80CHTA／4SP型给水泵平衡装置作用分析

仉国明

（大唐武安发电有限公司，河北 邯郸 056303）

80CHTA／4SP型给水泵平衡装置作用分析

仉国明

（大唐武安发电有限公司，河北 邯郸 056303）

给水泵平衡装置对给水泵的稳定运行起着至关重要的作用，平衡装置间隙的大小直接决定平衡装置能否正常工作。介绍了80CHTA／4SP型给水泵轴向力的平衡原理，分析了平衡装置的作用。将流体在平衡装置间隙中的流动作为层流流动，介绍了轴向力和平衡力的计算方法。并通过现场运行数据，对分析结果进行验证。

给水泵；平衡装置；轴向力；平衡力

大唐武安发电有限公司装机容量为2×300 MW，每台机组配备1台80CHTA／4SP型100%容量汽动给水泵运行，1台40CHTA／6型25%容量电动给水泵备用。现对80CHTA／4SP型给水泵平衡装置的作用进行分析，为实际工程应用中的设备异常分析提供参考。

1 概述

80CHTA／4SP型汽动给水泵，为卧式、双壳体，内壳体为节段式多级离心泵，共有4级叶轮。其平衡装置由平衡盘、平衡套和具有节流衬套作用的支撑环等零件组成，能平衡设计工况下全部的轴向力，且具有转子自动复位功能。在实际使用中，泵工作时产生的轴向力主要由平衡装置来平衡，残余轴向力由推力轴承来承受。平衡装置结构见图1所示，该平衡盘实际为平衡盘与平衡鼓的联合结构。

2 平衡原理

图1 给水泵平衡装置结构

给水泵在运行中，由于作用在叶轮前、后两侧的压力不相等，会产生一个指向泵吸入端的轴向力F1。叶轮两侧的压力分布如图2所示，假设叶轮入口压力、速度为P1、V1，叶轮出口压力、速度为P2、V2，由于流体在泵腔内是充满的，不考虑密封环处泄漏影响，则在前、后泵腔内液体的运动情况近似相等，叶轮前、后盖板上的压力分布可近似认为按抛物线规律分布。叶轮口环以上部分前、后盖板对称作用的压力互相抵消，叶轮口环以下部分后盖板压力大于入口压力P1，因此产生轴向力F1。

另外，由于流体经过叶轮流道时叶轮对流体施加了作用力，流动方向由轴向变为径向，流动速度增加，由于流动方向、速度的改变，即流体动量发生变化，导致流体对叶轮产生反作用力F2，该力与轴向力F1方向相反，总轴向力F＝F1－F2。

图2 叶轮两侧的压力分布

平衡盘前后压力分布如图3所示，假设末级叶轮后泵腔轮毂处流体压力为P3，流体经过平衡盘与平衡套的径向间隙S1，节流降压到P4，流体经过平衡盘与平衡套的轴向间隙SE，节流降压到P5，流体经过平衡盘和支撑环之间的径向间隙S2，进入平衡室压力降至P6。平衡室通过平衡管与泵入口管相连，平衡装置只有在平衡水不受阻碍的情况下才能正常工作，因此，平衡管上一般不安装隔离阀。

