Diagnostika a liečba porúch potrubia čerpadla
Hydrokrakovanie 800,{1}} t/a istej spoločnosti je domáce zariadenie na hlboké spracovanie ropy. Zariadenie má dve veľké vysokotlakové napájacie čerpadlá (z ktorých jedno je rezervné), aby zvýšili surový olej (voskový olej) zo vstupného tlaku 0,15 MPa na výstupný tlak asi 10 MPa a vstúpili do hydrogenačného reakčného systému na reakciu. . Spomedzi dvoch vysokotlakových viacstupňových čerpadiel je jedno čerpadlo A, 7-stupňové obežné koleso, konštrukčný prietok 126,8 m3/min, dopravná výška 2254 m, rýchlosť 5000 ot./min.; druhé čerpadlo B, 5-obežné koleso stupňa, priemer obežného kolesa 293 mm, číslo listu obežného kolesa Zl=6, číslo listu rozvádzacej lopatky Z2=9, konštrukčný prietok 126,8 m3/h, dopravná výška 2256 m, rýchlosť 5814 ot./min. Dve čerpadlá sú v podstate usporiadané symetricky a výstupné potrubia každé prechádzajú cez otvorový prietokomer, spätný ventil, ručný ventil a elektrický regulačný ventil a potom sa spájajú v priestore a potom vstupujú do reakčného systému cez veľmi dlhé hlavné potrubie a ventilová skupina. Usporiadanie potrubia je znázornené na obrázku 1. Celková dĺžka potrubia od výstupu čerpadla do reaktora je 140 m. Po inštalácii čerpadla B zaznamenali potrubný a ventilový systém od prvej záťažovej skúšky veľké vibrácie. Keďže voskový olej dopravovaný čerpadlom je horľavý materiál, akonáhle potrubný systém zavibruje a praskne, následky budú veľmi vážne. Preto je veľmi dôležité vyriešiť problém s vibráciami potrubného systému pri bežiacom čerpadle B, aby sa zabezpečila bezpečná výroba zariadenia.
Aby sa diagnostikoval problém s vibráciami potrubného systému pri prevádzke čerpadla B, boli tieto dve čerpadlá testované a porovnané. Pri bežiacom čerpadle A boli vibrácie telesa čerpadla a potrubia veľmi malé, indikačná hodnota tlakomeru na výstupe čerpadla bola 18,8 MPa, výkyv ručičky manometra nebol zrejmý a ručička prietokomeru mala len nepatrný hojdačka. Po prepnutí na čerpadlo B vykazovalo výtlačné potrubie veľké vibrácie bez ohľadu na stav nízkeho prietoku alebo prevádzky pri plnom zaťažení. Vibračný posun na elektrickom ventile bol 0,8 mm, vibračný posun na konci potrubia dosiahol 1 mm a hodnota rýchlosti vibrácií bola až 10,3 mm/s. Vibračný výkon bol prerušovaný. Sledujte tlak a prietok, manometer na výstupe ukazoval 18,3 MPa, amplitúda výkyvu ukazovateľa bola 0.5-1MPa a amplitúda výkyvu ukazovateľa tlaku v sacom potrubí bola 0,4 MPa; prietokomer ukazoval 100 t/h a amplitúda výkyvu ukazovateľa dosiahla 6-10 t/h. Tlak v reaktorovom systéme sa znížil o 1 MPa a pozorovali sa vibrácie potrubného systému. Výstupný tlak čerpadla a pulzácia prietoku boli rovnaké ako pri normálnych prevádzkových podmienkach a vibrácie potrubného systému sa nezlepšili.
1. Elektrický ventil; 2. Manuálny ventil; 3. Spätný ventil; 4. prietokomer s clonou; 5. malé prietokové potrubie; 6. čerpadlo A; 7. Čerpadlo B; 8. reaktorový systém
S cieľom preskúmať príčinu vibrácií v potrubnom systéme sa vykonali testy vibračných signálov na jednosmernom ventile, elektrickom regulačnom ventile, konci potrubia a telese čerpadla s veľkými vibráciami. Okrem toho z veľkého výkyvu ukazovateľa tlakomeru a prietokomeru a nerovnomerných a nestabilných znakov zvuku tekutiny v potrubí odpočúvanom odpočúvacou tyčou bolo cítiť, že v tekutine môže dôjsť k veľkej pulzácii tlaku. čerpadlo a potrubie, takže snímač tlaku bol použitý na priame meranie pulzácie tlaku v potrubí. Signál sa zaznamenal pomocou magnetofónu a zariadenia na zber údajov a potom sa na frekvenčnom analyzátore uskutočnila analýza tvaru vlny a frekvenčná analýza. Vibračné spektrum ložiska na strane motora na tele čerpadla je znázornené na obrázku 2, kde frekvenčné zložky s vyššou amplitúdou A sú výkonová frekvencia čerpadla (97Hz) a frekvencia otáčok motora (50Hz, 100Hz) .
