%，则转速为当转速变为80%额定转速时，80%转速变为80%流量、64%压力，最后输出51%轴功率。故：

4 系统技术方案

闭环控制运行：根据现场提供的反馈信息（ 如压力，流量等）做闭环控制，变频器自动根据反馈值自动调节运行频率，满足现场运行工况。

现场直接接收管道压力变送器传感到变频器PLC 4—20mA信号，变频器内置PID调节器，自动实现闭环控制。随着水泵出水压力的变化，随之变频器的输入反馈信号相应变化，在变频器的PID控制作用下，变频器输出与之相反的控制，最终使得出水压力恒定，实现恒压供水。

5 结语

变频恒压供水系统的设计，提高了供水质量，减少了对设备的冲击，具有节省能源，操作方便，自动化程度高等优点。节能延长电机、水泵使用寿命4年以上。为章村矿洗煤厂优化洗选工艺、提高工作效率、减岗并岗具有重要意义。

参考文献：

[1]赵华军.基于PLC和变频器控制的恒压供水系统设计[J].自动化与信息工程，2006（3）.

[2]胡雪梅.变频恒压供水系统的设计与应用[J].电机与控制应用，2011，38（8）.

[3]张慧宾.变频调速应用实践[M].北京：机械工业出版社，2000：128-129.

作者简介：

电厂循环水泵优化改造 篇6

关键词：循环水泵,分析,改造

1. 存在问题及原因分析

胜利发电厂一期2台200MW机组,配备48P-26I型循环水泵(湖南源江生产),为大型立式单级单吸蜗壳式离心水泵,配用电机功率1250kW。运行中发现存在如下问题。

(1)运行效率低,电耗高。循环水泵的实际运行效率分布在60%～78%,比设计值偏低8%～16%,使循环水泵的耗电上升,厂用电率大约增加0.2%以上。

(2)泵的运行工况与设计工况不符。循环水泵的实际扬程分布0.19～0.205MPa,而其设计扬程0.241MPa,导致泵效率低。

(3)泵的运行方式与主机的运行不相适,不同季节难以调节凝汽器的最佳冷却水量。为获得凝汽器最有利真空,循环水温不同,所需循环水量也不同,而循环水温随气候条件的变化而变化,冬、夏之差最大达30℃。通常循环水泵是按循环水温等于或略高于年平均水温(一般22～26℃)时,凝汽器的最有利真空而选型设计的,当循环水温偏离年平均水温时,需要改变流经凝汽器的冷却水量,以使凝汽器真空最佳。目前,发电厂200MW机组循环水泵配置两台50%容量泵,不设备用容量。这样循环水泵的运行方式,只有采用两台泵并列或单台运行,显然这两种运行方式不能满足不同季节凝汽器最佳真空的要求。

另外,采用通过调节泵的运行台数来调节循环水量,以适应不同负荷不同季节主机的运行需求,而这种方法使泵的工作点进一步偏离高效点,从对该型泵的工业试验中知,当减少一台泵运行时,运行泵的工作点将进一步移向大流量侧,由于这种斜流式高比转数泵大流量时的陡峭特性,使泵的运行效率大幅下降(只有35%左右)。不同季节难以调节凝汽器最佳冷却水量,机组循环水泵的配置方式常年采用一种运行方式,显然不能适应不同季节不同循环水温时凝汽器最佳真空的运行要求。而采用调节运行泵台数时,由于高比转数泵的陡峭特性,泵的运行工况进一步偏离设计值,使泵的效率进一步降低。

(4)泵的通流部件设计不合理。按照实际运行工况泵内通流部件壳体内流速偏高,对该循环泵叶轮及壳体的型线测绘发现,叶片的进、出口安放角均不合理,出口水流与静止部分的安放角偏差较大,壳体通流能力不足,以及叶轮与壳体通流面积配合不当等,导致泵的效率与先进水平存在差距。

(5)部件结构设计不合理、可靠性差。源江48P-26I型立式循环水泵采用传统的上、下两个滚珠轴承的支撑方式,由于滚珠轴承的承力面积小,承受冲击载荷的能力差等缺点,特别对于大型立式泵体,这种悬吊式结构径向的疲劳冲击,使滚珠轴承不能长期安全运行,短则运行一个月泵的径向振动增大,需频繁更换滚珠轴承,且由于设计结构复杂,特别是泵体的下轴承拆卸更换十分不便,不仅增加检修的工作强度,而且影响整台机组的安全可靠性。循环水泵的出口通过大、小头扩散后直接连接出口蝶阀,由于扩散后水流的紊乱,出口蝶阀剧烈抖动,开关困难,影响设备的安全运行。

(6)电机功率选择不当,使电机线圈运行温度偏高。电机长期处于满负荷运行,致使风冷电机的线圈温度长期处于上限,特别是夏季,最高线圈温度126℃以上,不得不在现场安置电风扇进行强制通风冷却,严重威胁机组及设备的安全运行。

2. 改造措施

基于以上问题,决定对循环泵进行综合改造。根据电厂现场设备系统实际情况,综合考虑循环水系统管道阻力特性曲线及机组最佳真空,决定将该循环水泵改为双速斜流式水泵(图1)。

