chapter10泵与风机的运行讲义

第十章泵与风机的运行
1.本章教学提纲：
一、管路特性曲线及工作点: 泵与风机的性能曲线，只能说明泵与风机自身的性能，但泵与风机在管路中工作时，不仅取决于其本身的性能，而且还取决于管路系统的性能，即管路特性曲线.
二、泵与风机的联合工作：当采用一台泵或风机不能满足流量或能头要求时，往往要用两台或两台以上的泵与风机联合工作。

泵与风机联合工作可以分为并联和串联两种。

三、运行工况的调节：泵与风机运行时，由于外界负荷的变化而要求改变其工况，用人为的方法改变工况点则称为调节。

工况点的调节就是流量的调节，而流量的大小取决于工作点的位置，因此，工况调节就是改变工作点的位置。

通常有以下方法，一是改变泵与风机本身性能曲线；二是改变管路特性曲线；三是两条曲线同时改变。

四、运行中的主要问题：
（1）泵与风机的振动：汽蚀引起振动，旋转失速(旋转脱流)引起振动，机械引起的振动（2）噪声
（3）磨损
2.本章基本概念：
一、管路特性曲线：管路中通过的流量与所需要消耗的能头之间的关系曲线
二、工作点：将泵本身的性能曲线与管路特性曲线按同一比例绘在同一张图上，则这两条曲线相交于某一点，该点即泵在管路中的工作点。

三、泵与风机的并联工作：并联系指两台或两台以上的泵或风机向同一压力管路输送流体的工作方式，并联的目的是在压头相同时增加流量。

四、泵与风机的串联工作：串联是指前一台泵或风机的出口向另一台泵或风机的人口输送流体的工作方式，串联的目的是在流量相同时增加压头。

3.本章教学内容：
第一节管路特性曲线及工作点
泵与风机的性能曲线，只能说明泵与风机自身的性能，但泵与风机在管路中工作时，不仅取决于其本身的性能，而且还取决于管路系统的性能，即管路特性曲线。

由这两条曲线的交点来决定泵与风机在管路系统中的运行工况。

一、管路特性曲线
现以水泵装置为例，如右图所示，泵从吸人容
器水面A—A 处抽水，经泵输送至压力容器B—B，
其中需经过吸水管路和压水管路。

下面讨论管路特
性曲线。

管路特性曲线，就是管路中通过的流量与
所需要消耗的能头之间的关系曲线。

确定单位重量
流体从吸人容器输送至输出容器所需的能头，列出
断面A—A 与1—1 的伯诺利方程为
断面2—2 与B—B 的伯诺利方程为
两式联立后得
左端就是泵或风机在运行状态下所提供的总能头，右端是管路系统为输送液体所消耗的总能头，通称为管路阻力，以H 表示。

因此：
式中P B、P A—需克服的吸人容器与输出容器中的压头差，m；
H t—流体被提升的总高度，m；
h w—输送流体时在管路系统中的总能头损失，m。

近代高参数设备中，输出容器内流体的压力随工况而变化，如直流锅炉、除氧器的滑压运行等。

此处仅讨论定压运行时流体所消耗的总能头。

上式中的前两项均与流量无关，故称其和为静压头，用符号H st表示。

而管路系统中
阻力损失，从流体力学知道，与流量平方成正比，故可写为
对于某一定的泵与风机装置而言，ψ为常数，h w与q v为二次抛物线关系。

因此，式(6—4a)又可写成如下形式：
上式是泵的管路特性曲线方程。

可见，当流量发生变化时，阻力H c也要发生变化。

对于风机，因气体密度很小，H t形成的气柱压力可以忽略不计，又因送风机是将空气
送人炉膛，引风机是将烟气排人大气，都接近大气压，故风机的管路特性曲线方程可近似认
为
因此可看出，管路特性曲线是一条二次抛物
线，此抛物线顶点水泵位于，而风机为一条过原
点的二次抛物线，如图6—2 所示。

二、工作点
将泵本身的性能曲线与管路特性曲线按同一
比例绘在同一张图上，则这两条曲线相交于M 点，
M 点即泵在管路中的工作点(图6—3)。

该点流量
为q VM，总扬程为H M，这时泵产生能量等于流体
在管道中克服的阻力，所以泵在M 点工作时达到
能量平衡，工作稳定。

如果水泵不在M 点工作，而在A 点工作，此
时泵产生
的能量是H A，由右图可知，在q vA流量下通过管路
装置所需要的能量则为H A＇，而H A> H A＇，说明流
体的能量有富裕，此富裕能量将促使流体加速，流
量则由q vA增加到q vM，只能在M 点又重新达到平
衡。

