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电工基础知识 超临界机组给水泵技术的发展现状如何？
超临界火电机组的基本概念及其对给水泵的要求；国外超临界机组给水泵的发展现状、典型结构、零部件、密封及热力系统的配置等介绍如下。
1．超临界火电机组的基本概念及其对给水泵的要求
在工程热力学中，规定水在临界状态点的参数是：压力为22. 115 MPa，温度为374. 15℃。在水的状态参数达到该临界点时，水的完全汽化会在一瞬间完成，即在临界点时，在饱和水和饱和蒸汽之间不再有汽、水共存的二相区存在，两者的参数不再有分别。当机组的水蒸气参数高于这个临界状态参数时，通常称其为超临界参数机组。如果继续进一步提高已过临界状态水蒸气参数值，则进入了所谓的超临界的参数范围。在我国通常把蒸汽压力高于27MPa称为超超临界。对火力发电厂蒸汽动力装置循环的理论分析认为，提高循环的蒸汽初参数和降低循环的终参数都可以提高循环的热效率。实际上，蒸汽动力装置的发展和进步都一直是沿着提高参数的途径前进的。当前实际应用中，机组的水蒸气压力最高已达到了31MPa，水蒸气温度最高已达610℃。理论计算和实际运行表明，与同等容量的亚临界机组相比较，采用超临界参数可以提高热效率2%一2.5qo，采用超超临界参数机组可以提高热效率4%~5%。目前，世界上先进的超临界机组效率已达到47% - 49%。实践表明，大容量超临界机组具有良好的运行灵活性和负荷适应性，而且大大降低了C02、粉尘和有害气体的排放，具有显著的环保、洁净的特点。
在工程热力学中，规定水在临界状态点的参数是：压力为22. 115 MPa，温度为374. 15℃。在水的状态参数达到该临界点时，水的完全汽化会在一瞬间完成，即在临界点时，在饱和水和饱和蒸汽之间不再有汽、水共存的二相区存在，两者的参数不再有分别。当机组的水蒸气参数高于这个临界状态参数时，通常称其为超临界参数机组。如果继续进一步提高已过临界状态水蒸气参数值，则进入了所谓的超临界的参数范围。在我国通常把蒸汽压力高于27MPa称为超超临界。对火力发电厂蒸汽动力装置循环的理论分析认为，提高循环的蒸汽初参数和降低循环的终参数都可以提高循环的热效率。实际上，蒸汽动力装置的发展和进步都一直是沿着提高参数的途径前进的。当前实际应用中，机组的水蒸气压力最高已达到了31MPa，水蒸气温度最高已达610℃。理论计算和实际运行表明，与同等容量的亚临界机组相比较，采用超临界参数可以提高热效率2%一2.5qo，采用超超临界参数机组可以提高热效率4%~5%。目前，世界上先进的超临界机组效率已达到47% - 49%。实践表明，大容量超临界机组具有良好的运行灵活性和负荷适应性，而且大大降低了C02、粉尘和有害气体的排放，具有显著的环保、洁净的特点。
由于超临界机组参数的提高，主机设备的锅炉结构发生变化，如增加再热器和过热器等。作为超临界机组的主要辅机——高压锅炉给水泵的参数也要随之变化。给水泵的出口压力是由系统的参数和阻力决定的。一般与同容量亚临界机组比，给水泵的扬程要比亚临界机组高600 - 800m，给水泵出口压力要在29MPa以上。对于超超临界机组，给水泵出口压力要在34MPa以上。由于超临界机组参数的提高，机组单机容量也在不断扩大，世界上超临界机组的容量都在450MW以上，最大已发展到1300MW。在我国超临界机组起步容量定在600MW，超超临界在900 -1000MW。主给水泵的容量均为50%，启动备用给水泵的容量均在300-/0 - 40%。少数电厂已提出100%容量给水泵的论证要求。给水泵普遍需有中间抽水（即中间抽头）的结构，而且已有增压喷水的结构（即增压级）要求。电动给水泵的电动机参数已达7500 - 9800kW。
2．超临界机组给水泵的国内、外发展现状
