概述

DG270-140C型給水泵是與容量為410t/h的高溫高壓鍋爐相配套的輔機。水泵的額定流量為440t/h、揚程為1460米，額定轉速為2989r.p.m、功率為2240KW。此類給水泵在城市區域熱電廠，冶金、鋼鐵、石油、化工等行業自備熱電廠中廣泛應用。這類給水泵原都是由電動機帶動。隨著節能減排任務的深入貫徹實施，這些熱電廠可根據本廠的蒸汽熱源系統及供熱需求，可選用適宜的工業汽輪機來帶動給水泵運行，即實施汽輪機拖動技術改造，這樣既可優化蒸汽供熱系統，又可提高能源的利用率，節約可觀的廠用電量獲得顯著的經濟效益。巨化熱電廠于2007年2月完成了一臺此型給水泵的汽輪機拖動技術改造工作，并對改造過程中所遇到的給水泵進、出口端軸承座水平振幅嚴重超標的缺陷進行了有效地處理并取得了較好的技術改造成果。為此在這作一論述，以達可供同類技術改造項目借鑒之目的。

1、汽輪機拖動技術改造設備的配置與布置

1.1、技術改造的設備配置

根據我廠0.49MPa壓力等級的蒸汽供熱量不足，我們選用了型號為B3-35/5型背壓式汽輪機拖動給水泵。此型汽輪機進汽壓力為3.53MPa、溫度為435℃，排汽壓力為0.59MPa，額定功率為2500KW，汽輪機額定轉速為5600r/min。

? 為了使汽輪機與給水泵的額定轉速相匹配，我們選用了轉速比為n1/n2=5607/3000r/min、功率為3000KW的齒輪減速器。

另外根據齒輪減速器和給水泵熱態運行時的機械膨脹量值和膨脹方向以及給水泵運行時轉子工作串量值的大小，齒輪減速器與給水泵間的聯軸器選用了能有效平衡轉子軸向位移量的疊片撓性聯軸器，其型號為TD6-2100，額定功率為3000KW，公稱扭矩為20000Nm，軸向位移最大補償值為3.8mm。

1.2、設備的布置

設備的總體布置簡圖如圖1-1所示

? ? ?汽輪機缸體的熱膨脹方向朝機頭，死點在缸體后部，給水泵泵體膨脹方向朝給水泵高壓端，而給水泵轉軸工作串量移動方向朝低壓端，其值為3.1~3.5mm左右。為此所選用的疊片撓性聯軸器的軸向位移補償值一定要大于3.5mm以上。

2、汽動技術改造后給水泵振動超標的表象及原因分析

2.1、振動表象

汽動技術改造后試運期間，給水泵的高、低壓端軸承座振動位移值嚴重超標，當汽輪機轉速為5600rpm時給水泵轉速為2989rpm，其振動值最高曾達15絲。通過對給水泵流量和轉速的改變，發現其振動值隨著給水泵流量、轉速的增加而明顯增大。其實測值如表2-1、表2-2所示；

表2-1；?????????????????????????????????????????（振動單位：絲）

（注；運行工況為；汽輪機轉速為5450rpm、主蒸汽流量為24.57t/h、進汽壓力為3.5MPa、進汽溫度為410℃、排汽壓力為0.56MPa、排汽溫度為261℃、給水流量為376 t/h。）??

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表2-2；?????????????????????????????????????????（振動單位：絲）

（注；運行工況為；汽輪機轉速為5600rpm、主蒸汽流量為28.27t/h、進汽壓力為3.5MPa、進汽溫度為410℃、排汽壓力為0.6MPa、排汽溫度為263℃、給水流量為390t/h。）????

另測得高、低壓端水平振動位移頻譜圖如圖1-2、圖1-3所示；

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頻譜圖顯示，具有振動幅值的頻率分布廣泛，波形有奇變，有削波現象，且一倍頻振動分量很大。

2.2、振動原因分析與查找

依據振動頻譜圖振動頻率分布范圍和振動幅值的大小，可判斷出給水泵轉子存在動不平衡和動靜碰磨現象。但能引起給泵轉子動不平衡和動靜碰磨的因素是多方面的，從設備的支撐剛度來看，給水泵的水平方向是最為薄弱的，雖然汽輪機和齒輪減速器振動值較小，但也不排除這些設備有缺陷而引起給水泵振動。為了能有效找出振動原因，我們采用了排除法，即能單試的設備進行單試，能拆出檢查的設備就拆出檢查。我們采取了以下的措施；

（1）、把齒輪減速器與給水泵的聯軸器脫開，用蒸汽直接拖動汽輪機和齒輪減速器轉速至5600rpm，測量其振動值，用以排除汽輪機和齒輪減速器的設備缺陷。

（2）、解體給水泵，驗證水泵動靜是否碰磨，轉子是否彎曲和動不平衡。

（3）、測量計算齒輪減速器傳動軸和給水泵轉軸冷熱態中心改變量值，以便二聯軸器冷態找中心時有正確的中心偏置值。

上述三項工作的檢查結果為；

（1）、汽輪機和齒輪減速器單獨運行狀態良好。可以斷定汽輪機和齒輪減速器設備完好。

（2）、齒輪減速器熱膨脹值制造廠提供的數值如圖1-4所示；

實際運行測試數據如圖1-5所示；

為此給水泵熱態轉子中心的抬升量為；

δ1=h1×Δt1×α1=560×11.5×10-6×19=0.12236(mm)