同样，如果泵在B 点工作，则泵产生的能量是H B。

，在q vB流量下通过管路装置所需要的能量是H B＇，而H B< H B＇，由于泵产生的能量不足，以致使流体减速，流量q vB减少至q VM，这时工作点必然移到M 点方能平衡。

因此，可以看出，只有M 点才是稳定工作点。

流体在管路中流动时，都是依靠静压来克服臂路阻力的，尽管风机输送的是气体，并有压
缩性，导致流速变化较大，但克服阻力仍靠静压，因此其工作点是由静压性能曲线与管路特性曲
线的交点M 来决定的，如图6—4 所示。

风机工作时出口动压若直接排人大气，则全部损失掉了。

若在出口管路上装设扩散器，
则可将一部分风机出口动压转变为静压，此静压也可用来克服管路阻力，从而提高风机的经济性。

当泵或风机性能曲线与管路特性曲线无交点时，则说明这种泵或风机的性能过高或过低，不能适应整个装置的要求。

某些泵或风机具有驼峰形的性能曲线，如图6—5 所示，K 为性能曲线的最高点。

若泵
或风机在性能曲线的下降区段工作，如在M 点工作，则运行是稳定的。

但是，若工作点处于
泵或风机性能曲线的上升区段工作，如A 点，粗看似乎也能平衡工作，但实际上是不稳定的，稍有干扰(如电路中电压波动、频率变化造成转速
变化、水位波动，以及设备振动等)，A 点就会移动，这是
因为当A 点向右移动时，泵或风机产生的能量大于管路装
置所需要的能量，从而流速加大，流量增加，工作点继续
向右移动，直到M 点为止才稳定运转；当A 点向左移
动时，泵或风机产生的能量小于管路装置所需要的能量，
则流速减慢，流量降低，工作点继续向左移动，直到流量
等于零无输出为止。

这就是说一遇干扰，A 点就会向右或
向左移动，而且再也不能回复到原来的位置A 点，故A
点称为不稳定工作点。

如果泵或风机的性能曲线没有上升区段，就不会出现工作的不稳定性，因此泵或风机应当设计成性能曲线只有下降形的。

若泵或风机的性能曲线是驼峰形的，则工作范围要始终保持在性能曲线的下降区段，这样就可以避免不稳定的工作。

具有驼峰形的性能曲线，通以最大总扬程，即驼峰的最高点K 作为区分稳定与不稳定的临界点，K 点左侧称为不稳定工作区域，右侧称为稳定工作区域，在任何情况下，都应该使泵或风机保持在稳定区工作。

风机的不稳定工作不仅表现在风机的流量为零，而且可能出现负值(倒流)，工作点交
替地在第一象限和第二象限内变动。

这种流量周期性地在很大范围内反复变化的现象，通
常称为喘振(或称飞动)。

关于喘振的问题，将在后面介绍。

第二节泵与风机的联合工作
当采用一台泵或风机不能满足流量或能头要求时，往往要用两台或两台以上的泵与风
机联合工作。

泵与风机联合工作可以分为并联和串联两种。

一、泵与风机的并联工作
并联系指两台或两台以上的泵或风机向同一压力管路输送流体的工作方式，如图6—6
所示。

并联的目的是在压头相同时增加流量，并联工作多在下列情况下采用：
(1)当扩建机组，相应的需要流量增大，而对
原有的泵与风机仍可以使用时；
(2)电厂中为了避免一台泵或风机的事故影响
主机主炉停运时；
(3)由于外界负荷变化很大，流量变化幅度相
应很大，为了发挥泵与风机的经济效果，使其能
高效率范围内工作，往往采用两台或数台并联工作，以增减运行台数来适应外界负荷变化的要
求时。

热力发电厂的给水泵、循环水泵、送风机、引风机等常采用多台并联工作。

并联工作
可分为两种情况，即相同性能的泵与风机并联和不同性能的泵与风机并联，通常以相同性能的
泵与风机并联为多，故现以相同性能的泵与风机并联泵为例介绍并联工作的特点。