图3 平衡盘两侧的压力分布

如图3所示，整个平衡装置的前后压力差可表示为ΔP：

式中：PE为轴向间隙SE中的压力，从P4逐渐减小为P5，可近似地认为压力变化是按直线规律分布的。

平衡盘前后压力差ΔP使平衡盘受到一个指向泵吐出端的推力，称为平衡力F′，此力与叶轮所受的轴向力方向相反，两个方向的力大小相等，才能得到完全平衡［1］。

当工况改变时，轴向力与平衡力不相等，转子就会左右窜动。如果轴向力大于平衡力时，泵转子向吸入端移动，轴向可变间隙SE减小，间隙阻力增加，流体泄漏量减少，在轴向间隙内的节流损失增大，同时，因为经过径向间隙S1、S2的速度降低，径向间隙中的节流损失减小，而平衡室内压力几乎不变，所以P4增大、P5减小，平衡盘前压力PE增大，故ΔP增大，平衡力不断增加，直至与轴向力平衡为止，反之亦然［2］。在实际运行中，泵的工况点是不断变化的，泵转子总是处在不停的平衡与不平衡相互转化的运动过程中，另外，由于惯性作用，即使轴向力与平衡力相等时，转子并不会立刻停止在平衡位置上，还会继续向左或向右移动，并逐渐往复衰减，才能达到平衡位置。

由于平衡装置的设计、加工及安装误差和泵实际运行工况变化的影响，平衡装置能平衡约95%的轴向力，剩余轴向力由装在轴自由端的推力轴承来承受［3］。

3 轴向力的计算［1，4］

3.1 单级叶轮产生的轴向力F1

以单级叶轮为例，如图2所示，假设叶轮进口压力为P1，出口压力为P2，叶轮前、后两侧腔室中流体的压力沿半径方向按抛物线规律变化，腔室内流体的旋转角速度以叶轮旋转角速度ω之半计算，则叶轮前后压力差与叶轮半径的关系为

因为，ΔP是由叶轮口环以下部分的前、后盖板的压力差产生，所以对ΔP由r4至r3积分，可得叶轮所受轴向力F1：

式中ρ——流体密度，kg／m3；

HP——叶轮出口扬程，m；

P1、P2——叶轮入口、出口压力，Pa；

r2——叶轮出口半径，m；

r3——叶轮密封环半径，m；

r4——叶轮入口轮毂半径，m；

ω——转子旋转角速度，rad／s。

3.2 单级叶轮产生的反作用力F2

如图2所示，流体流经叶轮时，流动速度的大小和方向均发生改变，动量的变化对叶轮产生的反作用力F2可用下式计算：

式中 Q——泵流量，m3／s；

η——泵容积效率，%；

r1——叶轮入口半径，m。

3.3 给水泵转子总轴向力F

因为轴向力F1和反作用力F2的方向相反，所以给水泵转子所受的总轴向力F为

式中：i为泵级数。

4 平衡力的计算［1，5］

平衡盘是靠流经径向间隙和轴向间隙的流体产生压差，形成平衡力来工作的。由于平衡装置的径向间隙和轴向间隙都非常小，一般在0.5 mm左右，故可将流体在间隙中的流动视为层流流动。假设流体为不可压缩粘性流体，根据图3所示，分析平衡装置产生的平衡力。

4.1 径向间隙s1层流流动

该间隙中的流动可看作为流体在长为L1，宽为B1（B1＝2πa1，为平衡盘前段部分外径周长），间隙为s1的平行平板中作定常层流流动。在P3、P4的压差作用下，流体沿轴向速度分量为u，其他方向速度分量为零，根据不可压缩流体定常流动连续方程，并考虑平行平板中的流动为均匀流动，径向间隙s1中的压力在轴向的变化应是均匀下降的，可计算流过径向间隙s1的流量q1为

4.2 径向间隙s2层流流动

该间隙中的流动可看作为流体在长为L2，宽为B2（B2＝2πa2，为平衡盘后段部分外径周长），间隙为s2的平行平板中作定常层流流动。在P5、P6的压差作用下，流过径向间隙s2的流量q2为

4.3 轴向间隙s2的层流流动

平衡装置的轴向间隙是一平行圆盘间隙，流体在此间隙中的流动，是由P4、P5压差作用下的流动和由于平衡盘的旋转产生的剪切流动的合成流动。流体在此间隙中的压强分布PE为

