2)蜗壳式超临界机组给水泵允许有较大的分水角间隙，而不影响泵的水力性能。从水力学角度看，减小了泵在非设计流量时的不稳定性，其产生的压力脉动级也低。

3)蜗壳内喉部隔舌可减小高速液体的冲蚀，并减轻磨蚀损坏后的影响。

4)试验表明，蜗壳式超临界机组给水泵对蜗室内叶轮位置的轴向偏移并不特别敏感。这与多级导叶式扩散的多级泵比，也是一个优点。

5)超临界机组给水泵泵芯是由上、下两个完全相同的铸造的半蜗壳组成，只需要用轻载荷螺栓把紧，所以很容易拆卸和组装。与节段式多级泵相比，装配检修时间较短。

6)双蜗壳对称设计提供了可将转动部件(转子)的挠曲偏差，加到下部蜗壳上的可能性，因为泵轴是在挠曲状态下运行的。这样就可保证所有的转动间隙保持必要的同心性，提高了高速泵运行的可靠性。

7)所有的转动部件整体组装高速动平衡后，不需拆卸转子零件，直接放人下蜗壳内，然后即可装配上蜗壳，保证精度，省时可靠。

8)在紧急情况下，转子部件可以迅速从蜗壳内吊出并装上备用转子。且径向、轴向间隙易于测量，维修容易且时间短。

9) 图1—13示出叶轮布置方式。蜗壳式内泵转子上的叶轮是采用背靠背相对放置的，其结果使泵在运行中产生的水推力(即轴向力)得以自相平衡，并且首级叶轮采 用双吸叶轮，而不需要采用一个小间隙、高压降的易于产生事故的平衡装置(如平衡盘或平衡鼓)。考虑残余轴向力的存在和转子的轴向定位，而设置了承载能力相 对低的推力轴承，这样使给水泵有较高的安全系数。

10)因为轴向推力通过相对布置的叶轮组达到了平衡，泵的******压力通过转动间隙集中在转子中心部位和吐出侧壁，这些压力约为总压头的50％；而转动间隙是均匀的，每单位长度的压降相等。因此在正常磨损时，小的区域内不会有大的压降，即所有间隙中磨损机会均等，故保证了泵的平稳运转。
11)由于蜗壳式内超临界机组给水泵是由上、下完全对称的两个半蜗壳组成(图l一14)，蜗形隔舌成180。精确定位。泵在运行中产生的径向力得以自相平衡，增强了转子运行的稳定性。
12)采用背靠背叶轮的蜗壳式超临界机组给水泵，可在转速6000～10000r／min下可靠运行，进而满足了超临界、超超临界火电机组对超高压给水泵(一般出口压力在29～40MPa)的需要。
13)抑制蜗壳式内泵压力脉动的设计。在多级泵水力设计中，旋转叶轮的叶片和静止压力扩散器(如节段式泵的导叶和蜗壳泵的隔舌)之间的间隙，一定要加以选择，使泵的压力脉动幅度为最小。试验及实际运行表明，足够的叶轮出口与扩图1—14径向力自动平衡散器的间隙，是为了确保防止较大的压力脉动而导致泵的振动或材料的疲劳损坏。

压力脉动量是泵的压头和分水角问隙的一个函数。对于一个高扬程、高转速的泵，需要一个较大的分水角间隙，蜗壳式多级泵与节段式多级泵相比，更易于实现。
大东海的超临界机组给水泵具有如下设计特点：①叶片数全部采用奇数，叶轮采用精密铸造。②叶轮叶片端部在吸人口和吐出口准确布置(即精确的节距)。③叶轮吐出口 面积的精确控制。④叶片端部在叶轮边缘处的精确过渡(即对叶片要进行修正)。⑤叶轮在泵轴上交错安装。⑥上、下蜗壳之间成180。精确定位，并在泵轴向水 平中心两边对称。⑦双涡室的过水断面积精确对称。⑧根据压力脉动等级，正确控制分水角间隙。⑨转子部件的合理安装，使叶轮在蜗壳内旋转具有同心性。⑩叶轮前后密封环整体铸造。
14)平衡机构。超临界机组给水泵在运行中产生的轴向推力，必须加以平衡，才能保证转子的轴向定位并稳定运行。对于并列布置叶轮的转子，需要设计平衡装置，一般采用平衡盘或平衡鼓结构。德国KSB公司生产的CHT系列给水泵，采用的是双平衡鼓+推力轴承；瑞士suLzER(苏尔寿)公司的HPT系列给水泵，采用的是平衡鼓+推力轴承。虽然平衡鼓机构与平衡盘结构比，有平衡灵敏等优点，但仍存在密封间隙小，水力效率低、易于产生故障的缺点。大东海的超临界机组锅炉给水泵，转子上的叶轮是相对布置的，同时首级采用双吸叶轮，泵运行中产生的轴向力得以自动平 衡，而不需要设置易于产生故障的平衡装置。在非驱动端设计一个承载能力较低的推力轴承，这种结构的高压给水泵，在高温、高压(或超高压)及频繁起停的情况 下，是平稳可靠的。特别是对超临界和超超临界大容量的超临界机组锅炉给水泵，其优势是显而易见的。
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