(一)同性能(同型号)泵并联工作
图6—6 为两台泵并联工作时的性能曲线。

图中曲线I、Ⅱ为两台相同性能泵的性能曲线，Ⅲ为管路特性曲线，并联工作时的性能曲线为I+Ⅱ，它是将单独的性能曲线的流量在
扬程相等的条件下迭加起来而得到的。

再画出它们的输送管路特性曲线Ⅱ，从而得与泵并联性
能曲线的交点M，即为并联时的工作点，此时流量为q VM，扬程为H M。

为了确定并联时单个泵的工况，由M 点作横坐标平行线与单泵(即I 或Ⅱ)的特性曲线交于B 点，即为每台泵在并联工作时的输出流量工况点。

B 点也就决定了并联时每台泵的工作参数，
即流量为q vB，扬程为H B。

并联工作的特点是：扬程彼此相等，总流量为每台泵输送流量之和，即q VM=2q vB。

并联前每一台泵的参数与并联后每一台泵的参数比较：未并联时泵的单独运行时
的工作点为C(q Vc, H c)，而并联的每台泵的工作点为B(q vB，H B)，由图6—6 可看出：
这表明：两台泵并联时的流量等于并联时的各台泵流量之和，显然与各台泵单独工作时相比，则两台泵并联后的总流量q VM小于二台泵单独工作的流量q Vc的2 倍，而大于一台泵单
独工作时的流量q Vc。

并联后每台泵工作的流量q vB较单独时的q Vc较小，而并联后的扬程却
比一台泵单独工作时要高些。

这是因为输送的管道仍是原有的，直径也没增大，而管道摩擦损
失随流量的增加而增大了，从而阻力增大，这就需要每台泵都提高它的扬程来克服这增加的阻
力水头，故H M大于Hc，流量q vB就相应的小于qvc。

在选择电动机时应注意，如果两台泵长期并联工作，应按并联时各台泵的最大输出流
量来选择电动机的功率，即每台泵的流量应按q vB＝0.5 q VM来选择而不以q Vc来选择，使其
在并联工作时在最高效率点运行。

但是，由于并联的台数有的是随扩建递增的，事先很难定出
其多台并联工作下的分配流量，从而导致选择容量过大在扩建后并联运行效率降低。

若考
虑到在低负荷只用一台泵运行时，为使电动机不致于过载，电动机的功率就要按单独工作
时输出流量q Vc的需要功率来配套。

并联工作时，管路特性曲线越平坦，并联后的流量就越接近单独运行时的2 倍，工作就越
有利。

如果管路特性曲线越陡，陡到一定程度时仍采取并联是徒劳无益的。

若泵的性能曲线越
陡时，并联后的总流量q VM反而就越小于单独工作时流量q Vc的2 倍，因此为达到并联后增
加流量的目的，泵的性能曲线应当陡一些为好。

从并联数量来看，台数愈多，并联后所能增加
的流量越少，即每台泵输送的流量减少，故并联台数过多并不经济。

二、泵与风机的串联工作
串联是指前一台泵或风机的出口向另一台泵或风机的人口输送流体的工作方式，串联
工作常用于下列情况：
(1)设计制造一台新的高压的泵或风机比较困难，而现有的泵或风机的容量已足够，只
是压头不够时。

(2)在改建或扩建的管道阻力加大，要求提高扬程以输出较多流量时。

串联也可分为两种情况，即相同性能的泵与风机串联和不同性能的泵与风机串联，现
以水泵串联为例，介绍串联工作的特点。

（一）相同性能的泵与风机串联
如图6—8 所示，曲线I、Ⅱ分别为两台泵的性能
曲线。

串联性能曲线I+Ⅱ是将单独泵的性能曲线的扬
程是在流量相同的情况下把各自的扬程迭加起来得到
的。

它与共同管路特性曲线Ⅲ相交于M 点，该点即为
串联工作时的工作点，此时流量为q VM，扬程为H M。

过M 点作横坐标的垂直线与非并联时单独泵的性能曲
线交于B 点，即为每台泵串联工作后各自的工作点，
此时流量为q vB，扬程为H B。

串联工作的特点是流量彼此相等，总扬程为每台
泵扬程之和，即H M＝2H B
串联前每台泵的参数与串联时每台泵的参数的比较：
串联前每台泵的单独工作点为C((q Vc, H c)，而串联的
每台泵的工作点为B(q vB，H B)，由图6—8 可以看出：
这表明，两台泵串联工作时所产生的总扬程H M小于泵单独工作时扬程H c的2 倍，而大于串联前单独运行的扬程H c，且串联后的流量也比一台泵单独工作时大了，这是因为泵串联后一方面扬程的增加大于管路阻力的增加，致使富裕的扬程促使流量增加。

