任競

摘 要：某電站循環(huán)水泵在首次啟動時，測量的數(shù)據(jù)結果表明循環(huán)水泵存在超功率、超流量的現(xiàn)象。在排除記錄儀表故障、精度等誤差后，對前述情況進行了詳細分析，最終確定了三點原因，文章綜合對比了五種處理方案，最終決定采用切割葉輪的方法，鑒定后確認泵的性能曲線基本滿足合同要求的性能曲線。

關鍵詞：循環(huán)水泵；超功率；詳細分析；處理方案；葉輪切割；再鑒定

中圖分類號：TM623 文獻標識碼：A 文章編號：1006-8937（2015）15-0161-02

前期某電站早在建設階段部分設備曾出現(xiàn)過一些技術問題，最終均得到順利解決。筆者近期負責了循環(huán)水泵的采購與參與了部分合同執(zhí)行工作，為此對前期項目曾出現(xiàn)的部分技術問題進行了整理與歸納，以期對后續(xù)項目有所借鑒與參考。

電站循環(huán)水泵（以下簡稱“循泵”）功能為向凝汽器提供冷卻水，某電站（以下簡稱“P項目”）每臺機組配置兩臺循環(huán)水泵，供應商為國外廠家（以下簡稱A），泵型為混流式、混凝土蝸殼循環(huán)水泵，齒輪箱與電機分包商也均為國外廠家。

在安裝工作及靜態(tài)試驗完成，確認具備啟動條件后，便對該電站第一臺機組2號循泵（002PO）進行了首次性能試驗，數(shù)據(jù)顯示，在設計入口壓力下，循泵流量與電機功率均比系統(tǒng)要求的設計值高。隨后對該機組1號循泵（001PO）也進行了首次啟動，得到了相同的結果。

該電站建設承包方邀請循泵供貨A廠家現(xiàn)場服務工程師到現(xiàn)場，親自啟動了001PO性能試驗，并更加精確地測量了相應試驗數(shù)據(jù)，確認此問題真實存在，各方隨即展開了原因分析及落實最終的處理方案。

1 合同中規(guī)定的性能參數(shù)

原約定的參數(shù)見表1。

2 現(xiàn)場測試結果

在首次啟動發(fā)現(xiàn)循環(huán)水泵存在超功率問題后，為了得到更準確的試驗數(shù)據(jù)，隨后又分別于6月19日、6月23日兩次啟動了001PO，持續(xù)時間分別為5 h與3 h。

在此過程中收集了系統(tǒng)、設備的各項參數(shù)，現(xiàn)場泵性能試驗特性曲線如圖1所示。

從上述圖表中的數(shù)據(jù)可看出，電機的輸入功率為6 950 kW，比電機的額定功率6 500 kW超出7%，比電機的最大消耗功率6 233 kW超過約11.5%，電機穩(wěn)定電流在710 A左右，比額定電流633 A超出了約12%，流量36.7 m3/s比設計的額定流量32.165 m3/s超出約14%，從上述結果可知，該泵的Q-H性能曲線較大程度上偏離了合同要求的性能曲線，對此展開如下原因分析。

3 原因分析

在確認循環(huán)水泵超功率的問題后，根據(jù)工作經(jīng)驗及認真分析，鎖定導致該問題的原因有系統(tǒng)阻力偏低、泵實際轉速偏高與泵幾何尺寸偏大三個，具體描述如下。

3.1 系統(tǒng)阻力偏低

泵工作點為系統(tǒng)阻力曲線與泵性能曲線（流量-揚程）的交點，經(jīng)過仔細核查，發(fā)現(xiàn)循環(huán)水泵系統(tǒng)的實際阻力遠遠低于設計阻力，在性能曲線不變的情況下，交點沿著性能曲線向右下方移動，致使泵的揚程降低、流量增大。

3.2 泵實際轉速偏高

經(jīng)調(diào)查發(fā)現(xiàn)，泵的設計轉速為160 rpm，但電機和齒輪箱的設計輸入?yún)s為161 rpm，由于實際制造過程中存在一定允許的偏差，在現(xiàn)場測得的循泵實際轉速為161.8 rpm，與設計轉速存在約1.13%的偏差。根據(jù)比例定律公式：

Q2/Q1=n2/n1

H2/H1=（n2/n1）2

P2/P1=（n2/n1）3

致使流量、揚程、軸功率都增加，但據(jù)計算僅轉速增加不會導致功率的大幅上漲。

3.3 泵葉輪的幾何尺寸偏大

除本文討論的P項目外，廠家A在本次供貨前也曾為其他電站項目（以下簡稱Q項目）提供過循環(huán)水泵，二者使用了相同的水力模型。

鑒于Q項目循泵運行良好，A廠家在Q項目原型泵基礎上，考慮一定線性比例因子后設計了P項目循泵，據(jù)A廠家反饋該比例因子為1.236；當發(fā)現(xiàn)P項目循環(huán)水泵的超功率問題后，A廠家經(jīng)過重新核算，得出上述線性比例因子應為1.212（誤差值為2.4%）。