从20世纪50年代开始，超临界机组技术已经在美国、日本、德国、前苏联等国家得到不断的发展。美国是世界上最早开发研制超临界、超超临界机组的国家。1957年世界上第一台(125MW)超临界机组开始试运行，1972年世界上单机容量最大的1300MW超临界机组投入运行。目前已投入运行9台，最长运行时间已超过30年。日本、俄罗斯的超临界机组占火电机组容量的50%以上。据初步统计，目前全世界已经投入运行的超临界及以上参数的火力发电机组，大约有600多台，属于超超临界参数的机组大约有60余台。近10年多来，我国从国外引进了约20台超临界机组。这些机组具有先进的技术性能，为我国发展超临界技术积累了丰富的经验。我国从1995年开始，已把发展超临界技术实现国产化，列入国家发展计划。由于煤炭在我国一次能源结构中占主导地位，所以采用先进的超临界火电技术，提高机组热效率、节能降耗、降低污染排放，已势在必行。
3．超临界机组给水泵的结构分析
由于超临界机组的单机容量较大和机组参数的提高，所以对高压给水泵的要求就进一步提高，即要求给水泵安全可靠、效率高、可控性好、检修时间短。目前世界上超临界机组用高压给水泵均为双壳体筒形、多级离心泵，而不采用或很少采用单壳体多级离心泵。筒形给水泵的外壳体可永久性焊在给水管路上，内泵（即泵芯）为可抽式。该给水泵适用于高压和超高压，适用于热冲击，适用于机组负荷的变化。泵简体为水平中心支撑，设有刚性强的单独底座或共同底座。给水泵的高压端密封一般采用金属缠绕垫密封。大螺栓的拆装一般采用规定的力矩扳手或电加热装置，方便可靠。叶轮与泵轴为过盈配合，以键联接传递转矩，轴为刚性轴。双壳高压给水泵的内泵，目前国际上有两种结构型式：一种是内泵为蜗壳轴向剖分中开式结构制造技术（图1-11）；另一种是内泵径向剖分多级节段式结构，内泵为涡壳式轴向剖分高压给水泵。多年运行证明，该泵特别适用于高压或超高压锅炉给水，并能在可变负荷下安全可靠运行；允许频繁起动和冷态起动，能承受热冲击，且间隙磨损很小。主要由外筒体、泵盖、内蜗壳、转子、轴承五大部件组成。
内泵（泵芯）为蜗壳式轴向剖分给水泵与径向剖分节段式给水泵比较，主要优点如下：
内泵（泵芯）为蜗壳式轴向剖分给水泵与径向剖分节段式给水泵比较，主要优点如下：
1)蜗壳式水泵在一个较宽的流量范围内具有高效率，并且性能曲线平坦（见图1-12）。这对于大功率且流量经常调节，而要求出口压力变化比较小的高压给水泵是一个显著的优点。
2)蜗壳式水泵允许有较大的分水角间隙，而不影响泵的水力性能。从水力学角度看，减小了泵在非设计流量时的不稳定性，其产生的压力脉动级也低。
3)蜗壳内喉部隔舌可减小高速液体的冲蚀，并减轻磨蚀损坏后的影响。
4)试验表明，蜗壳式水泵对蜗室内叶轮位置的轴向偏移并不特别敏感。这与多级导叶式扩散的多级泵比，也是一个优点。
5)泵芯是由上、下两个完全相同的铸造的半蜗壳组成，只需要用轻载荷螺栓把紧，所以很容易拆卸和组装。与节段式多级泵相比，装配检修时间较短。
6)双蜗壳对称设计提供了可将转动部件（转子）的挠曲偏差，加到下部蜗壳上的可能性，因为泵轴是在挠曲状态下运行的。这样就可保证所有的转动间隙保持必要的同心性，提高了高速泵运行的可靠性。
7)所有的转动部件整体组装高速动平衡后，不需拆卸转子零件，直接放人下蜗壳内，然后即可装配上蜗壳，保证精度，省时可靠。
8)在紧急情况下，转子部件可以迅速从蜗壳内吊出并装上备用转子，且径向、轴向间隙易于测量，维修容易且时间短。
9)图1-13示出叶轮布置方式。蜗壳式内泵转子上的叶轮是采用背靠背相对放置的，其结果使泵在运行中产生的水推力（即轴向力）得以自相平衡，并且首级叶轮采用双吸叶轮，而不需要采用一个小间隙、高压降的易于产生事故的平衡装置（如平衡盘或平衡鼓）。考虑残余轴向力的存在和转子的轴向定位，而设置了承载能力相对低的推力轴承，这样使给水泵有较高的安全系数。
10)因为轴向推力通过相对布置的叶轮组达到了平衡，泵的最大压力通过转动间隙集中在转子中心部位和吐出侧壁，这些压力约为总压头的50%；而转动间隙是均匀的，每单位长度的压降相等。因此在正常磨损时，小的区域内不会有大的压降，即所有间隙中磨损机会均等，故保证了泵的平稳运转。
11)由于蜗壳式内泵是由上、下完全对称的两个半蜗壳组成（图1-14），蜗形进而满足了超临界、超超临界火电机组对超高压给水泵(一般出口压力在29 -40MPa)的需要。