另一方面流量的增加又使阻力增大，抑制了总扬程的升高。

当两泵串联时，必须注意的是后一台泵是否承受升压，故选择时要注意泵的结构强度。

启动时，要注意各串联泵的出口阀都要关闭，待启动第一台泵后，再开第一台泵的出水阀门，然后再启动第二台泵，再打开第二台泵的出水阀向外供水。

风机串联的特性与泵相同，但几台风机串联运行的情况不常见，且因在操作上可靠性差，故不推荐采用。

(二)两台不同性能泵串联工作
如图6—9 所示，I，Ⅱ分别为两台不同性能泵的性能曲
线，Ⅲ为串联运行时的串联性能曲线，串联性能曲线的画法
是在流量相同的情况下，将扬程加起来。

串联后的运行工况
是按串联后泵的性能曲线与管道性能曲线的交战确定的。

图6—9 中表示三种不同陡度的管路特性曲线1、2、3。

当泵在第一种管路中工作时，工作点为M1，串联运行
时总扬程和流量都是增加的。

当在第二种管路中工作时，工
作点为M2，这时流量和扬程与只用一台泵(Ⅰ)单独工作时的
情况一样，此时第二台泵不起作用，在串联中只耗费功率。

当在第三种管路中工作时，工作点为M3，这时的扬程和流
量反而小于只有I 泵单独工作时的扬程和流量，这是因为
第二台泵相当于装置的节流器，增加了阻力，减少了输出流
量。

因此，M2点可以作为极限状态，工作点只有
在M2点左侧时才体现串联工作是有利的。

三、相同性能泵联合工作方式的选择
如果用两台性能相同的泵运行来增加流量时，
采用两台泵并联或串联方式都可满足此
目的，但是，究竟哪种方式有利，要取决于管路
特性曲线，如图6—10 所示。

图中I 是两台泵单独
运行时的性能曲线，Ⅱ是两台泵并联运行时的性能曲线，Ⅲ是两台泵串联运行时的性能曲线。

图6—10 中又表示了三种不同陡度的管路特性曲线1、2 和3。

其中管路特性曲线3 是这两种运行方式优劣的界线。

管路特性曲线2 与并联时的性能曲线Ⅱ相交于A2，与串联时的性
能曲线Ⅱ相交于A2＇，由此看出，并联运行工作点A2的流量大于串联运行工作点的流量
A2＇，即q vA2> q vA2＇；另一种情况，管路特性曲线1 与串联时的性能曲线Ⅲ相交于B2，与并联时的性能曲线Ⅱ相交于B2＇，此时串联运行工作点B2的流量大于并联运行工作点B2＇的流量，即q vB2> q vB2＇所以，管路系统装置中，若要增加泵的台数来增加流量时，究竟采用并联
还是串联应当取决于管路特性曲线的陡、坦程度，这是选择并联还是串联运行时必须注意的问题。

如图中当管路特性曲线平坦时，采用并联方式增大的流量大于串联增大的流量，由此可见在并联
后管路阻力并不增大很多的情况下，一般采用并联方式来增大输出流量。

第三节运行工况的调节
泵与风机运行时，由于外界负荷的变化而要求改变其工况，用人为的方法改变工况点则称
为调节。

工况点的调节就是流量的调节，而流量的大小取决于工作点的位置，因此，工况调节
就是改变工作点的位置。

通常有以下方法，一是改变泵与风机本身性能曲线；二是改变管路特
性曲线；三是两条曲线同时改变。

改变泵与风机性能曲线的方法有变速调节、动叶调节和汽蚀调节等。

改变管路特性曲
线的方法有出口节流调节。

介于二者间的有进口节流调节，现分别介绍如下：
一、节流调节
节流调节就是在管路中装设节流部件(各种阀门，挡板等)，利用改变阀门开度，使管路
的局部阻力发生变化来达到调节的目的。