根據(jù)相似定律，流量與線性比例因子的立方成正比，揚程與線性比例因子的平方成正比，而功率與該因子的五次方成正比，目前該比例因子的誤差值為2.4%，則該誤差將導致循泵流量、揚程與功率的顯著增大。

4 解決方案分析

針對前述三種原因，制定如下四種解決方案。

4.1 切割葉輪，減小葉輪直徑

循泵為混流泵，滿足切削定律，相應公式如下：

對循環(huán)水泵葉輪進行切割，根據(jù)上述公式可知，葉輪直徑減小，其它幾何尺寸不變（忽略出口處葉片寬度的微小變化），可減小泵的流量，降低電機功率，但會使泵的揚程降低。

為達到合同規(guī)定的技術性能要求，廠家A計算原循泵葉輪半徑需車削掉51.5 mm，車削后水泵性能曲線將向下平移，可基本與合同要求的特性曲線重合，相關比較見表2。

另外，由于循環(huán)水流量增加，根據(jù)汽輪機組輸出功率和循環(huán)水流量的關系曲線，輸出功率可提高近0.08%（約800 kW），但實際能否增加機組的輸出功率以及增加多少還與凝汽器是否能達到該流量下對應的真空值有關。

綜上，該方法可以達到降低循泵流量與電機功率的目標；但所需工作量較大、實施難度也較大，預計4臺循環(huán)水泵全部車削葉輪，以及拆卸、安裝與調(diào)試共需5個月以上，無法滿足工程進度。

4.2 更換齒輪箱

不對電機進行更換，僅更換齒輪箱，在電機轉速不變的情況下改變齒輪箱太陽輪和行星輪的轉速比，以降低水泵轉速。

根據(jù)比例定律公式，轉速下降，流量、揚程和功率均可得到降低：

為達到合同規(guī)定的技術性能要求，廠家A計算轉速需由原來的161.8 rpm降低至155.3 rpm，齒輪箱變比將由原來的1：4.6降低為1：4.8，轉速降低后水泵性能曲線將向下平移，可基本與合同要求的特性曲線重合。

綜上，該方法可以達到降低循泵流量與電機功率的目標，且較葉輪車削，工期短、工作量??；但由于需重新設計、制造齒輪箱，成本較高，且齒輪箱的制造工期較長（約1 a）。

4.3 增加循環(huán)水泵系統(tǒng)阻力

由于循環(huán)水泵系統(tǒng)的實際阻力遠遠低于設計阻力，則可修改循泵蝸殼和涵道結構，或在凝汽器出水側管路中增加節(jié)流孔板，增大系統(tǒng)阻力，從而改變循泵工作點，達到提高揚程與減少流量的目的，但功率會稍有增加。在現(xiàn)有循泵嚴重超功率的情況下，該種方法不可取。

4.4 更換大功率的電機

現(xiàn)有循泵嚴重超功率，可考慮更換更大功率電機，但該種方案所需工期較長（2 a），不滿足工程進度；而且更換的電機功率將達到8 000 kW，成本較高，經(jīng)濟型較差。

5 最終采取的處理方案

根據(jù)前述幾種方案的對比分析，在綜合考慮各種因素后，各方最終決定采用第一種解決方案，且根據(jù)計算切削后的性能參數(shù)：

Q=126 000 m3/h，H=15 m，P=5 800 kW

可以滿足循環(huán)水系統(tǒng)穩(wěn)定運行工況要求，同時，為保證葉輪切割質(zhì)量，電站總承包方要求切削后的葉輪要單獨進行動平衡試驗。

5.1 葉輪切削后以及性能試驗結果

確定方案后，在各方的通力合作下，4臺循泵均進行了切削（葉輪直徑從2 879 mm減少到2 776 mm），在動平衡試驗合格后，運至現(xiàn)場進行了回裝，并對1、2號循泵進行了再鑒定性能試驗，試驗結果基本與預期相同，見表3。

5.2 結論及安全性評價

綜上，葉輪切削后，循泵流量、揚程和功率均得到了明顯下降，基本滿足了系統(tǒng)運行要求，雖然軸功率上漲較多，且電機輸入功率（6 550 kW）稍微超過了電機額定功率（6 500 kW），但據(jù)測試繞組溫升很低，電機廠家通過分析計算，認為即使在特殊工況下電機輸入功率短時達到6 700 kW，也不會對電機壽命造成影響。

此外，循環(huán)水泵由LGD/LGE中壓盤供電，不影響LHA/LHB應急母線的負載，因此不影響應急柴油機的帶載能力，因此供電系統(tǒng)也是安全的。最終，電站營運者經(jīng)過試驗、計算與分析，也認可了循泵葉輪切削方案，認為最終試驗結果可以保證循泵的長期安全穩(wěn)定運行。

至此，循環(huán)水泵超功率問題得到滿意的處理，同時也為后續(xù)其它項目提供了寶貴的經(jīng)驗。

參考文獻：

[1] 郭立君.泵與風機[M].北京：中國電力工業(yè)出版社，1982.