合肥二電廠350 MW電站採用半容量汽動給水泵，其驅動汽機是杭州汽輪機廠設計製造的NK50／56型汽輪機。該類機組以靈活、可靠的運行廣受用戶的青睞，至今已出廠了近百台。但在應用中發現其油系統、汽封蒸汽系統仍存在一些問題。本文將結合合肥二電廠的應用情況對這些問題進行分析，供大家參考。
1 NK50／56型給水泵汽輪機存在的問題及分析
1.1 油系統不能協調工作
NK50／56給水泵汽機正常工作時，只有軸承耗油以及調節系統漏油，用油量很小，而在盤車時用油較大 。離心油泵的最大輸出油量與最小輸出油量的比值如果≤2.5，則油泵工作穩定，出口油壓不僅在正常運行時得到保證，而且在盤車時也能得到保證。但是實際運行中，這個比值超過3。這預示著如果使用一台泵 ，既要供潤滑油與控制油，又要供盤車油與頂軸油，這台泵將不堪重負。
實踐顯示，如果給水泵小汽機油站只配置二台相同型號80YL－120的離心油泵，則汽機盤車時需二台油泵並列運行，否則，潤滑油、控制油、盤車油與頂軸油將不能協調地工作。因此，系統設置時最好為盤車裝置專門配置一台相同型號的油泵。
1.2 汽封蒸汽系統
給水泵汽機的汽封用汽由主機軸封系統供給，供汽壓力是27 kPa。給水泵汽機進汽管路上裝有一隻節流孔板，旨在將軸封供汽壓力降至3～8 kPa，再送入給水泵汽機的汽封系統。節流孔板的孔徑要在現場調試確定。有些電廠把節流孔板取下不用，而將27 kPa的蒸汽直接送入給水泵汽機的汽封系統。過高的蒸汽壓力經汽封齒節流后仍然壓力很高，於是蒸汽從前後汽封體噴出，凝結水流沿轉子軸向穿透油封擋進入前後軸承座中污染潤滑油。
另一方面，給水泵汽機的汽封進汽管路的疏水對汽封供汽壓力的影響很大。一般情況下，該疏水接到主機真空疏水擴容器，給水泵汽機啟動時，疏水閥打開；正常運行時，該閥關閉。由於真空疏水擴容器內真空很高，疏水閥的開關將直接影響軸封供汽壓力。因此，必須通過調整進汽管道上的節流閥開度，才能保證軸封汽壓力正常。然而，由於工人很難設定一個固定的開度，有些電廠索性將節流閥全開，這也是造成給水泵汽機正常運行時汽封體大量向外噴汽的一個原因。
1.3 合肥二電廠的特殊情況
與國內一般電廠不同的是，合肥第二發電廠的給水泵小汽機雙出軸，一頭拖動主給水泵，另一頭拖動齒輪箱與前置泵。這是杭州汽輪機廠供應的第一台雙出軸給水泵小汽機。與單出軸給水泵小汽機相比，因為增加了齒輪箱與前置泵兩個負載，潤滑油耗量與盤車裝置所需要的盤車力矩都增加了，所以原為單出軸給水泵小汽機選用的油箱容積與主油泵輸出油量都不夠用。因此給水泵汽機油站作相應的調整：油箱容積由4 m3增加到5.3 m3，主油泵配二台泵，型號由80YL－120改為100YL－120。
2 合肥二電廠給水泵汽機系統的改進
2.1 油系統的改進
雖然給水泵小汽機油系統的油箱容積與油泵容量增加了，但現場發現潤滑油、控制油、盤車油與頂軸油仍不能協調地工作。在調試初期，發現控制油壓只有0.6 MPa，低於要求值0.8 MPa；此時盤車油壓也低於設計值0.05～0.1 MPa。檢查油泵出口油壓，得0.96～10MPa，符合設計要求。這說明油泵出口的隔離閥、逆止閥和一台雙聯控制油濾油器的阻力降過大。同時，發現給水泵小汽機前軸承座的回油管窺視窗顯示出Φ159×4的回油管幾乎充滿了回油。從軸承金屬溫度看，最高轉速時給水泵小汽機各軸承與主給水泵、前置泵以及齒輪箱各軸承的金屬溫度都只有48～53℃，也就是各軸承的金屬溫度與潤滑油進油溫度的溫差都只有8～10℃，而計算的溫差為30℃。這意味著實際消耗的潤滑油量至少為計算值的3倍，為此作了以下改進。
2.1.1 更換逆止閥
將主油泵出口的逆止閥型式由升降式改為旋啟式。更改后，控制油壓升高到0.77 MPa，盤車油壓升高到0.5 MPa。
2.1.2 優化各軸承間油量的分配
潤滑油量的實際消耗量數倍於計算值將導致主油泵過負荷，也就是主油泵的工作點超出了其特性線所表示的工作範圍，從而導致控制油壓的降低。反過來，降低潤滑油量，就能提高控制油壓。為調整給水泵小汽機各軸承的潤滑油量做了以下工作。
（1）推力軸承
進油孔原孔徑為Φ25，第一次減小到Φ22，第二次減小至Φ16，進油孔面積減小了60％。
出油孔原孔徑為7×Φ18＋1×Φ14．6＋8×Φ10，第一次減小到2×Φ18＋1×Φ14．6＋8×Φ10，第二次減小到1×Φ14．6＋9×Φ10＋1×Φ8，第三次減小到1×Φ14．6＋8×Φ10＋1×Φ8，第四次減小到1×Φ14．6＋1×Φ8。出油孔面積減小了92％。