(1)对水力效率η进行修正计算。水力效率是决定水泵性能的重要参数,正确的水力效率修正计算是准确控制改造后泵的性能参数与实际运行相吻合的关键。设计过程中在卧式、双吸、离心式水泵经验公式的基础上,分析了其他用户几种正在运行的斜流式泵实际运行与设计性能的差别,同时利用了在轴流泵上改造所获得的经验数值,综合了立式、单吸、斜流式水泵的比转数、出口水流与壳体螺旋角之差、出口流速比、进口流速比等参数的影响,重新修正给出了水力效率的计算公式:

式中Q———流量,m3/s

n———转速,r/min

Δα——出口水流与壳体螺旋角之差

m———出口流速比

试验结果表明,按上式修正后的泵的性能参数与设计值吻合。

(2)采用较大的叶片出入口宽度比和小的叶片包角叶轮。通过对其他几种泵的叶形测绘和性能分析得知,增大叶轮的出口宽度,可以拓宽泵的高效区段,即可提高泵的效率。因此设计时考虑电机改双速后各种运行工况,为获得较宽的高效运行区段,叶轮出口宽度b比常规设计大,叶轮出口宽度b与叶轮出口最大直径D2之比为b/D2=0.36～0.41,叶轮出口宽度b与叶轮出口最小直径D1之比为b/D1=0.46～0.54;同时,为了叶轮制造工艺的方便,采用了较小的叶片包角设计。叶片出口边采用大倾斜,倾斜角θ=14°～18°;采用4枚叶片设计,为增强使用性能采用不锈钢整体铸造。

(3)支撑支架改为一体化设计。将转子支撑、轴端密封、橡胶轴承、叶轮后盖板密封、泵体封盖多种配件设计固定于一体支架上,这种一体化固定支架设计充分考虑了制造加工、检修维护的工艺性,一方面尽可能减少制造部件,从而简化制造和加工工艺,保证动静部件同轴度,提高整体组装的精度,另一方面降低检修维护的工作强度,只要拧开36条M36的连接螺栓,起吊轴承支架,整体泵的拆卸便基本完成,可将转子吊出。

改滚动轴承支承方式为橡胶轴承支承,橡胶轴承的包胶材料选用了美国的专利合成橡胶,这种橡胶具有韧性好、耐磨、抗老化强等优点。

(4)泵轴传统的设计是在叶轮内侧装配盘根轴套,实际使用中发现,由于循环水泵工作环境差,盘根轴套锈蚀在轴上,拆卸十分不便,需上压力机压下叶轮,上车床车去盘根轴套,再装配轴套,上压力机装配叶轮,增加了大量检修工作。改造时去掉了盘根轴套,采用了美国的专利喷涂技术和材料,在轴的外表面喷涂一层高强度耐磨陶瓷,其单边厚度大于0.4mm。改造后使制造加工、拆卸检修的工作量大大降低。

(5)泵的支撑方式改为高速耐磨橡胶轴承。去掉传统的防护轴套设计,在对壳体改造时,采用高速耐磨喷涂陶瓷,以提高泵的安全可靠性。采用了轴承支撑、轴承润滑冷却、泵盖及端部密封一体化的结构设计,达到了检修方便易行减轻工作强度的目的。

(6)将动力电机改为双速设置,根据负荷与水温调节循环水量变化。针对泵的运行方式与主机不匹配及电机线圈温度偏高等问题,保持循环泵电机转子线圈不变,改变定子线圈引出线的接线方式及自动控制系统,将循环泵电机定子线圈接线方式改为16级和18级,分别对应370r/min和330r/min两种转速,使电机可以在高、低两种转速下运行,可实现单台200MW机组循环泵5种运行方式,即:在保证凝汽器最佳真空的前提下,根据机组所带负荷多少和不同季节循环水温情况,灵活切换为双泵高速并列运行、双泵并列低速运行、一台泵高速运行一台泵低速运行、单泵高速运行、单泵低速运行。改造后采用的运行方式是:夏季双泵高速并列运行,春秋季一台泵高速和一台泵低速并列运行,冬季两台泵低速并列运行,机组低负荷时,采用单泵高速或单泵低速运行。既满足机组安全经济运行需要,又节约了大量的厂用电。

3. 改造效果

循环水泵的增容改造分析 篇7

某电厂有2台125MW汽轮发电机组, 均为上海汽轮机厂生产的超高压中间再热双缸双排汽凝汽式机组。2台机组分别于1988年10月和1989年9月投产。当初设计时考虑机组带基本负荷, 因此, 配置了4台由长沙水泵厂生产的源江48Ⅰ-28ⅠA型单级单吸低速离心泵, 采用并联运行方式通过Ⅰ、Ⅱ母管向两机凝汽器供水, 以适应负荷、气温及倒换的需求, 从而保证机组运行的安全可靠性。但随着电力形势的发展, 电力已进入市场, 该厂2台125MW汽轮机组已由原来的带基本负荷改为调峰运行, 进行频繁调峰, 不仅要降负荷运行, 有时甚至还要停一台机组运行。这样原设计的4台源江48Ⅰ-28ⅠA型循环水泵就不能满足当前形势的需要, 需要对其进行改造。