Obrázok 3 zobrazuje spektrum vibrácií ložiska na výstupe z čerpadla. Komponenty s vyššími amplitúdami na obrázku sú prechodové frekvencie fz1 (582Hz) a 2fz1 (1160Hz) lopatiek čerpadla. Teleso čerpadla vďaka dobrej tuhosti podpery príliš nevibruje a amplitúda priechodnej frekvencie telesa ložiska je 2,56 mm/s. Jednosmerný ventil a elektrický ventil silno vibrujú a tvar vlny a spektrum ich vibračných signálov sú znázornené na obrázku 4. Hlavná vibračná frekvencia 9 Hz na obrázku je frekvencia samooscilácie jednosmerného ventilu a elektrický systém skupiny ventilov. V dôsledku prerušovaného dopadu tekutiny je amplitúda tvaru vlny vibrácií A niekedy vysoká a inokedy nízka, čo je podobné forme "bitia".
Koncová časť potrubia je časť s najväčšími vibráciami. Je pripojený k hlavnému potrubiu a nemôže byť podopretý priestorom. Preto pri pôsobení sily budenia tekutiny sú vibrácie veľmi veľké. Obrázok 5 ukazuje tvar vlny vibrácií a spektrum konca potrubia. Hlavná frekvencia vibrácií na obrázku je 7 Hz. Keď pulzácia tlaku tekutiny prerušovane narazí na koniec potrubia, amplitúda frekvenčnej zložky okolo 7 Hz v spektre konca potrubia sa náhle zvýši. Z priebehu časovej oblasti je možné vidieť, že vysokofrekvenčná vlna kolíše nahor a nadol a frekvencia periodického kolísania je 7 Hz. Po počítačovej simulácii a výpočte pomocou metódy konečných prvkov je zložka 7 Hz prirodzenou frekvenciou určitého rádu potrubného systému a superponovaná vysokofrekvenčná zložka môže byť prirodzenou frekvenciou ventilu na konci potrubia.
Aby sa zistilo, či sú vibrácie potrubného systému spôsobené pulzáciou tlaku tekutiny, používa sa tlakový snímač na priame testovanie a analýzu pulzácie tlaku tekutiny v potrubí. Veľkosť pulzácie tlaku tekutiny môže byť vyjadrená nerovnomernosťou tlaku δ:
Obrázok 6 je signál pulzácie tlaku v časovej oblasti. Vysokofrekvenčná vlna na obrázku kolíše hore a dole a frekvencia kolísania je 7 Hz, čo je prirodzená frekvencia potrubného systému. Maximálna hodnota amplitúdy fluktuácie △P=Pmax-Pmin=147mV~176mV, jednosmerná zložka priemerného tlaku P0=5,5V a tlaková nerovnomernosť δ{{9 }}.027~0.032. Sledujte výkyv ukazovateľa tlakomeru na výstupe čerpadla. Pri priemernom tlaku 18,3 MPa je výkyv ukazovateľa 0,5 ~ 1 MPa a zobrazená nerovnomernosť pulzácie tlaku je rovnaká ako výsledok získaný na obrázku 6.
