某公司的80万t/a加氢裂化是我国国产化炼油深度加工装置。该装置有两台大型高压进料泵(其中一台备用)将原料油(蜡油)从0.15MPa进口压力升至10MPa左右的出口压力，进入加氢反应系统进行反应。两台高压多级泵中，一台为A泵,7级叶轮，设计流量126.8m3/min，扬程2254m，转速5000r/min;另一台为B泵,5级叶轮，叶轮直径293mm，叶轮叶片数Zl=6，导叶叶片数Z2=9，设计流量126.8m3/h，扬程2256m，转速5814r/min。两泵基本呈对称布置，出口管线各自经过孔板流量计、单向阀、手动阀、电动调节阀后于空间汇合，然后经过很长的主管线和阀组进入反应系统。管线布置如图1所示，泵出口至反应器管线总长度为140m。 B泵安装后，自第一次带负荷试车开始，管线和阀门系统出现很大振动，由于泵输送的蜡油是易燃物料，一旦管系振裂，其后果将十分严重。因此，解决B泵运行时管系的振动问题对保证装置安全生产是十分重要的。
为了诊断B泵运行中的管系振动问题，两泵作了试车情况比较。当A泵运行时，泵体和管线振动很小，泵排出口压力表指示值为18.8MPa，表头指针摆动不明显，流量表指针仅有微小摆动。当切换至B泵后，无论在小流量工况或是满负荷运行，排出管线均表现很大的振动，电动阀处的振动位移量为0.8mm，管线尾部振动位移量达1mm，振动速度值最高达10.3mm/s。振动表现时大时小，呈间歇性。观察压力和流量，出口压力表指示值为18.3MPa，指针摆动幅度为0.5-1MPa，吸入管线压力表指针摆动幅度为0.4Mpa；流量表指示值为100t/h，指针摆幅达6-10t/h。将反应器系统压力下降1MPa，观察管系振动情况，泵出口压力和流量脉动同正常运行工况相同，而管系振动情况并无好转。
图1
1、电动阀;2、手动阀;3、单向阀;4、孔板流量计；5、去小流量管线;6、 A泵;7、B泵;8、去反应器系统
为探索管线系统发生振动的原因，分别在振动较大的单向阀、电动调节阀、管线尾部和泵体上进行振动信号测试。另外，从压力表、流量表的指针作较大幅度摆动以及用听棒窃听管道中流体声的不均匀、不稳定迹象中，感觉到泵和管道内的流体可能存在较大的压力脉动，因此利用压力传感器直接测量管道内的压力脉动。信号用磁带记录仪和数据采集器记录，然后在频率分析仪上进行波形分析与频率分析。泵体靠电动机侧的轴承振动频谱见图2，其中幅值A较高的频率成分是泵的工频(97Hz)和电动机的转速频率（50Hz，100Hz)。
图3为泵出口端处轴承的振动频谱，图中幅值较高的成分是泵叶片的通过频率fz1(582Hz)和2fz1(1160Hz)。泵体由于支承刚性较好，振动并不大，轴承外壳的通频振幅为2.56mm/s。单向阀和电动阀的振动很大，其振动信号的波形图和频谱图如图4所示。图中主振动频率9Hz是单向阀和电动阀组系统的自振频率，由于流体间歇性冲击，振动波形幅值A时高时低，近似“拍”的形式。
管线尾部是振动最大的部位，该处由干管线上行，空间无法支承，因此在流体激发力作用下，振动很大。图5为管线尾部的振动波形与频谱，图中主振动频率为7Hz,当流体压力脉动对管尾进行间歇性冲击时，管尾频谱上7Hz左右的频率成分幅值突增。从时域波形图上可见，高频波高低起伏，周期性起伏的频率即为7Hz。经过计算机用有限元方法模拟计算，7Hz成分为管系某一阶的自振频率，而其中叠加的高频成分，可能是管尾阀件的自振频率。
为了弄清管系的振动是否由于流体的压力脉动引起，采用压力传感器直接对管道中的流体进行压力脉动测试与分析。流体压力脉动的大小可用压力不均匀度δ来表示:
图6是压力脉动的时域信号，图中高频波呈高低起伏，起伏波动的频率为7Hz，即管系的自振频率。波动幅度的最大值△P=Pmax- Pmin=147mV~176mV，平均压力的直流分量P0=5.5V,则压力不均匀度δ=0.027~0.032。观察泵出口压力表的指针摆动情况，在18.3MPa的平均压力下，指针摆幅为0.5~1MPa，所显示的压力脉动不均匀度也与图6得到的结果相同。
上面测得的压力脉动不均匀度数值显然太大，目前国内虽然还找不到离心泵这方面的标准，但参考往复式压缩机，一般限定排出管道的压力脉动不均匀度为δ=0.02~0.04。现在泵所输送的是不可压缩液体，其占值已接近压缩机管道系统规定的最大许用值，显然是不能允许的，正是这样高的压力不均匀度δ才引起管道很大的振动。当取压力不均匀度δ=0.027，平均压力P0=18.3MPa时，压力脉动的幅值(偏离平均压力的最大幅值)为:
这个脉动幅值当遇到直角弯头时，液流对转弯处管壁的冲击力如图7所示，图中流体对弯头作用的静力合力为:
管道的内径为132mm,流体脉动时，脉动压力对弯头的冲击力幅值为:
在每一管道转弯处作用了4777N的力，必然会引起管道很大的振动。另外，当流体遇到阀门或异径管等截面收缩的地方，也会产生很大的流体冲击力。流体压力脉动的同时会引起管道中流量的脉动变化。图8是将压力脉动信号与流量表输出的信号送入计算机，同时采样得到的脉动变化图形。图中Q是泵出口输出的总流量，Q1是进入反应系统的部分流量，另一部分较小流量返回到泵的前端设备。从图中看出，压力脉动和流量脉动变化的规律是一致的。当压力波处于峰值时，管道中的流体加速，造成流量瞬时增加;当压力波瞬时下降时，管道中流体减速，流量就瞬时下降。图中Q流量测点与测压点相对距离较近，两者变化的一致性较好。Q1测点在管系的末端，一方面远离测压点，另一方面还受小流量管线流量的影响，因此前后两个流量计的脉动变化一致性较差。上述压力和流量的脉动变化就会冲击管道，引起管系的很大振动。
为了探索泵产生压力脉动的原因，对采集到的压力脉动信号进行频率分析，其频谱如图9所示。图中经常出现的是3种主要频率成分:（1）5~10Hz频率成分常是占有最大峰值的主要成分，如上所述，这是管系的自振频率。（2）291Hz频率成分是泵转速频率的3倍，该泵叶轮叶片数Z1=6，导叶叶片数Z2=9，两种叶片的最大公约数产生了该脉动频率。（3）680Hz频率成分是泵转速频率的7倍，这一频率成分似乎与泵的工频及管系的自振频率的联合作用相关。
根据两泵试车情况比较以及管线振动和压力脉动的测试分析结果，提出了如下诊断意见:
（1）管线振动的激发源来自B泵，并非管线的设计问题，因为基本为对称布置的A泵运行时，吸入管和排出管线均不振。而B泵运行时，不仅排出管线振动剧烈，而且A,B两泵并联在一起的吸入管线都有很大振幅，显然这并不是机械振动的传递，而是流体压力脉动传递的结果。
（2）流体的压力脉动是引起管线振动的直接原因，由于压力脉动，在很长管线的各个转弯处、截面变化处产生了流体冲击，冲击力激发管线和阀门的自振频率。在管线尾部主要激起1Hz和5~10Hz左右的低频自振频率，在电动阀和单向阀处主要激起9Hz的自振频率。
（3）B泵运行时产生流体压力脉动的原因，是与泵的设计有关。根据资料介绍，为使叶片泵导叶上产生的不稳定力降低，必须使叶轮叶片数Z1和导叶叶片数Z2互为质数；同时为保证叶片频率下的压力脉动幅度为最小，还要满足Z1和2Z2互成质数的条件，现在该泵的Z1和Z2并不互成质数,Z1和2Z2更不成质数关系，Z1和Z2最大公约数为3，因此在压力脉动信号中产生了3X97 = 291Hz的频率成分。叶片和导叶存在公约数为3，意味着有3个叶片同时对应着3个导叶，使流出叶轮叶道各出口点处的流速和压力很不均匀，流体冲击在导叶上，将产生一个较强的交变作用力。另外，叶轮出口处不均匀的流速在导叶上形成较严重的边界层和分离漩涡，导致流体流出泵以后产生压力脉动。B泵引起管线振动的另外一个可能因素是出口压力偏低，泵的性能曲线平坦，压力脉动容易引起流量的波动，流量波动加剧对管壁的冲击力，从而产生较大的管系振动。
从管系振动故障的诊断结论中，确认振动源来自B泵本身，而非管系。因此建议重新修改泵的设计，即对转子和静子部件进行改造，具体措施大致包括如下两个方面：
(1)改变叶轮叶片数，将Z1从6片改为7片，并参考A泵参数，精心设计流道的各个部分，以便从根本上消除流体的压力脉动。
(2)提高泵的出口压力，将出口压力从原来的18.3MPa升高到21.3MPa，从而大大增加了流体在管中的推动力，减缓了流量的波动。
B泵经过改造后投入运行，原来管道强烈振动的情况完全消失，电动阀处的振动位移值从800μm下降至61.5μm;振动最大的管线尾部振动位移值从1mm下降至129μm;轴承外壳的振动速度值也从2.56mm/s,下降至1.48mm/s，管线微量振动的水平几乎与A泵运行时的情况相近。
加入泵阀之家VIP查看完整版
该资料已在星球更新，会员可扫码直接下载
加入泵阀之家超级VIP会员，多份精品资料持续更新，可直接扫码！
点“阅读原文”一起加入超级VIP，年费会员仅66元，畅享365天！