其中；h1——為給水泵支座高度（其值為560mm）

Δt1——為給水泵冷熱態溫差值（環境溫度為28℃時其值取19℃）

α1——為支座的熱膨脹系數（查得數值為11.5×10-6/℃）

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齒輪減速器大齒輪軸的中心抬升量為；

δ2=h2×Δt2×α2=740×11.5×10-6×20=0.1702(mm)

其中；h2——為齒輪減速器大齒輪軸的中心高度（其值為740mm）

Δt2——為齒輪減速器冷熱態溫差值（環境溫度為28℃時其值取20℃）

α2——為齒輪減速器的熱膨脹系數（查得數值為11.5×10-6/℃）

顯然齒輪減速器大齒輪軸的中心高度熱態比給水泵轉子中心高度多抬升0.05mm。

齒輪減速器大齒輪軸的中心向外膨脹量為；

δ3=h3×Δt3×α3=180×11.5×10-6×20=0.0414(mm)

其中；h3——為齒輪減速器二齒輪軸的二分之一中心距離（其值為180mm）

Δt3——為齒輪減速器冷熱態溫差值（環境溫度為28℃時其值取20℃）

α3——為齒輪減速器的熱膨脹系數（查得數值為11.5×10-6/℃）

而給水泵的轉軸中心熱膨脹時水平方向保持不變。顯然在冷態二聯軸器找中心時，給水泵轉子中心應預先抬高5絲、往外偏置4絲，這樣熱態運行時二轉子中心能保持一致。

（3）、給水泵解體檢查時發現給水泵動靜部分嚴重碰磨。但給水泵轉子在冷態時并不彎曲。因此判定轉子存在熱彎曲現象，其主要原因是給水泵轉子動不平衡，進水支座嚴重變形，引起導葉和泵殼組裝中心跑偏，從而導致水泵轉子中心和導葉泵殼中心難以一致，在運行時造成水泵動靜碰磨發熱，引起轉子熱彎曲，最終引發水泵振動超標。

3、振動缺陷處理

（1）、更換進水支座。

（2）、給水泵轉子與葉輪整體組裝后做高速動平衡。其動平衡數

值如表3-1所示；

表3-1????????????????????????????（注；動平衡轉速為2950rpm）

在組裝水泵時，盡量使轉子在泵體中的上下、左右位子經過抬軸試驗和軸瓦對中盡可能調至中心位置。這次#10給水泵經抬軸試驗上下總間隙量為80絲，這樣通過調整軸瓦的調整螺栓，使軸上升40絲，另通過下軸瓦蓋

在轉軸的上方觀察左右方向離軸承座的距離，通過調整軸承座的左右調整螺栓，使轉軸處在水平方向的中心位置。然后測量水泵的總軸串量，調整工作串量、平衡盤與平衡盤座、推力盤與推力瓦之間隙值。組裝完后，用手輕輕盤動轉軸，轉軸能自行轉動。

?（3）、在冷態找中心時，應考慮齒輪減速器傳動軸與給水泵轉軸之間的熱膨脹差值，測量計算結果為齒輪減速器的傳動軸在熱態時比水泵轉軸多上升4.8絲，多往外偏移4.14絲。這次冷態找中心時，連上進、出水管路后給水泵比齒輪減速器中心預抬高6.25絲、往外預偏3絲，具體找中心數值如圖1-6所示。同時在泵組啟動前盡量使齒輪減速器的潤滑油溫控制到達運行時的溫度。

4、投用運行數值

??這次泵組啟動后，水泵振動現象完成消除，且水泵的運行效率也有了較大的提高。其運行振動測量數據如表4-1所示；

表4-1

（注；以上振動數值是在給水流量為400t/h,主蒸汽流量為28.79 t/h，進汽壓力為3.44MPa、溫度為405℃，排汽壓力為0.59 MPa、溫度為260℃，汽輪機轉速為5602rpm、給水泵轉速為2997 rpm的運行狀態下測得）

5、結論

（1）；通過這次技術改造的工程實踐，我們認為DG270-140C型給水泵這種汽動技術改造的方式是可行的，其技術改造經驗值得其它項目借鑒。

（2）、DG270-140C型給水泵汽動技術改造有著良好的安全性和經濟性，給水泵轉速可在水泵運行允許范圍內進行調整，既給水流量可在調節閥全開的狀態下進行調節，減少了閥門的節流損失，同時也減少了熱能轉化為電能再由電能轉化為機械能的能量轉化損失。同時也解決了我廠0.49MPa蒸汽流量不夠需用1.27MPa等級的蒸汽通過減溫減壓來補充的供汽方式，優化了我廠的熱力系統的配置。