80CHTA／4SP型給水泵平衡裝置作用分析

仉國明

（大唐武安發(fā)電有限公司，河北 邯鄲 056303）

80CHTA／4SP型給水泵平衡裝置作用分析

仉國明

（大唐武安發(fā)電有限公司，河北 邯鄲 056303）

給水泵平衡裝置對給水泵的穩(wěn)定運(yùn)行起著至關(guān)重要的作用，平衡裝置間隙的大小直接決定平衡裝置能否正常工作。介紹了80CHTA／4SP型給水泵軸向力的平衡原理，分析了平衡裝置的作用。將流體在平衡裝置間隙中的流動作為層流流動，介紹了軸向力和平衡力的計(jì)算方法。并通過現(xiàn)場運(yùn)行數(shù)據(jù)，對分析結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證。

給水泵；平衡裝置；軸向力；平衡力

大唐武安發(fā)電有限公司裝機(jī)容量為2×300 MW，每臺機(jī)組配備1臺80CHTA／4SP型100%容量汽動給水泵運(yùn)行，1臺40CHTA／6型25%容量電動給水泵備用?，F(xiàn)對80CHTA／4SP型給水泵平衡裝置的作用進(jìn)行分析，為實(shí)際工程應(yīng)用中的設(shè)備異常分析提供參考。

1 概述

80CHTA／4SP型汽動給水泵，為臥式、雙殼體，內(nèi)殼體為節(jié)段式多級離心泵，共有4級葉輪。其平衡裝置由平衡盤、平衡套和具有節(jié)流襯套作用的支撐環(huán)等零件組成，能平衡設(shè)計(jì)工況下全部的軸向力，且具有轉(zhuǎn)子自動復(fù)位功能。在實(shí)際使用中，泵工作時產(chǎn)生的軸向力主要由平衡裝置來平衡，殘余軸向力由推力軸承來承受。平衡裝置結(jié)構(gòu)見圖1所示，該平衡盤實(shí)際為平衡盤與平衡鼓的聯(lián)合結(jié)構(gòu)。

2 平衡原理

圖1 給水泵平衡裝置結(jié)構(gòu)

給水泵在運(yùn)行中，由于作用在葉輪前、后兩側(cè)的壓力不相等，會產(chǎn)生一個指向泵吸入端的軸向力F1。葉輪兩側(cè)的壓力分布如圖2所示，假設(shè)葉輪入口壓力、速度為P1、V1，葉輪出口壓力、速度為P2、V2，由于流體在泵腔內(nèi)是充滿的，不考慮密封環(huán)處泄漏影響，則在前、后泵腔內(nèi)液體的運(yùn)動情況近似相等，葉輪前、后蓋板上的壓力分布可近似認(rèn)為按拋物線規(guī)律分布。葉輪口環(huán)以上部分前、后蓋板對稱作用的壓力互相抵消，葉輪口環(huán)以下部分后蓋板壓力大于入口壓力P1，因此產(chǎn)生軸向力F1。

另外，由于流體經(jīng)過葉輪流道時葉輪對流體施加了作用力，流動方向由軸向變?yōu)閺较?，流動速度增加，由于流動方向、速度的改變，即流體動量發(fā)生變化，導(dǎo)致流體對葉輪產(chǎn)生反作用力F2，該力與軸向力F1方向相反，總軸向力F＝F1－F2。

圖2 葉輪兩側(cè)的壓力分布

平衡盤前后壓力分布如圖3所示，假設(shè)末級葉輪后泵腔輪轂處流體壓力為P3，流體經(jīng)過平衡盤與平衡套的徑向間隙S1，節(jié)流降壓到P4，流體經(jīng)過平衡盤與平衡套的軸向間隙SE，節(jié)流降壓到P5，流體經(jīng)過平衡盤和支撐環(huán)之間的徑向間隙S2，進(jìn)入平衡室壓力降至P6。平衡室通過平衡管與泵入口管相連，平衡裝置只有在平衡水不受阻礙的情況下才能正常工作，因此，平衡管上一般不安裝隔離閥。

圖3 平衡盤兩側(cè)的壓力分布

如圖3所示，整個平衡裝置的前后壓力差可表示為ΔP：

式中：PE為軸向間隙SE中的壓力，從P4逐漸減小為P5，可近似地認(rèn)為壓力變化是按直線規(guī)律分布的。

平衡盤前后壓力差ΔP使平衡盤受到一個指向泵吐出端的推力，稱為平衡力F′，此力與葉輪所受的軸向力方向相反，兩個方向的力大小相等，才能得到完全平衡［1］。

當(dāng)工況改變時，軸向力與平衡力不相等，轉(zhuǎn)子就會左右竄動。如果軸向力大于平衡力時，泵轉(zhuǎn)子向吸入端移動，軸向可變間隙SE減小，間隙阻力增加，流體泄漏量減少，在軸向間隙內(nèi)的節(jié)流損失增大，同時，因?yàn)榻?jīng)過徑向間隙S1、S2的速度降低，徑向間隙中的節(jié)流損失減小，而平衡室內(nèi)壓力幾乎不變，所以P4增大、P5減小，平衡盤前壓力PE增大，故ΔP增大，平衡力不斷增加，直至與軸向力平衡為止，反之亦然［2］。在實(shí)際運(yùn)行中，泵的工況點(diǎn)是不斷變化的，泵轉(zhuǎn)子總是處在不停的平衡與不平衡相互轉(zhuǎn)化的運(yùn)動過程中，另外，由于慣性作用，即使軸向力與平衡力相等時，轉(zhuǎn)子并不會立刻停止在平衡位置上，還會繼續(xù)向左或向右移動，并逐漸往復(fù)衰減，才能達(dá)到平衡位置。