Hodnota nerovnomernosti pulzácie tlaku nameraná vyššie je zjavne príliš veľká. Hoci v Číne neexistuje žiadna norma pre odstredivé čerpadlá, nerovnomernosť tlakovej pulzácie výtlačného potrubia je vo všeobecnosti obmedzená na δ{0}}.02~0.04 s odkazom na piestové kompresory. Čerpadlo momentálne dopravuje nestlačiteľnú kvapalinu a jej hodnota je blízka maximálnej povolenej hodnote špecifikovanej potrubným systémom kompresora, čo samozrejme nie je povolené. Práve taká vysoká tlaková nerovnomernosť δ spôsobuje veľké vibrácie v potrubí. Pri nerovnomernosti tlaku δ=0.027 a priemernom tlaku P0=18.3MPa je amplitúda tlakovej pulzácie (maximálna amplitúda odchyľujúca sa od priemerného tlaku):
Keď sa táto amplitúda pulzovania stretne s pravouhlým kolenom, sila nárazu prúdu kvapaliny na stenu potrubia v mieste ohybu je znázornená na obrázku 7. Statická výsledná sila kvapaliny na kolene je:
Vnútorný priemer potrubia je 132 mm. Keď tekutina pulzuje, amplitúda nárazu pulzujúceho tlaku na lakeť je:
Na každý ohyb potrubia sa aplikuje sila 4777N, čo nevyhnutne spôsobí veľké vibrácie potrubia. Okrem toho, keď tekutina narazí na prierezovú kontrakciu, ako je ventil alebo reduktor, bude tiež generovaná veľká sila nárazu tekutiny. Pulzácia tlaku kvapaliny spôsobí zmeny pulzácie v prietoku v potrubí. Obrázok 8 je graf zmeny pulzácie získaný odoslaním signálu pulzácie tlaku a výstupu signálu z prietokomeru do počítača a odberom vzoriek v rovnakom čase. Na obrázku je Q celkový prietok z výstupu čerpadla, Q1 je časť prietoku vstupujúceho do reakčného systému a druhá časť menšieho prietoku sa vracia do predného zariadenia čerpadla. Ako je možné vidieť z obrázku, zákon tlakovej pulzácie a zmeny pulzácie prietoku je konzistentný. Keď je tlaková vlna na svojom vrchole, kvapalina v potrubí sa zrýchľuje, čo spôsobuje okamžité zvýšenie prietoku; keď tlaková vlna okamžite klesne, kvapalina v potrubí sa spomalí a prietok okamžite klesne. Na obrázku je relatívna vzdialenosť medzi bodom merania prietoku Q a bodom merania tlaku relatívne blízko a konzistencia zmien medzi nimi je dobrá. Merací bod Q1 je na konci potrubného systému. Na jednej strane je ďaleko od miesta merania tlaku a na druhej strane je ovplyvnený aj prietokom malého prietokového potrubia. Preto je konzistencia zmien pulzácií predných a zadných prietokomerov zlá. Vyššie uvedené pulzujúce zmeny tlaku a prietoku ovplyvnia potrubie a spôsobia veľké vibrácie potrubného systému.
Aby bolo možné preskúmať dôvod, prečo čerpadlo generuje tlakové pulzácie, zhromaždený pulzačný signál tlaku sa podrobí frekvenčnej analýze a jeho spektrum je znázornené na obrázku 9. Na obrázku sa často objavujú tri hlavné frekvenčné komponenty: (1) {{2 }} Frekvenčná zložka Hz je často hlavnou zložkou s najväčšou špičkovou hodnotou. Ako bolo uvedené vyššie, ide o prirodzenú frekvenciu potrubného systému. (2) Frekvenčná zložka 291 Hz je 3-násobok frekvencie otáčok čerpadla. Počet lopatiek obežného kolesa čerpadla je Z1=6 a počet lopatiek vodiacich lopatiek je Z2=9. Najväčší spoločný deliteľ dvoch lopatiek vytvára túto frekvenciu pulzovania. (3) Frekvenčná zložka 680 Hz je 7-násobok frekvencie otáčok čerpadla. Zdá sa, že táto zložka frekvencie súvisí s kombinovaným účinkom výkonovej frekvencie čerpadla a vlastnej frekvencie potrubného systému.
Na základe porovnania podmienok skúšobnej prevádzky oboch čerpadiel a výsledkov skúšok a analýz vibrácií potrubia a tlakových pulzácií sa predkladajú nasledujúce diagnostické názory:
(1) Zdroj budenia vibrácií potrubia pochádza z čerpadla B, nie z konštrukčného problému potrubia, pretože keď čerpadlo A, ktoré je v zásade usporiadané symetricky, beží, nevibruje ani sacie potrubie, ani výtlačné potrubie. Pri bežiacom čerpadle B prudko vibruje nielen výtlačné potrubie, ale aj sacie potrubie čerpadiel A a B zapojených paralelne má veľkú amplitúdu. Je zrejmé, že nejde o prenos mechanických vibrácií, ale o výsledok prenosu pulzácie tlaku kvapaliny.