1 循环水泵简介

该厂#3水泵房所安装的4台循环水泵均为长沙水泵厂生产的源江48Ⅰ-28ⅠA型单级单吸, 低速高心泵, 专门满足该厂2台125MW汽轮机组的供水需要。其设计参数如下:输水量10860～16000T/H, 扬程0.15～0.25MPa, 转速375r/min, 轴功率684kW。其进口配置有型号为ZH-3000、过水量为5.5m3/h、高为17600mm的一次旋转滤网;出口与反冲排污的单排污槽、通流倍率为1:3.04的油动二次旋转滤网相配套。该泵所配用电机为上海电机厂生产的YL1000-16/1730型电机, 功率1000kW, B级绝缘, 电压6kV, 电流132A, 冷却方式采用风机空冷。两机满负荷时, 开3台泵即能满足用水要求, 1台泵备用。该机配用的凝汽器为上海电站辅机厂生产的N7100-Ⅲ型双流程对分制表面式凝汽器, 其循环倍率冬季为50～55, 夏季为65～75, 冷却水温为20℃～33℃, 水压为0.15MPa。该泵的特点是采用便于与电机配合布置的立式布置, 占地面积小, 结构紧凑;吸入口朝下, 便于布置吸入管道;靠联轴器一侧, 设置一道单列向心球轴承, 在填料密封一侧, 设置一道双列向心球面滚柱轴承, 转子的重量及轴向推力均由电机上的推力轴承承担, 水泵未设置推力轴承;由于叶轮尺寸大, 又是单吸, 为不影响水量, 在叶轮下设置一流线型轮毂端帽;属于高比转速泵, 以适应凝汽器及其它换热器对水压、水量的需求。

2 改造的原因

该厂循环水泵在实际运行中, 长期存在输水量不足的情况。在夏季, 由于该地区气温高, 河水温度最高可达34.5℃, 且持续时间长 (有2～3个月) ;枯水季节河床水位低, 水量减少且时间也较长 (有3个月左右) 。这样, 每年约有半年时间真空偏低。同时, 在夏季, 由于河水温度高, 循环水量少, 造成凝汽器真空低, 冷油器油温高, 发电机、励磁机风温高, 使该厂发电设备的安全运行受到了威胁。近几年来, 整个电网进入模拟市场, 该厂调峰频繁, 因此, 在单机及双机运行时, 为保证凝汽器真空, 必需采取两泵单机或两机三泵的运行方式, 这无疑增大了循环水泵的耗电量、耗电率, 降低了机组运行的经济性;同时, 加速了设备损耗, 减少了备用循环水泵的数量, 降低了机组运行的安全性。

从该厂单机单泵的实际运行情况来看, 夏季冷却水温升约为13℃左右, 由此, 可估算出凝汽器在该种换热情况下的循环倍率约为42, 远未达到设计要求。因此, 在目前这种真空严密性、冷却水质及凝汽器堵塞条件下, 要保证真空稳定在较高值的同时降低厂用电率, 就必须对循环水泵进行增容改造。

3 循环水泵的改造措施

鉴于目前的状况, 该厂联系了中国水利水电科学研究院水力机电研究所, 决定对与Ⅱ母管直接相通的#9循环水泵进行增容改造。改造的关键在于:在保证新泵具有与原泵相似的陡降性能曲线及相同的比转速nS的同时, 尽可能在原流量基础上将流量再提高2000～3000m3/h, 降低功率消耗, 提高水泵的运行效率。在这一思想的指导下, 该厂决定采用水力机电研究所研制的LY-24型高新技术, 更换原叶轮并修改叶轮与下泵盖之间的入口密封环及与上泵盖轴封之间的密封环尺寸, 水泵外壳、附件及电机均保持不变。

循环水泵的改造, 除了必须保证制造及安装工艺外, 对于运行而言, 关键是能否获得达到设计要求的流量、扬程, 是否会引起电机过电流、线圈温度超过最高允许值, 以及是否能提高运行的安全性及稳定性。在制造工艺上, 针对高比转速离心泵由于通流截面增大, 在同一通流断面上因旋转半径相差大引起圆周速度相差大而必须采用扭曲叶片这一情况, 采用叶片、轮毂及叶片两侧盖板分别制造, 再根据对称原则对其进行组合焊接的工艺, 保证了过流表面的光洁度、尺寸偏差及加工精度均符合要求;同时, 新叶轮的安装也与原泵的技术要求相同。

通过这一改造, 叶轮的进口直径由原来的925mm增大至950mm;出口直径由242mm增至269mm;叶轮外径由1200mm增至1220mm;叶轮高度由600mm增至620mm。其余的尺寸也作了相应的改变, 以适应原水泵外壳不变, 保证尺寸符合要求, 从而达到在满足性能及比转速要求的前提下增容的目的。

4 改造前后性能的对比

技改前后由省中试所用同一方法对#9泵进行了现场测试, 具体情况如表1所示:

(1) 流量

由曲线对比 (见图1) 得出:在正常的工作水压范围15～20米水柱时, 相同扬程下, 改造后的循环水量增加了2376～3492m3/h。并且随着扬程下降, 水泵内漏流量减少;流速下降, 流动阻力减小, 因而水量的增加量相应增大。换言之, 整个串联管系清洁程度越高, 工作水压越低, 流量较原泵增加得就越多, 从而确保了机房内凝结器及其它热交换器的冷却水量, 保证了夏季单机单泵的正常运行。从当年夏季及该厂#11机大修期间的实际运行情况来看, #9循环水泵均能正常稳定地保证单机单泵及两机两泵的运行, 从而证明#9循环水泵的改造是成功的。

(2) 扬程

再来看扬程情况 (见图1) :从改造前后的曲线对比可得出, 在流量相同 (即保证热交换器有相同的冷却水量) 的情况下, 任取一个流量值13788m3/h, 水压由原来的15米水柱, 升高了7.8米水柱。这对于确保了凝汽器及发电机空冷器的正压出水, 提高运行的安全性;减少加压泵的投用时间, 从而节约厂用电;提高工业水泵的入口水压、出口水压及水量, 提高各热交换器的冷却水流速、传热系数, 冲走堆积杂物, 保证传热效果及机组各系统的安全运行等等都是有利的。