由于平衡裝置的設(shè)計(jì)、加工及安裝誤差和泵實(shí)際運(yùn)行工況變化的影響，平衡裝置能平衡約95%的軸向力，剩余軸向力由裝在軸自由端的推力軸承來承受［3］。

3 軸向力的計(jì)算［1，4］

3.1 單級葉輪產(chǎn)生的軸向力F1

以單級葉輪為例，如圖2所示，假設(shè)葉輪進(jìn)口壓力為P1，出口壓力為P2，葉輪前、后兩側(cè)腔室中流體的壓力沿半徑方向按拋物線規(guī)律變化，腔室內(nèi)流體的旋轉(zhuǎn)角速度以葉輪旋轉(zhuǎn)角速度ω之半計(jì)算，則葉輪前后壓力差與葉輪半徑的關(guān)系為

因?yàn)?，ΔP是由葉輪口環(huán)以下部分的前、后蓋板的壓力差產(chǎn)生，所以對ΔP由r4至r3積分，可得葉輪所受軸向力F1：

式中ρ——流體密度，kg／m3；

HP——葉輪出口揚(yáng)程，m；

P1、P2——葉輪入口、出口壓力，Pa；

r2——葉輪出口半徑，m；

r3——葉輪密封環(huán)半徑，m；

r4——葉輪入口輪轂半徑，m；

ω——轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)角速度，rad／s。

3.2 單級葉輪產(chǎn)生的反作用力F2

如圖2所示，流體流經(jīng)葉輪時，流動速度的大小和方向均發(fā)生改變，動量的變化對葉輪產(chǎn)生的反作用力F2可用下式計(jì)算：

式中 Q——泵流量，m3／s；

η——泵容積效率，%；

r1——葉輪入口半徑，m。

3.3 給水泵轉(zhuǎn)子總軸向力F

因?yàn)檩S向力F1和反作用力F2的方向相反，所以給水泵轉(zhuǎn)子所受的總軸向力F為

式中：i為泵級數(shù)。

4 平衡力的計(jì)算［1，5］

平衡盤是靠流經(jīng)徑向間隙和軸向間隙的流體產(chǎn)生壓差，形成平衡力來工作的。由于平衡裝置的徑向間隙和軸向間隙都非常小，一般在0.5 mm左右，故可將流體在間隙中的流動視為層流流動。假設(shè)流體為不可壓縮粘性流體，根據(jù)圖3所示，分析平衡裝置產(chǎn)生的平衡力。

4.1 徑向間隙s1層流流動

該間隙中的流動可看作為流體在長為L1，寬為B1（B1＝2πa1，為平衡盤前段部分外徑周長），間隙為s1的平行平板中作定常層流流動。在P3、P4的壓差作用下，流體沿軸向速度分量為u，其他方向速度分量為零，根據(jù)不可壓縮流體定常流動連續(xù)方程，并考慮平行平板中的流動為均勻流動，徑向間隙s1中的壓力在軸向的變化應(yīng)是均勻下降的，可計(jì)算流過徑向間隙s1的流量q1為

4.2 徑向間隙s2層流流動

該間隙中的流動可看作為流體在長為L2，寬為B2（B2＝2πa2，為平衡盤后段部分外徑周長），間隙為s2的平行平板中作定常層流流動。在P5、P6的壓差作用下，流過徑向間隙s2的流量q2為

4.3 軸向間隙s2的層流流動

平衡裝置的軸向間隙是一平行圓盤間隙，流體在此間隙中的流動，是由P4、P5壓差作用下的流動和由于平衡盤的旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的剪切流動的合成流動。流體在此間隙中的壓強(qiáng)分布PE為