(2) Pulzácia tlaku kvapaliny je priamou príčinou vibrácií potrubia. V dôsledku tlakovej pulzácie sa pri každom ohybe a zmene prierezu veľmi dlhého potrubia generuje náraz tekutiny a sila nárazu vybudí prirodzenú frekvenciu potrubia a ventilu. Na konci potrubia sú vybudené hlavne nízkofrekvenčné vlastné frekvencie okolo 1Hz a 5~10Hz a na elektrickom ventile a spätnom ventile je vybudená hlavne vlastná frekvencia 9Hz.
(3) Dôvod, prečo dochádza k pulzácii tlaku kvapaliny, keď je čerpadlo B v prevádzke, súvisí s konštrukciou čerpadla. Podľa informácií, aby sa znížila nestabilná sila vytváraná na lopatkovej vodiacej lopatke lopatkového čerpadla, počet lopatiek Z1 obežného kolesa a počet lopatiek Z2 vodiacich lopatiek musia byť navzájom naplnené; súčasne, aby sa zabezpečilo, že amplitúda tlakových pulzácií pri frekvencii lopatky je minimalizovaná, musí byť splnená aj podmienka, že Z1 a 2Z2 sú navzájom prvotriedne. Teraz Z1 a Z2 čerpadla nie sú navzájom prvočísla a Z1 a 2Z2 nie sú prvočísla. Najväčší spoločný deliteľ Z1 a Z2 je 3, takže v signáli pulzácie tlaku sa generuje frekvenčná zložka 3X97=291Hz. Spoločný deliteľ lopatiek a rozvádzacích lopatiek je 3, čo znamená, že súčasne existujú 3 lopatky zodpovedajúce 3 vodiacim lopatkám, čo spôsobuje, že rýchlosť prúdenia a tlak v každom výstupnom bode priechodu lopatky obežného kolesa sú veľmi nerovnomerné. Náraz kvapaliny na vodiacu lopatku vytvorí silnú striedavú silu. Okrem toho nerovnomerná rýchlosť prúdenia na výstupe obežného kolesa vytvára závažnejšiu hraničnú vrstvu a separačný vír na vodiacej lopatke, čo vedie k pulzácii tlaku po vytečení tekutiny z čerpadla. Ďalším možným faktorom, ktorý môže spôsobiť vibrácie potrubia spôsobené čerpadlom B, je nízky výstupný tlak. Výkonová krivka čerpadla je plochá a pulzácia tlaku môže ľahko spôsobiť kolísanie prietoku. Kolísanie prietoku zosilňuje nárazovú silu na stenu potrubia, čím vytvára väčšie vibrácie potrubného systému.
Z diagnostického záveru poruchy vibrácií potrubného systému je potvrdené, že zdroj vibrácií pochádza zo samotného čerpadla B, nie z potrubného systému. Preto sa odporúča upraviť konštrukciu čerpadla, to znamená upraviť komponenty rotora a statora. Špecifické opatrenia vo všeobecnosti zahŕňajú tieto dva aspekty:
(1) Zmeňte počet lopatiek obežného kolesa, zmeňte Z1 zo 6 na 7 a pozrite si parametre čerpadla A, aby ste starostlivo navrhli každú časť prietokového kanála, aby sa zásadne eliminovala tlaková pulzácia kvapaliny.
(2) Zvýšte výstupný tlak čerpadla z pôvodných 18,3 MPa na 21,3 MPa, čím sa výrazne zvýši hnacia sila kvapaliny v potrubí a spomalí sa kolísanie prietoku.
Po úprave bolo čerpadlo B uvedené do prevádzky. Pôvodná silná vibrácia potrubia úplne zmizla a hodnota posunu vibrácií na elektrickom ventile klesla z 800 μm na 61,5 μm; hodnota vychýlenia vibrácií na konci potrubia s najväčšou vibráciou klesla z 1 mm na 129 μm; hodnota rýchlosti vibrácií ložiskového puzdra tiež klesla z 2,56 mm/s na 1,48 mm/s. Úroveň mikrovibrácií potrubia je takmer rovnaká ako úroveň mikrovibrácií čerpadla A, keď je v prevádzke.
