给水泵汽动电动节能

给水泵汽动电动节能（通用3篇）

给水泵汽动电动节能 篇1

摘要：在火电厂投产初期, 电动调速水泵有着非常不错的优势, 随着科学技术的不断发展, 电动调速水泵的缺点也日渐显示出来。基于此对大容量火电厂电动调速给水泵和汽动给水泵的区别和应用进行探讨。

关键词：大容量火电厂,电动调速水泵,汽动给水泵,区别应用

0 引言

给水泵主要分为变速给水泵和定速给水泵, 变速给水泵主要是利用调整水泵的转速来对流量进行调节的, 节流损失比较低, 调节阀的使用时间长, 工作条件好, 而且可以进行低速启动, 不过设备投入资金多, 结构复杂, 维修次数多。大容量泵应用的比较多[1]。定速给水泵是利用泵口的节流阀来对流量进行调节的, 随着水泵转速的提高, 节流阀会出现比较严重的节流损失。不过调节节流给水泵比较简单、维护起来也比较简易、操作也比较方便。

1 汽动给水泵和电动调速给水泵之间的区别

1.1 汽动给水泵的优缺点

汽动给水泵主要是利用1个独立的小汽轮机对给水泵进行驱动, 小汽轮机将蒸汽从抽气管道上抽取出来, 然后利用小汽机的转动给水泵进行供水, 调节泵转动的快慢是利用小汽轮机的调速器来对进气量进行控制的, 一般可以选择背压式和凝气式小汽机。为了保证小汽机的正常运行, 还需要安装对应的水管道系统、汽管道系统、备用汽源和调速系统。一般情况下使用串联的方式对气动给水泵进行连接。汽动给水泵主要有下面几个优点:a) 汽动给水泵不需要消耗火电厂的电力, 可以提高电厂对外的供电量;b) 小汽机容量比较大, 有效地降低了大机组给水泵的台数[2];c) 汽动给水泵的转速大概在5 500 r/min~8 500r/min。水泵的轴线不长, 挠度较低, 轴的刚性也比较好, 可以极大地提升水泵的安全性;d) 汽动给水泵转速的调节是利用小汽机的蒸汽量来进行的, 和电动调速给水泵中的液力偶合器相比, 效率要相对高一些;e) 在火电厂的电力系统出现故障或者停电时, 可以确保锅炉能够持续供水, 提升电厂的稳定性。

1.2 电动调速给水泵的优缺点

为了可以更好地对负荷的变化进行适应, 电动调速给水泵普遍使用变速调节的方法进行调节。在进行变速调节时, 首先对液力偶合器进行设置, 然后液力偶合器通过对使用工作油来使涡轮和泵轮之间保持一个无磨损的状况, 为了达到空载离合, 减少启动电流的目的, 可以使用排油、快速充等方法来进行, 使用对泵和电动机隔离的方法来降低冲击力, 给水泵的调速范围为21%~99%可以满足发电机组滑参数运行的要求以及停、启范围内符合的变化。而且可以使用遥控控制和手动控制两种方法进行控制, 非常方便。由于水泵的转动速度为5 100 r/min, 启动电流消耗非常大, 对火电厂电量的耗用也非常多, 经济性较低, 和汽动给水泵相比, 系统结构比较简单。国内大部分火电机组多使用汽动给水泵, 使用凝汽式小汽轮机[3]。

1.3 不同类型的小汽轮机的优缺点

小汽轮机的汽源主要是由冷再热蒸汽、新蒸汽、热再热蒸汽、主机四段抽气等类型。

当使用背压机作为小汽轮机时, 由于在汽轮机中蒸汽的内焓降低, 对抽气压力的要求也比较高, 一般使用热再热蒸汽或者冷再热蒸汽作为汽源。和凝汽式小汽轮机相比, 排气处理非常复杂、经济性也比较差。不过转速要高于凝汽式小汽轮机, 在对低负荷汽源进行切换时, 对主机负荷的要求也不高, 系统建设和小汽轮机的资金投入量也比较低。