11)由于蜗壳式内泵是由上、下完全对称的两个半蜗壳组成（图1-14），蜗形进而满足了超临界、超超临界火电机组对超高压给水泵(一般出口压力在29 -40MPa)的需要。
13)抑制蜗壳式内泵压力脉动的设计。在多级泵水力设计中，旋转叶轮的叶片和静止压力扩散器（如节段式泵的导叶和蜗壳泵的隔舌）之间的间隙，一定要加以选择，使泵的压力脉动幅度为最小。试验及实际运行表明，足够的叶轮出口与扩散器的间隙，是为了确保防止较大的压力脉动而导致泵的振动或材料的疲劳损坏。压力脉动量是泵的压头和分水角间隙的一个函数。对于一个高扬程、高转速的泵，需要一个较大的分水角间隙，蜗壳式多级泵与节段式多级泵相比，更易于实现。美国FPD公司生产的HDB型高压锅炉给水泵具有如下设计特点：①叶片数全部采用奇数，叶轮采用精密铸造。②叶轮叶片端部在吸入口和吐出口准确布置（即精确的节距）。③叶轮吐出口面积的精确控制。④叶片端部在叶轮边缘处的精确过渡（即对叶片要进行修正）。⑤叶轮在泵轴上交错安装。⑥上、下蜗壳之间成180°精确定位，并在泵轴向水平中心两边对称。⑦双涡室的过水断面积精确对称。⑧根据压力脉动等级，正确控制分水角间隙。⑨转子部件的合理安装，使叶轮在蜗壳内旋转具有同心性。⑩叶轮前后密封环整体铸造。
14)平衡机构。多级离心泵在运行中产生的轴向推力，必须加以平衡，才能保证转子的轴向定位并稳定运行。对于并列布置叶轮的转子，需要设计平衡装置，一般采用平衡盘或平衡鼓结构。德国KSB公司生产的CHT系列给水泵，采用的是双平衡鼓+推力轴承；瑞士SULZER（苏尔寿）公司的HPT系列给水泵，采用的是平衡鼓+推力轴承。虽然平衡鼓机构与平衡盘结构比，有平衡灵敏等优点，但仍存在密封间隙小，水力效率低、易于产生故障的缺点。美国FPD公司的HDB型给水泵，转子上的叶轮是相对布置的，同时首级采用双吸叶轮，泵运行中产生的轴向力得以自动平衡，而不需要设置易于产生故障的平衡装置。在非驱动端设计一个承载能力较低的推力轴承，这种结构的高压给水泵，在高温、高压（或超高压）及频繁起停的情况下，是平稳可靠的。特别是对超临界和超超临界大容量的给水泵，其优势是显而易见的。
4．密封与零部件
(1)旋转轴密封 目前国内外高压给水泵的轴封基本有三种形式：机械密封、水力节流轴封（或称迷宫密封）及浮动环密封。经验表现，对于高参数、大容量的高压给水泵，水力节流轴封显得安全可靠，系统简单，易于控制。对超临界机组配置的给水泵，主给水泵（多为气动泵）采用水力节流轴封；起动备用给水泵，即电动泵轴封采用盒式快装机械密封较为适宜。因为电动泵处于备用停机状态时间长，如采用水力节流轴封，在没设停车密封的情况下，水流失较大（虽然能回收），故采用机械密封较为合理。水力节流轴封是一种非接触的轴封，有很长的工作寿命，最长运行周期超过10年以上。工作原理就是将凝结水泵出口的少量凝结水（一般在30 - 500C）引入轴封处，其压力高于给水泵吸入水压力0.15MPa。经过节流衬套和轴之间密封间隙节流（通常轴和节流衬套上设有凹形密封槽或反向螺旋槽），进行冷却并保持泵内压力，部分从泵端流出，部分与泵内高温水混合进入泵内。凹槽的设计一是增加节流效果，二是减少节流间隙之间非接触面积，同时能使液体中部分固体颗粒进入凹槽，减少卡塞的机会，增加运行的安全性，典型的水力节流轴封系统如图1-15所示。
(2)静密封 双壳体高压和超高压给水泵的静密封也是重要的结一构设计。静密封分为两部分：
1)内泵与外简体之间的密封。包括前端盖和后端盖与简体的密封、内泵（即泵芯）与吸入腔的密封，以及抽头压力腔与筒体的密封，目前国内外均采用不锈钢金属缠绕垫片（中间夹石墨）实现密封。每拆装一次，一般都要重新更换垫片。
2)内泵（泵芯）本身的级间密封。对节段式泵是中段与中段之间，对于轴向剖分泵是上、下蜗壳之间，一般都是金属面对金属面密封而无需垫片，中段与中段之间或上、下蜗壳间用轻载螺栓把合，保证初始密封，泵起动后靠吐出压力水形成的水压实现密封。
(3)轴承用于高压或超高压给水泵的轴承，分为径向轴承和推力轴承。轴承均为强制压力油润滑。