調整的效果為在額定轉速下，推力軸承金屬溫度與潤滑油進油溫度的溫差，調整前＜8～10℃，調整后＜25℃。也就是說，金屬溫度＜70℃，留點裕量給最高轉速工況。在進油孔前母管潤滑油壓＞0.15 MPa的情況下，進油孔后的潤滑油壓，調整前為＜0.01 MPa，幾乎無讀數，調整后＞0.035 MPa。調整后推力軸承消耗的潤滑油量估計至少減小了約14～16 m3／h。
在推力軸承體上，有8個Φ10的測溫熱電阻引出孔未使用，未堵塞。如果這8個孔不堵塞，則推力軸承體內潤滑油壓始終＜0.02 MPa。
（2）前軸承
進油孔原孔徑Φ25，第一次減小到Φ9.5，一次調整到位。
調整的效果為在額定轉速下，前軸承金屬溫度與潤滑油進油溫度的溫差，調整前＜8～10℃，調整后＜25℃。母管潤滑油壓＞0.15 MPa時，前軸承進油壓力，調整前＞0.1 MPa，調整后約為0.06 MPa。
（3）后軸承
進油孔原孔徑Φ25，第一次減小到Φ13.5，第二次減小到Φ11。
調整的效果，在額定轉速下，后軸承金屬溫度與潤滑油進油溫度的溫差，調整前＜8～10℃，調整后＜12℃。母管潤滑油壓＞0.15 MPa時，后軸承進油壓力，調整前＞0.1 MPa，調整后約為0.08 MPa。
后軸承的金屬溫度與潤滑油進油溫度的溫差未調整到25℃，根據計算數據，后軸承軸徑大，摩擦耗功幾乎是前軸承的一倍。今前軸承進油孔徑為Φ9.5，則后軸承的進油孔徑無論如何也不應＜Φ11。唯一的解釋應該是前軸承靠近高溫區，一部分潤滑油用於冷卻由汽機高溫區傳過來的熱量，而後軸承卻沒有這個額外的負載。
通過以上的調整，給水泵小汽機控制油壓已提升到0.8 MPa以上，盤車油壓也達到了設計值0.55 MPa。油系統油壓已滿足給水泵小汽機起動與正常運行的要求。
2.2 汽封蒸汽系統改進
與國內大多數300 MW機組一樣，合肥二電廠給水泵汽機使用的汽封蒸汽也來自主機系統。所不同的是，ABB公司的機組軸封系統使用的汽封蒸汽壓力為3～4 kPa，給水泵汽機汽封進汽管道疏水改接到主機軸封冷卻器。
通過上述的系統改進，在該廠運行的給水泵汽機沒有發現汽封蒸汽從汽封進汽管路短路到真空疏水擴容器的情況，也沒有發現汽封噴汽污染潤滑油的跡象。
3 幾個問題的討論
3.1 油壓調整
主油泵與備用油泵出口不設置隔離閥。杭州汽輪機廠設置這個隔離閥是根據美國石油協會標準API614的要求。這是石化系統的要求，電力部門不必照搬。不設置隔離閥可以提高控制油壓與盤車油壓（該閥的壓差為0.03～0.05 MPa）。
主給水泵、前置泵與齒輪箱的潤滑油耗量，泵廠給出的數量為：主給水泵5 m3／h，齒輪箱6 m3／h，前置泵0.4 m3／h，總耗油量11.4 m3／h。這是計算值，以軸承瓦溫與油溫的溫差為30℃作為計算依據。實際運行中，軸承瓦混與油混的溫差只有8～10℃，因此泵的實際耗油量當在20～30 m3／h。如果在保證軸承金屬溫度不超過70℃前提下，調整軸承潤滑油耗量，可以進一步提高控制油壓與盤車油壓．
3.2 盤車裝置
由於給水泵汽機所驅動的主給水泵在轉速降到零時，容易因臟物沉澱或泵體變形而被卡住，即使用功率為幾百k W的盤車裝置也盤不動。如果汽泵停機時，在轉速降到600 r／min時就起動盤車裝置，將有利於避免上述問題，這是採用油渦輪高速盤車裝置的優點。
製造廠提供的主給水泵的最低盤車轉速為120r／min。如果要檢查給水泵汽機與給泵的內部摩擦情況，則盤車轉速最好應在200 r／min以下。所以最佳盤車轉速應為120～200 r／min。實際運行中，在啟動給水泵汽機盤車裝置時，為了取得最大的盤車力矩，將盤車油管路上的電動閥全開，在最大盤車力矩作用下，給水泵小汽機帶著主給水泵，前置泵與齒輪箱一起的盤車轉速約300～400r／min。如果運行中調整盤車轉速至120～200 r／min，將有利於提高油系統壓力。
4 結論
（1）改進后的油系統能協調工作，給水泵汽機在合肥二電廠能滿足機組運行的要求。盤車力矩足夠自動起動給水泵小汽機與主給水泵以及前置泵，毋需手動盤車裝置助力，主給水泵在調試第一年中也未發生卡死問題。
（2）採用較低壓力的汽封蒸汽，同時將給水泵小汽機汽封蒸汽管道的疏水接地主機軸封冷卻器，將有利於降低操作強度，消除汽封噴汽，從而防止油系統進水。