当使用凝汽式小汽轮机时, 在小汽轮机中蒸汽的内焓降比高, 使用低压抽汽就可以达到规定的要求, 所以一般情况下, 主机抽汽使用比较普遍, 而且由于小汽轮机制造起来比较容易, 低压抽汽的比容也比较高, 内效率也比较高, 所以使用凝汽式小汽轮机具有比较好的热经济性, 整体的做功利用率也比较高。而且在对排气进行处理时, 可以直接将排气引入到主机的凝汽器中, 也可以将凝汽器独立地设置出来, 然后使用小凝结水泵送入到主机凝汽器中, 非常方便快捷, 不过小汽轮机的转速会被末级叶片的高度限制, 会受到末级湿度的影响。另外由于抽汽的压力不高, 在切换低负荷汽源时, 对应主机负荷的高度会比较高[4]。

2 给水泵在大容量火电厂中的应用

根据相关火电厂的设计要求, 在所有的给水系统中, 给水泵的出口总容量在保证所有锅炉最大水蒸发量的同时, 还要有一定的剩余。具体的规定主要有下面几个方面。

2.1 给水泵在1 000 MW机组中的应用

站在经济角度来看, 1 000 MW的机组中一般使用汽动给水泵。另外为了达到机组灵活启停的目的, 绝大部分的电厂还配备有电动水泵。一般情况下, 要根据设备的可靠性、机组的容量和电网中机组的承担符合来决定使用汽动给水泵的容量和台数, 当在机组中使用1台容量为100%的汽动水泵时, 如果设备出现了故障, 就会导致机组的负荷降低, 当在机组中配置2台容量为50%的汽动给水泵时, 其中1个泵出现故障后, 机组仍可以保持一半的负荷继续运行。考虑到机组运行的稳定性, 一般选择2×50%汽动给水泵配置来搭建机组, 并以此为基础对给水泵的备用和启动功能进行考虑。另外备用启动水泵除了要满足1 000MW等级的锅炉启动后水泵容量的需求外, 还要满足机组启动的需求。

2.2 给水泵在600 MW机组中的应用

对于600 MW湿冷机组, 常见的配置为1台最大给水容量为26%~36%的调速电动给水泵作为备用和启动给水泵, 同时要使用2台最大给水量为55%的汽动给水泵作为运行给水泵[1]。当前一般使用1台容量为35%左右的备用启动电动调速给水泵和2台容量为55%的汽动给水泵来组成600 MW湿冷机组的给水系统。如果使用自带凝汽器的给水泵方案, 虽然在理论上行得通, 但是增加凝结水系统、冷却系统和凝汽器会使得成本增加, 系统的复杂性提高, 整体可靠性也会降低。因此目前湿冷机组常见的都是把小汽机的排汽排放到大机冷凝器中。

对于空冷机组, 如果使用汽动给水泵会极大地提升汽动给水泵的背压, 在对汽动给水泵的汽轮机末端进行设计时, 难度也相对提高, 尾部的运行条件也变得非常不好, 另外还需要增加背压保护装置和非启动喷水装置。目前, 已经投入使用的空冷汽轮发电机组均使用电动调速给水泵来对负荷和锅炉上的水进行调节。综合以上因素来看, 最好使用电动给水泵来作为600 MW空冷机组的给水泵。

2.3 给水泵在300 MW机组中的应用

对于300 MW的汽轮机组, 常见是配置给水量为110%的汽动给水泵。在运行过程中, 如果运行了2台容量为55%的汽动给水泵时, 需要设置容量为24%~36%的调速电动给水泵作为备用给水泵。当使用1台容量为110%的汽动给水泵时, 还需要配置1个最大给水量为55%的电动给水泵来作为备用给水泵。

3 结语

综上所述, 本文通过对大容量火电厂中电动调速给水泵和汽动给水泵分别进行了详细的介绍, 明确指出了两种水泵的优缺点。同时又详细介绍了两种水泵在不同机组条件下的使用方法, 为以后火电厂水泵机组的建设提供了一定的参考价值。

参考文献

[1]王晓民.调速给水泵在单元制运行方式下的应用[J].科技创新与应用, 2013, 8 (06) :55-56.

[2]曹炳元, 陆春洪, 吴广云.135 MW机组电动给水泵节电改造研究与实践[J].电力设备, 2004, 10 (06) :78-79.

[3]吴志刚, 孟临潼.210 MW机组电动给水泵改汽动给水泵的经济性分析[J].能源技术, 2009, 10 (01) :121-122..

[4]何慧军.汽动给水泵在热电企业的应用[J].浙江冶金, 2011, 11 (01) :99-100.