(3) 效率

通过图1中的曲线可知, 改造后的泵效率在85%以上的流量范围是9900～15336m3/h (即ΔQ为5436m3/h) , 扬程范围是19.7～27.75米水柱 (即ΔH为8.05米水柱) ;再看原泵出厂时的效率曲线:85%以上的流量范围是11132～15264m3/h (即ΔQ为4132m3/h) , 扬程范围是15～25.75米水柱 (即ΔH为10.75米水柱) ;由此可见:新泵的高效区较原泵增大, 并且在正常工作范围内 (即扬程在20米水柱以内) 的效率高于原泵。实际运行检测表明, 在正常运行时, 改造后泵效率由81.76%提高到90.51%。此外, 随着水压降低, 效率的提高值增大, 这说明要保证新泵在高效区工作, 水压必须在一定范围之内。这是因为在此范围之内, 盖板磨擦损失、入口密封环泄漏损失以及因流量变化引起的叶轮进口冲击损失均较小的缘故。

(4) 轴功率

在新泵的正常工作范围之内, 即水压在17.1～25米水柱之间时, 流量为15282～11484m3/h, 轴功率为872～912k W, 其中, 最大功率为912kW;原泵在同一水压范围时, 流量为12042～8748m3/h, 轴功率为660～684kW, 最大功率为684kW;改造后轴功率明显增大了208～228kW。其主要原因是输水量大幅度增大。

再看指标表的实测值:在相同工况下, 新泵的水压、水量明显高于原泵, 而此时的轴功率增加值为136.96～161.64kW, 较曲线值小, 这说明原泵的功率损耗远远高于设计的功率损耗, 新泵改造后, 运行效率提高, 功率损耗减小。

(5) 曲线形状及比转速

对#9循环水泵改造前后的性能曲线进行测量可以得出:新泵在扬程由15米水柱增至20米水柱时, 输水量的变化量为2052m3/h;原泵的水量变化量为936m3/h。这说明新泵的性能曲线较原泵更平缓, 扬程变化引起的流量变化高于原泵。

再看比转速, 虽无设计工况下的各参数, 但通过实测指标表可以得出, 新泵的扬程增加幅度小于流量的增加幅度, 即新泵的比转速较原泵有所提高。

(6) 轴封漏水量

由于在此次改造中, 对入口密封环的尺寸进行了修改, 填料轴封的漏水量大大减少, 这在#9泵改造后的实际运行中得到了证明。可见, 修改密封环尺寸, 对于降低轴封泄漏水量, 提高水泵的运行效率效果十分明显。

5 改造后的使用情况

5.1 性能变化

前面的性能对比已经证明了#9泵在改造后, 性能曲线形状及比转速发生了变化, 针对这一情况, 为保证运行的安全性, 除了加强对#9泵、一次滤网水位差、江水水质的监测及清洗一、二次滤网外, 该厂还对二次滤网进行了换型。由于原来的油动二次旋转滤网不但易出现损坏驱动的啮合齿轮, 电磁阀故障及排污时水量损失大等缺点, 更重要的是存在排污死角, 网上杂物不断堆积, 造成循环水泵出水压力升高。所以该厂于当年九月将#9泵二次滤网更换成EPF型反冲排污、电动驱动双排污槽的二次滤网。经实际运行的检验, 该种滤网除节电省水、不易发生故障外, 关键是运行水阻小, 排污能力强, 无排污死角。这对于适应#9循环水泵的增容改造, 保证#9循环水泵始终处于高效、高水量区工作是十分有益的。

此外, 由于凝汽器是循环水泵的最大用户, 而其管板及铜管易出现堵塞, 因而要求运行人员加强对凝结器进出水压、水温及冷却水温升、端差等数值的监测, 适当调整出水电动门并及时进行半边清洗。

#9循环水泵增容改造后, 由于水量增大, 造成入口水流速增大, 一次滤网前后压差增大, 这一方面要求运行人员必须加强对一次滤网的检查工作;另一方面针对该情况, 也应进行适当的改造, 如:在一次滤网前安装浮动拦污栅等, 以保证运行的稳定性。

5.2 并联运行情况

由于#9循环水泵是与#7、#8、#10循环水泵并联向Ⅰ、Ⅱ母管供水, 而#9泵性能曲线又与其它泵不尽相同, 因此会有一定的影响。但由于两种曲线均无不稳定的驼峰形状, 并且在运行中是不允许出现管系所需扬程大于原泵的最大扬程, 因此对其它泵并无太大影响。在实际运行中, 通过比较发现, 改造前后其它泵的电流及出水压力变化不大且运行稳定。

5.3 电机线圈温度

#9泵经增容改造后, 随着流量、扬程的增加, 电机电流增大, 较改造前增加10～15A;根据线圈耗功公式Q=I2RT可知, 电流的增大是引起发热量增加的重要因素之一, 在实际运行中#9泵的线圈温度也高出10℃～12℃。与#9泵相配的电机采用B级绝缘, 通过查找有关资料可知, 用B级绝缘材料的电机最高允许温度为130℃, 同时以往的经验来看, 降低线圈温度的关键在于线圈的散热。通过检查发现, 由于电机上导瓦的润滑油位过高而溢油到下导瓦引起油位高, 正常运行时在轴的回转离心力作用下溅至线圈上;另外, 长期运行过程中线圈上的大量积灰, 都是影响线圈的散热的原因。因此, 2000年8月初, 采用四氯化碳对线圈进行了清洗, 取得的效果十分明显。在当年整个夏季, 气温36℃时, 线圈温度最高在95℃左右, 与其它泵情况相同, 这说明#9泵经增容改造后, 依然能保证电机温度在正常范围之内, 这对于循环水泵的安全运行也是十分重要的。