式中 sE——平衡裝置的軸向間隙，m；

μ——流體的動力粘度，N·s／m2；

qE——平衡盤軸向間隙sE的流量，m3／s；

C——積分常數(shù)，由邊界條件確定。

由邊界條件：當(dāng)r＝a1時，PE＝P4；當(dāng)r＝a2時，PE＝P5，得：

4.4 平衡裝置的泄漏量q

根據(jù)連續(xù)性方程，平衡裝置徑向間隙流量與軸向間隙流量相同，即q＝q1＝q2＝qE，由式（6）、（7）、（9）可得：

4.5 平衡盤產(chǎn)生的平衡力F′

如圖3所示，平衡盤前、后壓力差產(chǎn)生的推力，即平衡力F′為

5 分析與驗(yàn)證

從式（4）可知，軸向力與給水泵流量Q、轉(zhuǎn)速ω、葉輪的級數(shù)i、各級葉輪的揚(yáng)程HP、泵的容積效率η以及葉輪（葉輪密封環(huán)）的尺寸r1、r2、r3、r4等因素有關(guān)。從式（11）可知，平衡力與給水泵轉(zhuǎn)速ω、壓差（P3－P6）、平衡盤的尺寸L1、a1、L2、a2及軸向、徑向間隙sE、s1、s2等因素有關(guān)。

表1 2號機(jī)汽動給水泵部分運(yùn)行參數(shù)

在不能精確獲得給水泵的一些運(yùn)行參數(shù)值（如HP、P3、sE）的情況下，可通過給水泵推力軸承溫度的變化來側(cè)面反映平衡裝置的工作狀態(tài)。2016年3月22日一段時間內(nèi)，2號機(jī)汽動給水泵隨著機(jī)組負(fù)荷變化推力軸承的溫度變化情況見表1（t，推力軸承工作瓦溫；t非，推力軸承非工作瓦溫）。

從表1數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)可看出，機(jī)組增負(fù)荷時，推力軸承溫度逐漸升高，即推力軸承承受的載荷增大，可以反映隨著機(jī)組負(fù)荷升高，給水泵轉(zhuǎn)速上升，給水流量增加，軸向力增大的情況下，轉(zhuǎn)子向吸入端移動，平衡裝置軸向間隙sE減小，推力軸承工作瓦受摩擦力增大，溫度升高，平衡力是隨著平衡裝置軸向間隙sE的減小而增大的［6］。

機(jī)組減負(fù)荷時，推力軸承溫度逐漸降低，即推力軸承承受的載荷減小，可以反映隨著機(jī)組負(fù)荷降低，給水泵轉(zhuǎn)速下降，給水流量減少，軸向力減小的情況下，轉(zhuǎn)子向突出端移動，平衡裝置軸向間隙sE增大，推力軸承工作瓦受摩擦力減小，溫度降低，平衡力是隨著平衡裝置軸向間隙sE的增大而減小的。

6 結(jié)束語

給水泵平衡裝置產(chǎn)生平衡力來平衡大部分的軸向力，保證給水泵的穩(wěn)定運(yùn)行，而平衡裝置的正常工作又取決于平衡盤和平衡套之間的徑向間隙s1，平衡盤和平衡套之間的軸向間隙sE，平衡盤和支撐環(huán)之間的徑向間隙s2。其中s1、s2為設(shè)計(jì)不變常數(shù)，sE為運(yùn)行可變數(shù)。軸向力平衡的過程就是轉(zhuǎn)子運(yùn)行中逐漸建立一個合適平衡間隙的過程，為此通過推力軸承預(yù)先確定好轉(zhuǎn)子的位置，以保證泵安裝時設(shè)計(jì)的軸向間隙sE的最小值在任何時候都不受影響。

在啟、停泵及負(fù)荷變化時產(chǎn)生額外的軸向力可能引起平衡盤、平衡套等零件磨損，間隙增大，影響平衡裝置的效果，使泵軸向力的平衡精度降低，推力軸承的載荷增大，所以可通過對推力軸承溫度的分析來判斷平衡裝置的工作狀態(tài)。

［1］袁壽其，施衛(wèi)東，劉厚林，等.泵理論與技術(shù)［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2014.

［2］趙鴻亮.華能大連電廠汽動給水泵振動及平衡裝置磨損的處理［J］.東北電力技術(shù)，2007，28（9）：39－43.

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［4］郭立君.泵與風(fēng)機(jī)［M］.北京：中國電力出版社，1997.

［5］楊建國，張兆營，鞠曉麗，等.工程流體力學(xué)［M］.北京：北京大學(xué)出版社，2010.

［6］王忠成.鍋爐給水泵常見故障分析與預(yù)防措施［J］.東北電力技術(shù)，2013，34（8）：31－33.

Analysis on Balancing Device Action of 80CHTA／4SP Feed Pump

ZHANG Guo?ming
（Datang Wuan Power Generation Co.，Ltd.，Handan，Hebei 056303，China）

The feed pump balancing device plays a vital role in the stable operation of pump，the clearance of the balancing device di?rectly determines whether balancing device can work properly.This paper introduces the balance principle of axial force for 80CHTA／4SP feed pump，the function of balancing device is analyzed.The flow in the clearance of the balancing device is used as a laminar flow，the calculation method of axial force and counterbalance is introduced.Through the field operation data，the analysis results are verified.

Feed pump；Balancing device；Axial force；Counterbalance

TM621

A

1004－7913（2016）08－0034－04

仉國明（1980—），男，碩士，工程師，從事汽輪機(jī)設(shè)備檢修方面的工作。

2016－03－19）