汽动给水泵寿命分析与节能研究 篇2

随着电力事业发展, 给水泵能耗已成为机组一项重要经济指标。汽动给水泵是高参数﹑大容量机组的重要辅助设备, 它运行情况的好坏关系到大机组的安全运行[1]。所以, 增加寿命、功率消耗, 也就降低厂用电、提高了整个热力系统的经济性[2]。大型机组给水泵的运行方式采用调速运行, 采用小汽轮机驱动是给水泵驱动方式之一[3]。以小汽轮机为研究对象, 分析其流动参数对给水泵寿命的影响。

1 小汽轮机的概述

小汽轮机是大型汽动给水泵精密﹑重要的组成部分, 也是最容易出现问题的部件, 如果出现问题, 就会导致给水泵停运, 降低了机组等效可用系数。小汽轮机是一种变参数﹑变转速﹑变功率的动力机械, 小汽轮机和主汽轮机均以蒸汽作为工质, 其工作原理相同。在正常工作时, 工作蒸汽来自主汽轮机的中压缸或低压缸抽汽, 它的排汽排入自备凝汽器或主凝汽器, 发出的功率又直接用于驱动锅炉给水泵, 所以其工作情况除与主汽轮机的工况相关外, 还与被驱动的给水泵﹑凝汽设备的特性有关。

驱动给水泵的小汽轮机的型式主要有背压式﹑背压抽汽式和凝汽式。为简化系统、增加运行灵活性, 目前, 广泛采用凝汽式汽轮机[4]。主汽轮机压力随负荷下降而降低, 因此, 当主汽轮机负荷下降至一定程度时, 需采用专门的自动切换阀门, 将高压蒸汽引入小汽轮机, 或从其它起源引入一定压力、温度的蒸汽。

2 小汽轮机对给水泵的影响

小汽轮机的功率﹑转速及进汽压力和温度等工作参数, 在主汽轮机负荷改变时的变化规律与主汽轮机采用定压运行或滑压运行方式有关。

2.1 主机负荷对小汽轮机的影响

将机组分别处于280 MW、180 MW 2个典型负荷段, 来观察主汽轮机在不同负荷变化对小汽轮机影响, 得出小汽轮机在调速汽门开度下对应的转速关系。绘制汽动给水泵在机组不同负荷下的调速特性曲线, 如图1所示。

由图1清楚地看到:在高负荷时, 小汽轮机转速在4 000 r/min~5 600 r/min范围内基本可随着操作器开度的变化均匀变化;在低负荷时, 小汽轮机转速到4 800 r/min已趋于饱和。

2.2 小汽轮机调速对水泵流量的影响

给水信号通过小汽轮机调速系统, 控制小汽轮机转速, 小汽轮机驱动给水泵, 给水泵流量随转速发生变化, 满足锅炉给水需求。由离心泵的比例定律, 对同一型号和规格或同一台离心泵在不同转速下, 其各个性能参数存在下列关系:

式 (1) 中, Q为流量, m3/s;H为扬程, m;N为功率, k W;n为转速, r/min。Q、H、N为转速在n的已知性能曲线上对应的各点参数;Q1、H1、N1为转速在n1时曲线上对应的各点参数。n为出厂试验固定转速, r/min;n1为工作时任一可能转速, r/min。经过变形可得:

式 (2) 中, k1、k2、k3分别为相似比例系数, 单位分别为m3/r、m2·s/r2、k W·s3/r3。由式 (2) 可知, 对于同一台泵, k1、k2、k3一定, 流量与转速成正比, 扬程与转速的二次方成正比, 功率与转速的立方成正比。只要知道了小汽轮机的调速汽门开度与转速的曲线关系, 也就知道了小汽轮机的调速汽门开度与流量的关系曲线。由图1可知, 随着转速增加, 调速汽门不断开大, 但达到某一转速时, 不管调速汽门开得多大, 转速将不变, 维持机组的稳定运行。

2.3 小汽轮机相对内效率与给水泵焓升的关系

大容量火电机组往往采用汽动给水泵, 汽动给水泵系统中的小汽机用汽属于回热系统的一部分, 需正确处理小汽机用汽在主机中的做功及小汽机排汽的冷源损失, 给水在泵中绝热压缩, 如图2所示, 等熵焓升△h:

式 (3) 中, △h为等熵焓升, k J/kg;v为给水泵出口平均比容, m3/kg;p1、p2分别为给水泵进、出口压力, MPa。

p1为给水泵进口压力, MPa;p2为给水泵出口压力, MPa;τp为第一个泵内压力升高值, Pa;αq为小汽机抽汽份额;hq为小汽轮机进气焓值, k J/kg;hqc为小汽轮机出气焓值, k J/kg