6 改造后的运行经济性

#9泵改造后的经济性取决于真空提高后所降低的煤耗与#9泵增加的耗电所对应的煤耗两者的技术经济比较。

通过对#9循环水泵增容改造前后的机组真空对比统计整理得出:在机组负荷相同的情况下, 凝汽器的真空平均提高了1.2kPa以上。同时, 通过平时运行中的观察可知, 在其它泵倒换#9泵运行后, 进水压力升高至0.01～0.011MPa, 真空提高了约有1.2kPa。根据本机组的经济指标对煤耗的影响值 (每提高1kPa真空可节约煤耗2.8g/kW·h) 可得出, 提高1.2kPa的真空可降低煤耗3.36g/kW·h。以#9泵年运行时间6000小时进行计算, 则每年因提高真空1.2kPa所节约的标准煤耗量为2018吨, 按标准煤单价327.10元/吨计算, 可节约人民币60.0088万元。

由于#9泵经增容改造后出力提高, 单泵便可保证单机运行的稳定性, 按原来的两泵单机每年运行90天进行计算, 可节电0.8×30×24×3×1000=1728000kW·h, 每千瓦时售电按0.15元计算, 每年可节约人民币2160000×0.15=25.92万元, 而提高出力后全年 (6000小时) 多耗电 (电流升高12A) 为COS∝1, 732×24=0.8×1.732×12×6000×6000/1000=598579.2kW·h, 折合人民币598579.2×0.15=89786.88元, #9泵改造后产生的经济效益为60.0088+25.92-8.9=76.95万元。

循环水泵轴断裂原因分析 篇8

兰州石化公司石油化工厂306A循环水装置内有5台型号为500S-59的单级双吸水平中开式循环水泵, 其具体参数见表1。

2009年5月该装置的2#循环水泵在运行过程中, 负荷端轴承箱与填料压盖间泵轴突然发生断裂, 由于未能及时停下电动机, 断裂截面发生相互碰撞产生的冲击力, 致使轴承箱托架根部产生裂纹, 整体铸造的下泵壳报废。

2 断裂原因分析

2.1 断口宏观特征分析

断裂泵轴断口, 如图1所示, 呈现两个截面不同的区域, 一个是粗糙区, 一个是光滑区, 泵轴没有明显的塑性变形, 离心泵轴断口宏观呈现疲劳断裂形态。光滑区是泵轴在一定交变载荷作用下, 构件中薄弱处或较薄弱的晶体, 沿最大剪应力方向形成的滑移带, 滑移带开裂形成微观裂纹, 随着循环次数的增加, 分散的微观裂纹经过汇聚沟通, 形成宏观裂纹。宏观裂纹在持续交变力作用下不断扩展, 构件的截面逐步被削弱, 这样就由裂纹扩展形成断口的光滑区。当裂纹扩展达到临界尺寸时, 材料会突然发生脆性断裂, 从而形成断口的粗糙区。

2.2 疲劳强度校核

离心泵轴材质为35#钢, 其机械性能见表2。

忽略离心泵转子组件自身的重力及转子不平衡产生的离心力, 离心泵轴主要承受旋转过程中扭转产生的剪切力。剪切力的大小随电机转速呈周期性变化, 由此产生的交变应力也随转速呈周期性变化, 且最大交变力与最小交变力大小相等, 方向相反。即应力特征:

1.断裂截面光滑区, 2.断裂截面粗糙区.

r=σmin/σmax=-1

说明泵轴承受的交变应力为对称循环型, 在对称循环交变应力下校核泵轴断裂截面的疲劳强度。

已知:泵轴转速n=970r/min, 轴功率NW=391kW, 泵轴断裂截面直径d=85.0mm, 泵轴抗拉强度σb=530MPa, 取泵轴安全系数为[n]=1.7。

1) 计算工作应力:

m=9.549NW/n=9.549×391×103/970=3849.1N·m

τmax=m/WP=3849.1/[Π/16×d3]=16×3849.1/[3.14×85×85×85×10-9]=31.9MPa

2) 确定τ-1及各影响系数:

由泵轴材质的抗拉强度, 确定剪切疲劳极限:

τ-1≈0.23σb=0.23×530=121.9 MPa

断裂截面处无尺寸变化, 由尺寸变化引起的应力集中可以忽略, 即有效应力集中系数:

Kτ=1

由泵轴直径及泵轴材质的抗拉强度, 查表可得影响构件疲劳极限的尺寸效应系数:

ετ=0.71

由泵轴的表面加工方式及泵轴材质的抗拉强度, 查表可得影响构件疲劳极限的表面质量系数:

β=0.91

3) 校核断裂截面疲劳强度

nτ=ετβτ-1/[Kττmax]=0.71×0.91×121.9/[1×31.9]=2.45>[n]=1.7

因此在单纯的交变应力作用下, 理论上离心泵轴不会发生疲劳断裂。

2.3 疲劳断裂原因分析

由2.1计算可知离心泵轴发生疲劳失效并不是单纯的交变应力作用下的结果。从断裂离心泵轴的表面, 可以看到泵轴表面附着一层“锈皮”, 除去这些锈皮后, 发现泵轴局部出现点蚀坑。在交变应力及腐蚀环境的共同作用下, 泵轴发生了腐蚀疲劳。

1) 腐蚀疲劳特征:腐蚀疲劳在任何腐蚀环境中都可以发生, 往往交变应力低于材料的疲劳极限, 它与介质的PH值、氧含量温度及变动负荷的性质、交变应力的幅度和频率都有关系。一般随着PH值减小, 含氧量增高、温度上升腐蚀疲劳的寿命就越低, 同时大幅度、低频率的交变应力更容易加快腐蚀疲劳。

2) 腐蚀环境的形成及腐蚀机理:

由断裂泵轴与轴承箱托架的结构, 如图2所示, 可以看出断裂轴的工作环境是由轴承托架及弧形挡水板形成的一个相对密闭的空间。

1.轴承箱托架, 2.导流孔, 3.弧形挡水板, 4.轴.

由于离心泵采用填料密封, 轴端存在循环水泄露的情况, 虽然泄露的循环水可以通过托架底部开设的导流孔排出, 但是由于轴工作空间相对密闭, 致使泵轴的工作环境潮湿。在潮湿的空气中, 由于泵轴表面的吸附作用, 就是泵轴表面覆盖了一层极薄的水膜。工业大气中含有及较多的CO2、SO2等酸性气体溶解倒水膜中, 水膜中将存在下列平衡:

CO2+H2O⇄H2CO3⇄H++ HCO3-

SO2+H2O⇄H2SO3⇄H++ HSO3-

此时铁 (相对活泼的金属) 作为腐蚀电池的阳极发生失电子的氧化反应;氧化皮、碳或其他比铁不活泼的杂质做阴极, H+在这里接受电子发生得电子的还原反应:

阳极 (Fe) Fe-2e= Fe2+

阴极 (杂质) 2H++2e=H2↑

总反应 Fe+2H+= Fe2++H2↑

由上述公式可知:在潮湿大气的工作环境中, 铁元素不断被腐蚀生成铁离子。腐蚀的结果导致在泵轴的表面形成点蚀坑, 在这些点蚀坑产生应力集中, 当腐蚀损伤达到某一临界值时, 泵轴上便会形初始疲劳裂纹。在交变力及腐蚀环境的共同作用下, 初始裂纹不断扩展。当裂纹长度达到其临界裂纹长度时, 泵轴难以承受外界载荷, 裂纹发生快速扩展, 最终导致泵轴突然断裂。

3 腐蚀疲劳预防措施

腐蚀疲劳既然是腐蚀环境与循环应力的共同结果, 那么腐蚀疲劳的控制主要包括以下三个方面:改进设计、改变材料和采取防护措施。针对于循环水泵的具体情况, 改进设计或改变材料都是不太现实的, 因此要预防离心泵轴发生腐蚀疲劳, 防止泵轴突然断裂, 应该从控制腐蚀环境的形成及腐蚀缺陷的及时消除着手:

1) 减少离心泵填料密封的泄露, 保证泵轴工作空间洁净干燥, 减小潮湿空气的对泵轴的腐蚀作用;

2) 认真执行循环水泵的计划检修, 利用检修期间对泵轴进行磁粉探伤检测, 及时消除泵轴早期形成的腐蚀缺陷, 阻止初始疲劳裂纹的生成。

4 小结

大多数化工设备的工作环境较为恶劣, 使用过程中应该尽量为设备创造良好的工作环境, 加强落实计划检修, 及时消除存在的设备隐患, 才能保证设备正常的使用寿命, 避免由事故造成的不必要损失。

摘要：通过分析循环水泵轴断口的宏观特征, 校核了在单纯剪切交变应力作用下泵轴并不会发生疲劳断裂, 从而揭示了腐蚀环境对疲劳裂纹的重大影响, 并提出了预防措施。

关键词：宏观特征,交变应力,疲劳断裂,腐蚀环境,措施

参考文献

[1]龚志钰, 李章政.材料力学[M].科学出版社, 2005.

[2]陈林根.工程化学基础[M].高等教育出版社, 2007.

循环水泵导轴承冷却系统优化 篇9

循环水泵是热力发电厂循环水系统中最主要的设备, 其运行的安全稳定与否关系到整个机组的安全性。浙江大唐乌沙山发电厂一期4*600MW机组循泵采用由长沙水泵厂出厂的88LKXB-19型立式单级单吸导叶式、内体可抽出式斜流泵。自2006年投入运行以来由于振动大、泵内有异音多次解体检查, 发现该循泵在运行不到一个检修周期后, 导轴承赛龙体存在较为严重的磨损甚至是融化现象, 导轴承与轴之间配合间隙已经严重超标, 致使循泵振动增大, 危及机组安全运行。为此, 迫切需要对循环水泵导轴承冷却系统进行优化。