式中 sE——平衡装置的轴向间隙，m；

μ——流体的动力粘度，N·s／m2；

qE——平衡盘轴向间隙sE的流量，m3／s；

C——积分常数，由边界条件确定。

由边界条件：当r＝a1时，PE＝P4；当r＝a2时，PE＝P5，得：

4.4 平衡装置的泄漏量q

根据连续性方程，平衡装置径向间隙流量与轴向间隙流量相同，即q＝q1＝q2＝qE，由式（6）、（7）、（9）可得：

4.5 平衡盘产生的平衡力F′

如图3所示，平衡盘前、后压力差产生的推力，即平衡力F′为

5 分析与验证

从式（4）可知，轴向力与给水泵流量Q、转速ω、叶轮的级数i、各级叶轮的扬程HP、泵的容积效率η以及叶轮（叶轮密封环）的尺寸r1、r2、r3、r4等因素有关。从式（11）可知，平衡力与给水泵转速ω、压差（P3－P6）、平衡盘的尺寸L1、a1、L2、a2及轴向、径向间隙sE、s1、s2等因素有关。

表1 2号机汽动给水泵部分运行参数

在不能精确获得给水泵的一些运行参数值（如HP、P3、sE）的情况下，可通过给水泵推力轴承温度的变化来侧面反映平衡装置的工作状态。2016年3月22日一段时间内，2号机汽动给水泵随着机组负荷变化推力轴承的温度变化情况见表1（t，推力轴承工作瓦温；t非，推力轴承非工作瓦温）。

从表1数据统计可看出，机组增负荷时，推力轴承温度逐渐升高，即推力轴承承受的载荷增大，可以反映随着机组负荷升高，给水泵转速上升，给水流量增加，轴向力增大的情况下，转子向吸入端移动，平衡装置轴向间隙sE减小，推力轴承工作瓦受摩擦力增大，温度升高，平衡力是随着平衡装置轴向间隙sE的减小而增大的［6］。

机组减负荷时，推力轴承温度逐渐降低，即推力轴承承受的载荷减小，可以反映随着机组负荷降低，给水泵转速下降，给水流量减少，轴向力减小的情况下，转子向突出端移动，平衡装置轴向间隙sE增大，推力轴承工作瓦受摩擦力减小，温度降低，平衡力是随着平衡装置轴向间隙sE的增大而减小的。

6 结束语

给水泵平衡装置产生平衡力来平衡大部分的轴向力，保证给水泵的稳定运行，而平衡装置的正常工作又取决于平衡盘和平衡套之间的径向间隙s1，平衡盘和平衡套之间的轴向间隙sE，平衡盘和支撑环之间的径向间隙s2。其中s1、s2为设计不变常数，sE为运行可变数。轴向力平衡的过程就是转子运行中逐渐建立一个合适平衡间隙的过程，为此通过推力轴承预先确定好转子的位置，以保证泵安装时设计的轴向间隙sE的最小值在任何时候都不受影响。

在启、停泵及负荷变化时产生额外的轴向力可能引起平衡盘、平衡套等零件磨损，间隙增大，影响平衡装置的效果，使泵轴向力的平衡精度降低，推力轴承的载荷增大，所以可通过对推力轴承温度的分析来判断平衡装置的工作状态。

［1］袁寿其，施卫东，刘厚林，等.泵理论与技术［M］.北京：机械工业出版社，2014.

［2］赵鸿亮.华能大连电厂汽动给水泵振动及平衡装置磨损的处理［J］.东北电力技术，2007，28（9）：39－43.

［3］成宏伟.汽动给水泵平衡装置的磨损原因分析与处理［J］.电站辅机，2010，31（1）：30－33.

［4］郭立君.泵与风机［M］.北京：中国电力出版社，1997.

［5］杨建国，张兆营，鞠晓丽，等.工程流体力学［M］.北京：北京大学出版社，2010.

［6］王忠成.锅炉给水泵常见故障分析与预防措施［J］.东北电力技术，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

仉国明（1980—），男，硕士，工程师，从事汽轮机设备检修方面的工作。

2016－03－19）