考虑给水泵效率, 给水实际焓升τp:

式 (4) 中, τp为给水实际焓升, k J/kg;ηp为给水泵效率。

根据能量平衡得:

式 (5) 中, αq为小汽机抽汽份额;Htt为小汽轮机中理想焓降, k J/kg;ηri为小汽轮机相对内效率;ηjx为小汽轮机与给水泵之间的机械效率。

根据 (5) 式可算出小汽机抽汽份额αq, 焓值为hq的抽汽并未在主汽机中做功, 因此, 不能将其作为循环内功W的一部分, 主蒸汽真实做功量W (k W) 为:

式 (6) 中, αi为包含τ影响后第i级抽汽份额;ΔHi为第i级回热汽流在主机做功, k J/kg;αc为主机排汽份额;ΔHc为凝汽流在主机中的做功, k J/kg;ΔHq为小汽机抽汽在主机中的做功, k J/kg。

但也不能将其全部作为冷源损失, 因为这部分蒸汽在小汽机中做功, 驱动给水泵, 使给水焓升增加, 即有部分热量利用于系统, 汽动给水泵系统的广义冷源损失应为:

式 (7) 中, ηjx为小汽轮机与给水泵之间的机械效率。

系统的冷源损失Qc为:

式 (8) 中, hc、hwc分别为大汽轮机进排气焓值, k J/kg;hqc为小汽轮机进气焓值, k J/kg;ηj为小汽轮机与给水泵系统总效率;hqwc为为小汽轮机排气焓值, k J/kg。

将小汽轮机抽汽做功作为系统的损失, 同时引起的给水焓升回收于j+1级加热器, 则汽动给水泵系统的功损失为:

式 (9) 中, Δ∏为每级中的功率损失, k J/kg;ηjx为小汽轮机上一级的效率;ηj+1为小汽轮机下一级的效率。

新汽等效焓降为:

式 (10) 中, H0、h0分别为总进气量、总做功量焓值, k J/kg;σrh为给水泵中间抽头焓值, k J/kg。

从上面的分析可得出:a) 在给水泵等熵焓升不变时, 小汽机相对内效率会影响给水泵焓升, 从而会影响给水泵效率和安全性;b) 小汽机做功所产生的能量被给水泵消耗, 产生额外损失的同时, 也使给水获得了焓升, 用于加热给水, 排挤了一部分抽汽, 使主汽机做功增加, 给水泵效率变化会使给水泵焓升和小汽机进汽系数发生改变, 这对机组的经济性影响是双向的;c) 当给水泵焓升不变时, 小汽机内效率变化直接引起小汽机进汽系数变化, 根据等效焓降理论, 与设计工况相比, 当给水泵等熵焓升不变时, 给水泵效率降低引起的做功量变化有小汽机抽气量增加, 主机做功减少, 使给水焓升增加。

3 结语

a) 对于汽动给水泵组, 主汽轮机负荷在100%~80%范围内, 主汽轮机负荷对汽动给水泵的出力有影响, 但基本是线性的;b) 当负荷为180 MW左右时要注意对小汽轮机的控制, 可开启汽动给水泵再循环阀提高小汽轮机转速, 给水流量切为手动控制;c) 小型汽轮机运行转速调节范围比较宽, 可稳定运行在2 000r/min~3 100 r/min, 这对汽轮机本身没有太大损害。

参考文献

[1]刘永生, 牟长婧.300 MW机组汽动给水泵控制系统改造[J].吉林电力, 2007 (6) :33-35.

[2]刘志海, 邓彪.超临界汽轮机深度滑参数停机探索[J].电力建设, 2013 (4) :67-70.

[3]李兵, 王培红.给水泵焓升对机组经济性影响算法研究[J].华东电力, 2009 (9) :1068-1070.

