给排水工程师对于循环水泵超功率的原因分析与处理

电站循环水泵(以下简称“循泵”)功能为向凝汽器提供冷却水，某电站(以下简称“P项目”)每台机组配置两台循环水泵，供应商为国外厂家(以下简称A)，泵型为混流式、混凝土蜗壳循环水泵，齿轮箱与电机分包商也均为国外厂家。

在安装工作及静态试验完成，确认具备启动条件后，便对该电站第一台机组2号循泵(002PO)进行了首次性能试验，数据显示，在设计入口压力下，循泵流量与电机功率均比系统要求的设计值高。随后对该机组1号循泵(001PO)也进行了首次启动，得到了相同的结果。

该电站建设承包方邀请循泵供货A厂家现场服务工程师到现场，亲自启动了001PO性能试验，并更加精确地测量了相应试验数据，确认此问题真实存在，各方随即展开了原因分析及落实最终的处理方案。

1 合同中规定的性能参数

原约定的参数见表1。

2 现场测试结果

在首次启动发现循环水泵存在超功率问题后，为了得到更准确的试验数据，随后又分别于6月19日、6月23日两次启动了001PO，持续时间分别为5 h与3 h。

在此过程中收集了系统、设备的各项参数，现场泵性能试验特性曲线如图1所示。

从上述图表中的数据可看出，电机的输入功率为6 950 kW，比电机的额定功率6 500 kW超出7%，比电机的最大消耗功率6 233 kW超过约11.5%，电机稳定电流在710 A左右，比额定电流633 A超出了约12%，流量36.7 m3/s比设计的额定流量32.165 m3/s超出约14%，从上述结果可知，该泵的Q-H性能曲线较大程度上偏离了合同要求的性能曲线，对此展开如下原因分析。

3 原因分析

在确认循环水泵超功率的问题后，根据工作经验及认真分析，锁定导致该问题的原因有系统阻力偏低、泵实际转速偏高与泵几何尺寸偏大三个，具体描述如下。

3.1 系统阻力偏低

泵工作点为系统阻力曲线与泵性能曲线(流量-扬程)的交点，经过仔细核查，发现循环水泵系统的实际阻力远远低于设计阻力，在性能曲线不变的情况下，交点沿着性能曲线向右下方移动，致使泵的扬程降低、流量增大。

3.2 泵实际转速偏高

经调查发现，泵的设计转速为160 rpm，但电机和齿轮箱的设计输入却为161 rpm，由于实际制造过程中存在一定允许的偏差，在现场测得的循泵实际转速为161.8 rpm，与设计转速存在约1.13%的偏差。根据比例定律公式：

Q2/Q1=n2/n1

H2/H1=(n2/n1)2

P2/P1=(n2/n1)3

致使流量、扬程、轴功率都增加，但据计算仅转速增加不会导致功率的大幅上涨。

3.3 泵叶轮的几何尺寸偏大

除本文讨论的P项目外，厂家A在本次供货前也曾为其他电站项目(以下简称Q项目)提供过循环水泵，二者使用了相同的水力模型。

鉴于Q项目循泵运行良好，A厂家在Q项目原型泵基础上，考虑一定线性比例因子后设计了P项目循泵，据A厂家反馈该比例因子为1.236;当发现P项目循环水泵的超功率问题后，A厂家经过重新核算，得出上述线性比例因子应为1.212(误差值为2.4%)。

根据相似定律，流量与线性比例因子的立方成正比，扬程与线性比例因子的平方成正比，而功率与该因子的五次方成正比，目前该比例因子的误差值为2.4%，则该误差将导致循泵流量、扬程与功率的显著增大。

4 解决方案分析

针对前述三种原因，制定如下四种解决方案。

4.1 切割叶轮，减小叶轮直径

循泵为混流泵，满足切削定律，相应公式如下：

对循环水泵叶轮进行切割，根据上述公式可知，叶轮直径减小，其它几何尺寸不变(忽略出口处叶片宽度的微小变化)，可减小泵的流量，降低电机功率，但会使泵的扬程降低。

为达到合同规定的技术性能要求，厂家A计算原循泵叶轮半径需车削掉51.5 mm，车削后水泵性能曲线将向下平移，可基本与合同要求的特性曲线重合，相关比较见表2。

另外，由于循环水流量增加，根据汽轮机组输出功率和循环水流量的关系曲线，输出功率可提高近0.08%(约800 kW)，但实际能否增加机组的输出功率以及增加多少还与凝汽器是否能达到该流量下对应的真空值有关。

综上，该方法可以达到降低循泵流量与电机功率的目标;但所需工作量较大、实施难度也较大，预计4台循环水泵全部车削叶轮，以及拆卸、安装与调试共需5个月以上，无法满足工程进度。

4.2 更换齿轮箱

不对电机进行更换，仅更换齿轮箱，在电机转速不变的情况下改变齿轮箱太阳轮和行星轮的转速比，以降低水泵转速。

根据比例定律公式，转速下降，流量、扬程和功率均可得到降低：

为达到合同规定的技术性能要求，厂家A计算转速需由原来的161.8 rpm降低至155.3 rpm，齿轮箱变比将由原来的1：4.6降低为1：4.8，转速降低后水泵性能曲线将向下平移，可基本与合同要求的特性曲线重合。 　　综上，该方法可以达到降低循泵流量与电机功率的目标，且较叶轮车削，工期短、工作量小;但由于需重新设计、制造齿轮箱，成本较高，且齿轮箱的制造工期较长(约1 a)。

4.3 增加循环水泵系统阻力

由于循环水泵系统的实际阻力远远低于设计阻力，则可修改循泵蜗壳和涵道结构，或在凝汽器出水侧管路中增加节流孔板，增大系统阻力，从而改变循泵工作点，达到提高扬程与减少流量的目的，但功率会稍有增加。在现有循泵严重超功率的情况下，该种方法不可取。

4.4 更换大功率的电机

现有循泵严重超功率，可考虑更换更大功率电机，但该种方案所需工期较长(2 a)，不满足工程进度;而且更换的电机功率将达到8 000 kW，成本较高，经济型较差。

5 最终采取的处理方案

根据前述几种方案的对比分析，在综合考虑各种因素后，各方最终决定采用第一种解决方案，且根据计算切削后的性能参数：

Q=126 000 m3/h，H=15 m，P=5 800 kW

可以满足循环水系统稳定运行工况要求，同时，为保证叶轮切割质量，电站总承包方要求切削后的叶轮要单独进行动平衡试验。

5.1 叶轮切削后以及性能试验结果

确定方案后，在各方的通力合作下，4台循泵均进行了切削(叶轮直径从2 879 mm减少到2 776 mm)，在动平衡试验合格后，运至现场进行了回装，并对1、2号循泵进行了再鉴定性能试验，试验结果基本与预期相同，见表3。

5.2 结论及安全性评价

综上，叶轮切削后，循泵流量、扬程和功率均得到了明显下降，基本满足了系统运行要求，虽然轴功率上涨较多，且电机输入功率(6 550 kW)稍微超过了电机额定功率(6 500 kW)，但据测试绕组温升很低，电机厂家通过分析计算，认为即使在特殊工况下电机输入功率短时达到6 700 kW，也不会对电机寿命造成影响。

此外，循环水泵由LGD/LGE中压盘供电，不影响LHA/LHB应急母线的负载，因此不影响应急柴油机的带载能力，因此供电系统也是安全的。最终，电站营运者经过试验、计算与分析，也认可了循泵叶轮切削方案，认为最终试验结果可以保证循泵的长期安全稳定运行。

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