2 原冷却方式及存在的问题

循环水泵轴系由3~4根轴通过套筒联轴器联接在一起组成, 轴系全部套装在内接管内, 在每根轴上都装有赛龙体导轴承, 其结构图如图1所示。循环水泵在旋转过程中泵轴与导轴承之间存在高速摩擦, 所产生的热量更加剧了赛龙体的磨损。循泵原来采用自冷却方式, 即在内接管上打有某一直径的若干圆孔, 循泵内经叶轮做功后的循环水通过圆孔进入内接管内对导轴承进行冷却及润滑。采用自冷却方式的优点是系统简单, 没有附加设备, 但同时也存在比较严重的缺陷:a.在循环水泵启动时, 泵体内并没有水, 导轴承处于干磨状态;b.该厂循环水系统采用开式循环, 冷却介质为海水。当海水处于低潮位时, 位于泵轴最上端的导轴承常处于冷却水供应不足的状态。从现场循泵解体后导轴承的磨损情况可以证实这一点。

3 冷却水系统优化方案

为了解决导轴承原有冷却方式的不足, 强化对导轴承的冷却, 减少动静摩擦对导轴承造成的磨损, 采用如下方案对循环水泵导轴承冷却方式进行优化:a.将循泵内接管上原有进水孔采用补焊方式加堵;b.从循环水泵出口母管处取经循泵做功后的循环水作为新的冷却介质;c.在最上端填料函处间隔120°打某一直径斜通孔, 作为新冷却介质的入口;d.将循泵做下端导轴承赛龙体由直筒型改型为“L”型, 以减少冷却水流失。

3.1 最优系统布置

为精简系统组成, 优化后的冷却水系统可采用单元母管制。根据循泵房内8台循泵布置方位, 将其分成两个单元, 每四台循泵为一个单元, 采用同一套导轴承冷却水系统。冷却水流由填料函处斜通孔进入内接管与泵轴组成的环形空间, 并达到泵轴最下端, 需克服导轴承与轴之间狭小间隙造成的通流阻力等各种阻力。因此, 系统中需设置增压泵为冷却水加压。在循环水泵运行期间, 冷却水系统须不间断地为循泵导轴承提供冷却水, 为此在系统中共加装两台增压泵 (一用一备) 并设置电动门旁路以增加系统的可靠性。为最大程度控制冷却水中杂质含量, 减少硬颗粒物进入导轴承之间对轴及轴承造成磨损, 在泵入口位置布置具有反冲洗功能的滤网, 并通过监控滤网进出口差压, 实时进行滤网反冲洗。

3.2 增压泵选型

在本系统中增压泵选型为离心式管道泵, 其中电机与泵同轴整体出厂, 既减少了现场安装时的工作量, 又避免了对轮不同心度造成的振动。

由于冷却水需有足够的压力才能“穿过”循环水泵做功的循环水达到内接管最下端的导轴承, 故:H=H1+H2+ΔH (1)

式中:H-增压水泵扬程;H1-循环水泵扬程, 15m;H2-循环水泵内水的高度, 10m;ΔH-冷却水沿程损失, 5m。

由式 (1) 可以计算得到增压水泵扬程H为30m。

经过调研, 每台循环水泵的冷却水量应不小于6m3/h才能对循泵导轴承进行充分的冷却, 故增压水泵流量不应小于24m3/h。

3.3 系统控制逻辑

冷却水系统中共布置两台增压泵和一台电动阀门形成三路并列支路, 在系统正常运行期间一台增压泵工作即可满足冷却水流量需求, 当在运行增压泵发生故障停止工作后, 备用增压泵联锁启动;若备用增压泵启动失败, 旁路电动门在5S内自动开启到全开阀位, 始终保持冷却水不间断对循泵导轴承进行冷却。

4 结论

系统改造完成后, 运行情况稳定, 通过对循换水泵导轴承冷却系统的改造, 冷却水充分带走了导轴承与轴摩擦产生的热量, 使得导轴承得到了很好的冷却, 最大程度上防止了导轴承赛龙体融化。同时系统中滤网对冷却水中杂质进行过滤, 减少颗粒物对导轴承及轴的磨损, 延长导轴承的使用寿命, 保证了循环水泵在检修周期内安全稳定运行。

摘要：分析了循环水泵原有导轴承冷却方式的弊端, 并提出了一种新型的导轴承冷却方案, 针对浙江大唐乌沙山发电厂一期4*600MW机组进行了改造, 取得了良好的冷却效果。对于同类机组具有借鉴意义。

关键词：循环水泵,导轴承,冷却系统,优化

参考文献

循环水泵 篇10

【关键词】汽轮机；冲转；循环水泵；干预

一、汽轮机冲转时的机组状态

汽轮机进行冲转时，机组核功率一般维持在12-14%，控制棒处于手动控制方式。由于一回路处于过热状态，反应堆的热量主要由汽机旁路系统GCT-c带出。在冲转过程中，GCT-c处于压力控制模式，一般GCT-c的第一组阀GCT121VV会全开、GCT117VV有部分开度。此时蒸汽发生器由主给水系统APA供水，水位调节处于小阀控制的自动方式，除氧器处于定压运行模式，已切换至主蒸汽系统VVP提供蒸汽，汽机轴封也已切至VVP供汽。