1)径向轴承。一般采用四油楔形式，也有采用三油楔、双油楔形式。国外也有采用可倾瓦径向轴承，其作用是增大阻尼，降低低频激振。目前在美国和欧洲一些国家已经开始试验，在大型多级给水泵上采用电磁轴承，FPD公司、KSB公司已取得了一定的应用成果。在高转速（如大于lOOOOr/min）使用中，其优点如下：①大大减小泵的轴向尺寸，减小泵体尺寸，增加轴的刚度，提高可靠性。②使辅助系统（如润滑油、密封系统）更为简单。③降低整体造价，减少安装费用。④提高泵效率，约为2% ~5%。
2)轻载荷推力轴承。这是为了承受高压给水泵转子上少量未被平衡的残余轴向推力。一般均设计成双面作用的，即工作面平衡残余轴向力，非工作面承受瞬间轴向力，并使转子轴向定位。推力轴承采用双作用可倾瓦式。一般按承载最大轴向力的25%设计，即便泵在起动瞬间，联轴器还会传递少量轴向力，推力轴承均可适应轴向力的大小和方向的变化，保证泵的稳定运行。
(4)大螺栓的拆装双壳体筒型高压给水泵的大螺栓，是保证内泵与外部密封的最重要的部件，特别对超临界、超超临界的超高压给水泵更显得重要。大螺栓的拆装一般是费力而且要求较为精确的工作。目前国内外一般采用两种方式：一种是采用液压扭力扳手，按设计给定的力或力矩，按要求顺序进行紧固即可；另一种是采用带中心孑L大螺栓用加热棒加热大螺栓，达到设计要求的伸长量，然后进行紧固即可。目前在美国也有采用转矩螺母，用定力矩扳手进行紧固。大螺栓紧固曲线如图1-16所示。
5．给水泵组的热系统及容量
(1)最小流量系统 高压给水水泵起动后（或运行中），出口阀门未开启（或关闭）时，由于原动机做的功大部分转换成热能，泵人口处给水温度就要升高。如果温度超过除氧水箱中水的饱和蒸汽压下允许的温度，就要产生汽化。为避免此现象的发生而损坏给水泵，在给水泵出口阀前引出一部分流量的给水，借以带走由原动机产生的热量，使给水泵在小流量运行时不发生汽化。引出的这一部分流量即所谓的给水泵最小流量（或称再循环流量）。包括最小流量阀在内的再循环系统称为最小流量系统。最小流量的范围是通过计算并结合试验来确定的。国内外资料表明，与水力、NPSHr、转速、给水温度、运行间隙及结构等设计有关。一般最小流量值为泵设计点流量的20%~30%。超临界机组（600MW以上）用给水泵最小流量阀，均采用连续调节式的而不采用两点开关式。这样可避免在最小流量运行时，对系统产生较大的波动。实践证明，最小流量阀参数的确定和系统布置，关系到泵组的安全稳定运行。
(2)暖泵系统从理论和设计的角度来看，正确的操作规程是高压锅炉给水泵在起动前应进行暖泵，特别是对于起动前应进行低速盘车的气动给水泵组，暖泵显得尤为重要，这样才能避免因为高温水进入冷态的泵体内，产生热变形而造成卡涩和研磨，从而损坏泵的零件。当然在紧急情况下，来不及暖泵即起动泵也不是完全不可以的。从我国多座电站使用的气动泵经验看，节段式泵芯不暖泵而发生卡塞和研磨的情况很多。迫于无奈，而实行小汽机直接冲转的起动程序。内泵为蜗壳式的给水泵，适应低速盘车和冷态起动的特性要好得多。超临界机组用内泵轴向剖分蜗壳式高压给水泵的暖泵系统如图1-17所示。系统简单，易于操作。目前国内亚临界机组的暖泵系统也改为此种方式。
(3)泵组的可控性高参数大容量机组，对给水泵组要求的可控性程度越来越高。除了正常的温度、压力、流量需进行监测外，还需对振动，包括轴振动、轴向力、转速、噪声及故障等进行监测，并随时输入计算机进行分析报告，以提高泵组的可控性，便于故障分析，保证泵组安全可靠运行，以适应机组满发稳发的要求。
(4)泵组容量的配置对超临界机组，目前国内外配置有两种方式：一般一台单元制火电机组配置为2×50%气动泵组+1×30%起动备用电动泵组；也有2~50%气动泵组+1×300-/0起动电动泵组。后种方式电动泵只作为起动泵使用，而后作为备用泵，这样电动泵扬程可以大大降低，与之配置的电动机、增速机（齿轮箱或液力偶合器）容量也可随之减小，从而相应降低工程造价。目前，国外大型超临界机组已经采用1×100%气动泵组+1×300-/0起动泵，并且在百万千瓦级机组上稳定运行，其前提是1000-/0容量的高压给水泵必须安全可靠。
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