节流调节又可分为出口端节流和吸人端节流两种。

多采用出口端调节。

将节流部件装在泵或风机出口管路上的调节方法称为出口端节流调节，如图6—11 所示。

阀门全开时工作点为M，当流量减少时，出口
阀门关小，损失增加，管路特性曲线由I 变为I＇，
工作点移到A 点。

若流量再减小，出口阀门关得更
小，损失增加就更大，管路特性曲线更趋向陡开。

工作点为M 时，流量为q VM，能头为H M。

减小
流量后能头为q VA。

由图看出，减小流量后附加的节
流损失为△h j＝H A-H B，相应的消耗功率为
很明显，这种调节方式不经济，而且只能在小
于设计流量范围内调节。

但这种调节力法可靠、简
单易行，故仍广泛的应用于中小功率的泵上。

用改变安装在进口管路上的阀门的开度来改变输出流量，称为人口端节流调节。

它不仅改
变管路的特性曲线，同时也改变了泵与风机本身的性能曲线，因流体进入泵与风机前，流体压
力已下降或产生预旋，使性能曲线相应的发生变化。

虽然入口端节流损失小于出口端节流损失，但由于入口节流调节会使进口压力降低，对于泵来说有引起汽蚀的危险，因而入口端调节仅在风机上使用，水泵则不采用。

二、入口导流器调节
离心式风机通常采用人口导流器调节。

常用的导流器有轴向导流器、简易导流器及径
向导流器，如图6—13 所示。

入口导流器调节原理见图6—14，若改变绝对速度v1的方向，即改变了v1与圆周速度u1 的夹角α1，则v lu及v lm同时发生变化，v lm的改变必然使流量发生变化；而v lu的变化，将使理论全压p 发生变化，其能量方程式为
当导流器全开时，气流无旋绕的进入叶道；此时v lu＝o，转动导流器叶片，便产生预旋，v lu加大，且与u1为同方向，故使压头p 降低了。

也就是使图6—15 中的性能曲线向下移，从而使运行工况点往小流量区移动，流量减小。

对4—13．2(73)型锅炉送引风机，经分
析计算得出，当流量调节范围在最大流量的
60％～90％时，轴向导流器可比出口端节流调节节约功率约15％～24％，简易导流器可节约功率约8％～13％。

三、汽蚀调节
通常泵的运行不希望产生汽蚀，但凝结水泵却利用泵的汽蚀特性来调节流量，实践证明，采用汽蚀调节对泵的通流部件损坏并不严重，相反地，可使泵自动地调节流量，减少运行人员，降低水泵耗电约30％～40％，故在中小型发电厂的凝结水泵上已被广泛采用。

凝结水泵的汽蚀调节，就是把泵的出口调节阀全开，当汽轮机负荷变化时，借凝汽器热井水位的变化引起汽蚀来调节泵的出水量，达到汽轮机排汽量的变化与泵输水量的相应变化自动平衡。

如图6—16 中，泵的倒灌高度H g，即为设计工况下，泵不发生汽蚀的最小高度，这时的工作点如图6—17 中的A 点，当汽轮机的负荷减少时，排汽量也减少，但水泵出水量还未减少，凝汽器水位倒灌高度不能维持H g而要降低，这时水泵便产生汽蚀，水泵的性能曲线骤然下降，而管路特性曲线几乎不变，于是泵的工作点位移至A1出水量减少到
新的H g下再平衡运行。

如汽轮机负荷继续减少，则排汽量继续减少，汽蚀程度加重，出水量继续减少，再在新的工作点平衡运行，如图6—17 中的A1，A2，A3，…，而相应的流量分别为qv1，qv2，q v3，…。

反之，当汽轮机负荷增加时，排汽量增加，以凝汽器水位倒灌高度增大，输出水量增加，返复到新的工作点平衡运行。

以上就是泵的汽蚀调节原理。

为了使泵在采用汽蚀调节时，汽蚀情况不致太严重，确保泵运行的稳定性，则在汽蚀调节时应注意：凝结水泵的性能曲线与管路特性曲线的配合要适当，泵的出口压力不应过份大于管路所需克服的阻力，即管路特性稍平坦为好，对于泵的性能曲线也宜乎坦型，以便负荷变化时有较大的流量变化范围。

如汽轮机负荷经常变化，特别是长期在低负荷下运行时，采用汽蚀调节会使泵的使用寿命大大降低，为此可考虑开启凝结水泵的再循环门，让部分凝水返回凝汽器热井，使热井水位不致过低，以减少汽蚀程度。