二、汽轮机冲转时CRF002PO跳闸的风险分析

CRF002PO的跳闸信号：

（1）循环水泵润滑油压力低（<1.0bar.g）；

（2）失去6.0KV电源；

（3）启动7min内，连通阀关时对应通道的任一只虹吸破坏阀开启或连通阀开时任一通道的任一虹吸破坏阀开启；

（4）启动7min后，连通阀关时对应通道的所有虹吸破坏阀都开启或连通阀开时任一通道的所有虹吸破坏阀都开启；

（5）手动停运。

在汽机冲转过程中，上述的1、2、4三个信号，可能会导致CRF002PO跳闸。

1、凝汽器钛管损坏风险

由于我厂安装时的问题，CRF002PO实际上是为凝汽器A列水室供水，由于CRF002PO跳閘，使凝汽器A列丧失CRF冷却水。此时凝汽器热阱的热量来源有两个：一个为汽机冲转时进入凝汽器的残余做功蒸汽；另一个蒸汽旁路系统经喷淋减温后的水或者汽。虽然凝汽器汽侧相连，真空不至于迅速恶化，仍能靠CVI抽真空来维持（可能会导致备用真空泵启动），但是此时相当于反应堆产生的热量大部分都进入了没有冷却的凝汽器A列热阱，对凝汽器钛管造成严重威胁。承受蒸汽或者高温水汽冲击的钛管，由于管壁厚度不够或不均匀，极易造成钛管胀接处损坏或破裂。钛管破裂后必须停机进行检修堵管处理，否则继续运行一是会造成海水进入二回路，导致二回路水质恶化，对蒸汽发生器和二回路设备造成苛性腐蚀，损坏设备，机组由于水质条件限制无法满功率运行甚至停堆；二是会造成热交换效率下降。最终由于机组的停运检修会导致电厂的经济效益受到影响。

汽机旁路系统GCT-c的第一组阀（GCT121VV、GCT117VV、GCT113VV）和第二组阀（GCT115VV、GCT119VV、GCT123VV）都是排放至凝汽器A列。在冲转时，GCT-c的第一组阀部分开启以带出一回路的热量，此时经过喷淋减温的旁路蒸汽进入丧失冷却水的凝汽器的A列。虽可通过关闭第一组蒸汽旁路系统排放阀前的手动隔离阀来阻止蒸汽的排放，但此时GCT-c处于压力控制模式，第二组阀会自动开启，仍是排放到凝汽器A列，并没有解决对钛管的威胁。GCT-c压力模式闭锁第三组阀的开启，所以此时凝汽器B列并不能接收旁路排放蒸汽。所以，此时只能通过降低反应堆功率，并将一回路的热量切换至大气排放系统GCT-a进行排放，以阻止对凝汽器和钛管的威胁。

2、辅助冷却水系统SEN泵气蚀导致常规岛闭式冷却水系统SRI失去冷却、汽机轴承损坏的风险

CRF002PO跳闸后，对应的辅助冷却水系统入口阀SEN002VC会自动关闭。但是由于SEN002VC动作时间过长（大概2分钟左右），会导致SEN泵入口大量积气，造成SEN泵出力不足，电流下降，甚至泵气蚀。此时机组冲转若处于临界转速区附近，极有可能由于CRF002PO跳闸导致凝汽器A列真空环境恶化，汽轮机轴系受力不均，汽机由于轴承振动高或胀差大而跳闸。由于SEN泵出力不足，会造成SRI水温升高，此时汽机惰转，润滑油得不到足够的冷却，轴承温度上升，造成轴承损坏甚至烧毁的事故发生。同时，SRI水温上升，还会影响其他相应负荷，造成相关系统运行异常。

三、汽轮机冲转时CRF002PO跳闸后的运行干预

干预处理的总原则是保证机组状态稳定，确保设备的安全，避免上述风险发生。根据规程将机组状态稳定后进行缺陷的处理。

1）CRF002PO跳闸后主控会出现CRF006AA（CRF002PO跳闸）报警，一名操纵员根据报警卡AACRF001进行故障的判别和处理；二回路操纵员继续负责监视汽轮机的运行情况和相关报警，关注低压缸排气温度等凝汽器相关参数；一回路操纵员监视一回路相关参数无异常。

2）关注汽轮机是否由于轴承振动高或胀差大而自动跳闸（否则立即手动打闸），一回路操纵员迅速插棒，以降低反应堆功率，减少旁路蒸汽向凝汽器A列的排放。

同时降低到核功率10%FP P10（P7）以下，也是为了保证在处理事故的过程中不会由于与P7相与的逻辑信号出现而导致停堆（反应堆共有6个信号与P7信号相与产生停堆信号）。降功率过程中，二回路密切监视蒸汽发生器水位，及时与一回路操纵员协调，防止由于插棒过快而造成蒸汽发生器水位收缩而停堆，最终将核功率降至2%以下。与此同时，二回路操纵员将大气排放阀GCT132/134VV置于“L”方式，将定值调至当前压力值，并将GCT401RC定值缓慢上调至7.6MPa，由GCT-a带出堆芯热量。

3）按照GS3规程进行打闸后的操作，确认汽轮机交流润滑油泵GGR003PO和高压密封备用油泵GGR010PO运行正常，顶轴油泵在相应转速正确投运，油温正常，汽机排汽口喷淋系统CAR喷淋阀正常开启，汽轮机惰转至“0”后迅速投入盘车，停运汽机调节油系统GFR油泵。

4）CRF002PO跳闸后，根据报警卡进入ICRF001规程，检查CRF002PO跳闸后的自动动作正确，安排常规岛人员迅速对SEN泵进行排气，保证SEN泵的正常运行。若常规岛人力不足，可从其他岗位调派人手进行支援。若SEN泵已气蚀损坏，应密切关注SRI水温和汽轮机轴承温度及轴承回油温度，必要时对SRI进行换水操作。若汽轮发电机组任何一轴承瓦块金属温度大于112℃，或轴承回油温度大于82℃，需立即破坏真空。