给水泵汽动电动节能 篇3

关键词：火电厂,前置泵,振动串轴,泄漏,节能优化

目前,国电霍州发电厂超临界600 MW1#、2#空冷机组给水系统各配置两台50%容量SQN300-670型前置泵和一台30%容量电动前置泵,以及两台50%容量的CHTD6/5型汽动主泵和一台30%容量的电动主泵。就SQN300-670型前置泵在国电霍州电厂的使用状况来看,在低负荷时存在串轴振动大,冷却腔两侧开面严重泄漏问题,同时泵效率较低,且耗电大;在满负荷(596.6 MW)时,最高电流高达37.1~37.5 A,电功率高达549.08~551.91 KW,虽经厂家多次处理,或采用更换不锈钢泵体与泵盖的办法,但收效不大,严重威胁着机组的安全、经济运行。为此,国电霍州发电厂与天津市武陵节能技术有限公司共同对SQN300-670型1#、2#机前置泵进行安全节能优化改进。为给改进提供科学依据,研发人员首先对2#机前置泵进行了安全节能优化诊断测试及分析。

1安全节能优化诊断测试和诊断分析

1.1现场诊断测试

诊断测试结果见第89页表1、表2。从前置泵现场诊断测试结果和以往的运行维护状况分析,前置泵一是存在配套性差,扬程太高,而且泵效率低,耗电太大等问题,其最高运行效率只有77.44%~77.62%,比设计值低很多,满负荷时耗电功率却高达549.08~551.91 KW。二是冷却腔与中开面接合处泄漏严重。三是低负荷时转子抖动串轴振动大。四是由于转子抖动、串轴振动大而造成油挡严重磨损漏油情况。

1.2安全节能优化综合诊断分析

1)前置泵安全节能优化改进的机理及分析:将前置泵在设计工况下的扬程削减到保证主泵不汽化,即前置泵和系统形成的可用扬程Ha≥1.5Hr=82.95 m(主泵在设计流量Q=1 227.8 m3/h时的必须汽蚀余量Hr=55.3 m),其中含有除氧器倒灌高度形成的可用扬程(约2.5 m),所以前置泵在流量Q=1 227.8 m3/h时的扬程H≥80.45 m,不会发生汽蚀,为安全考虑再增加6%的安全裕量,即H≥85.3 m,为此选定改后前置泵扬程H≥86 m,所以是绝对安全可靠的。

2)低负荷时转子抖动串轴大的原因分析。由于前置泵采用的双吸叶轮的设计比转数为57.8,属于低比转数泵,根据改前的诊断测试可知,过大的可用汽蚀使得在设计时,余量必然造成前置泵扬程高、叶轮直径大,重量重。由于机组经常处于低负荷的工况,因此前置泵也经常在额定流量50%左右的高扬程下运行,这样必然造成泵内流动旋转失速、流动颤抖和压力脉动,轴向力明显波动增大,高达(1 393 kg),无法平衡的结果,进而造成转子抖动串轴,密封环快速磨损。

3)冷却腔两侧开面严重泄漏的原因分析:该冷却腔采用两道自密封的5.2×335氟胶圈及一道异形密封圈,中开面由垫片密封改为高温密封胶层直接密封。开始时两道自密封氟胶圈尚不泄露,但在高温(180℃左右)下运行一段时间后,由于胶圈两侧压差大与壳体变形,使中开面与胶圈接触处无法形成完整的封闭园,因无法靠胶圈自密封来保证长期不漏,因此冷却腔两侧发送泄漏和刷损,并逐步恶化,无法解决。

2改进技术方案及措施

在不更换所有部件(除易损件外)的前提下,对原有部件进行切削及通流部分改造,达到安全节能的目的。

2.1确定改后最佳设计参数

根据现场诊断测试结果和上述分析,经进一步优化计算,确定最佳设计参数为:Q=1 227.8 m3/h,H≥86 m。

2.2冷却腔两侧开面严重泄漏问题的解决措施

采用增大两道氟橡胶密封圈横截面的办法,按垫片挤压密封的原理重新设计异形氟橡胶圈。经反复多次工业模拟试验,最后选定特制的长方形断面氟橡胶圈,达到既能消除上泵盖安装时切削胶圈的问题,又能保证长期严密不漏[1]。

2.3提高低负荷运行时的安全稳定性措施

1)削减扬程:经模拟计算及全面优化设计后,采用特殊的车削方法,将叶轮外径平均车削17.58%,使叶片出口端呈鱼尾形,一方面大大提高了转子刚度,另一方面增大了叶轮与蜗壳隔舌之间的距离,形成了较大的环室空间,使轴向力和径向力波动大大减少,从而降低了低流量时的流动不稳定性。