可以汽蚀调节的水泵，因其叶轮容易损坏，因此，必须采用耐汽蚀的材料。

四、变速调节
变速调节是在管路特性曲线不变时，用变转速来改变泵与风机的性能曲线，从而改变它们的工作点，如图6—18 所示。

因而变转速后的性能可通过比例定律求出：
变速调节的主要优点是大大减少附加的节流损失，
在很大变工况范围内保持较高的效率。

但变速装置及变
速原动机投资昂贵，故一般中小型机组很少采用。

而现
代高参数大容量电站中，泵与风机常采用变速调节。

电厂中通常采用变速调节的方法有：直接变速：交流电动机变速，小汽轮机变速；间接变速：液力联轴器变速，油膜滑差离合器变速，电磁滑差离合器变速等。

五、可动叶片调节
大型的轴流式、混流式泵与风机采用可动叶
片调节日益广泛。

可动叶片调节，即动叶安装角
可随不同工况而改变，这样使泵与风机在低负荷时
的效率大大提高，如图6—19 所示，是根据试验
结果绘出的轴流泵工作参数与叶片安装角之间
的关系曲线。

由图6—19 看出，当叶片安装角增
大时，性能曲线的流量、扬程、功率都增大，反
之都减小。

因而启动时可减小安装角以降低启动
功率。

改变叶片的安装角时效率曲线也有变化，
但在较大流量范围内几乎可保持较高效率，而且
避免了采用阀门调节的节流损失，所以这种调节
方式经济性很高。

当然，在流量较小区内，效率
曲线的最高点会有所降低。

目前大型轴流式泵与风机几乎都采用可动
叶片调节，如我国300MW 机组配套用的50—
ZlQ—50 型轴流式循环泵。

西德威海尔电厂707MW 机组配套的轴流式送、引风机均为可动叶片调节。

可动叶片调节机构是泵与风机的重要部分。

常用液压式调节，调节过程是负荷变化时由锅炉发出指令，通过附属的伺服机构调节叶片。

第五节现代高压锅炉给水泵的运行特点
随着汽轮发电机组容量的增大，发电厂辅机运行的经济性也愈加受到重视，国外大机组上已普遍采用除氧器滑压运行，成为提高大机组热经济性的重要措施之一。

我国在国产300MW 机组上已采用，200MW 机组上也有采用的。

一、防止给水泵汽化
变工况滑压运行除氧器内的压力、水温，以及给水泵人口水温的变化是不一致的从而引起除氧器除氧效果变坏和给水泵汽蚀问题，在机组负荷变化缓慢时产生的影响并不大。

但当机组负荷剧烈变化时问题就变得极为严重。

除氧器滑压运行后出现的问题是除氧器内压力和温度的动态变化不一样，压力变化较快，水温变化则慢。

当机组负荷突然升高时，除氧器内水温随进汽压力的升高而上升远远滞后于压力的升高，这将使给水泵的运行更为安全；但当机组负荷突然下降时，水温的降低又滞后于压力的降低，致使泵内的水发生汽化。

在降压下，虽因水箱中出现自沸腾，有助于除氧效果的提高，然而进入泵的水温却不能及时降低，使泵人口压力由于除氧器压力的下降而下降，于是就出现了泵人口压力低于泵人口水温所对的饱和压力，导致水泵汽化，尤其是在满负荷下甩全负荷时此问题更严重。

二、暖泵
随着机组容量的增加，锅炉给水泵启动前暖泵已成为最重要的启动程序之一。

高压给水泵无论是冷态或热态下启动，在启动前都必须进行暖泵。

如果暖泵不充分，将由于热膨胀不均，会使上下壳体出现温差而产生拱背变形。

在这种情况下一旦启动给水泵，就可能造成动静部分的严重磨损，使转子的动平衡精度受到破坏，结果必然导致泵的振动，并缩短轴封的使用寿命。

采用正确的暖泵方式，合理的控制金属升温和温差，是保证给水泵平稳启动的重要条件。

暖泵方式分为正暖(低压暖泵)和倒暖(高压暖泵)两种形式。

在机组试启动或给水泵检修后启动时，一般采用正暖，即顺水流方向暖泵，水由除氧器引来，经吸人管进泵，由进水段及出水段下部两个放水阀放水至低位水箱(而高压联通管水阀关闭)。

如给水泵处于热备用状。