2)采用磨削叶片出口段非工作面的办法,增大叶片出口角,提高叶片的均布对称性和削薄叶片出口端,提高叶轮出口流动稳定性。

2.4改造原叶轮和蜗壳的通流部分

为了弥补车削叶轮后,泵效率下降和进一步提高泵效率和稳定性,必须对叶轮和蜗壳进行通流部分改造。改造泵通流部分的具体措施有以下几点。

1)利用专利技术对原叶轮入口叶型进行优化改进:采用高效鱼头形叶型,增大入口角2.6°和开口数2.5 mm,减少叶片入口节距误差,以提高泵的效率、汽蚀性能以及叶轮入口流动稳定性。

2)加长蜗壳双隔舌及其型线,用12~25 mm厚的1Cr18Ni9Ti钢板焊接锻打成型后,采用镶焊的办法分别顺延加长隔舌315 mm和255 mm,并将隔舌端头改为鱼头形,扩大喉口面积11.8%,形成单侧收缩形喇叭口,一方面可以减少入口流阻,另一方面减少了优化叶轮外径与隔舌之间的间距,减少了循环回流量,同时调整上下隔舌的不对称性,提高泵的效率、流量及稳定性[2]。

3前置泵改后结果

改进后前置泵一次启动成功,运行安全稳定,不但圆满解决了前置泵冷却腔两侧中开面严重泄漏和低负荷不稳定性问题,而且改后电流下降7.88~13.35 A。为了准确地测定改后节能效果,特进行了1#、2#机前置泵改后性能试验,由于负荷所限,最高负荷只做到550.1 MW,试验结果见表3、表4,从测试结果和运行情况可见以下情况。

1)改后不但解决了冷却腔两侧中开面严重泄漏和低负荷工况下转子抖动、串轴振动大的问题,而且大大提高了前置泵的安全稳定性。

2)从表1、表2与表3、表4比较可见:虽然叶轮外径平均车削了17.58%,但经过泵的通流部分改造,对原叶轮和蜗壳局部关键型线采用特殊加工方法进行优化改进,使泵的效率提高了2%~6%,最高效率可达83.5%,居国内领先水平。

3)从表1、2与表3、4的比较和推算可见,在运行工况内,前置泵电流下降了7.88~13.35 A,电功率下降了120~195 KW。根据整个汽动给水泵系统的能耗平衡计算,前置泵改后扬程下降由提高小汽机的转速和增加耗汽量(耗煤量)提高主泵扬程来弥补,再根据小汽机进汽、排汽参数、上网电价、煤价和机组能量价值分析法进行计算,求得小汽机的耗煤增加占前置泵节电数的15%(由于煤价低),即小汽机的耗能增加由前置泵节电数的15%来补偿,则实际平均每小时节电1/2×(120+195)×85%=133.875 kwh,按年运行7 500 h计算,则每台泵每年可节电:133.875×7 500=100.406万(kwh);两台泵改后年节电200.812万kwh;按上网电价0.353 8元/kwh计算;则两台泵改后年效益:200.812×0.353 8=71.047 3(万元);投资回收期仅5.49个月。

4结论

1)在均不更换前置泵所有部件的前提下,对原部件进行通流部分改造,不但解决了冷却腔两侧中开面严重泄漏刷损的老大难问题,而且解决了低负荷工况下转子抖动、串轴振动大的问题,大大提高了前置泵安全稳定性。

2)采用高效鱼头形叶型及特殊加工方法,对原叶轮、蜗壳局部关键型线进行优化改进,将不对称的双隔舌加长,扩大喉口面积,不但弥补了叶轮变小后效率下降的问题,而且使泵的运行效率提高了2%~6%,最高运行效率从77.62%提高到83.5%,居国内领先水平。

3)改进的前置泵在设计流量1 227.8 m3/h工况下,扬程仍有93 m,可用汽蚀余量为95.5m,为主泵必须汽蚀余量55.3 m的1.727倍,可完全满足汽动主泵的汽蚀性能要求,安全可靠。

4)改进后的前置泵不但提高了安全可靠性,且每台泵平均每小时可节电133.875 kwh,每台机组年节电200.812万kwh,年效益71.047 3万元,投资回收期仅5个半月,可见,这是一项即能提高泵安全稳定性能,又有明显节电效果的好项目,对600 MW及以上机组具有广泛的推广借鉴价值。

参考文献

[1]杨桂利,何增光.火电厂泵节能的途径和措施[J].内蒙古科技与经济,2009(19):95.