離心泵出口管線振動分析及處理

王長忠 鐘 力 郝青汶

一、問題的提出

某加氫裂化裝置原料油加壓離心泵有5級葉輪，葉輪葉片數z1=6，導葉葉片數z2=9，進口壓力0.15MPa，出口壓力18.4MPa，泵轉速為5810r/min。試車時，發現其排出管線振動較大，管線上電動閥振動位移達0.8mm，管線末端振動幅度達1mm，泵出口壓力表指針擺動幅度為出口壓力的2.7%～5.4%，出口流量表指針擺動幅度為6%～10%，管道振動的程度遠超正常狀況，影響裝置的安全運行，必須加以解決。

二、振動測試與分析

泵體由于支承剛性較好，振動并不大，軸承外殼的通頻振幅為2.51mm/s，在允許的振動范圍內。閥門處的主振動頻率為9Hz，是單向閥和電動閥組系統的自振頻率，波形呈周期性的沖擊衰減波。因此，可以排除泵安裝不合理的情況。

由于出口壓力表指針和流量表指針的大幅擺動，排出管線上可監聽到管道中流體有不均勻、不穩定的流動聲，估計管道內流體存在較大的壓力脈動，泵的出口壓力和流量極不穩定，這應該是引起管線振動的直接原因。為了找出問題所在，分別在泵的軸承上、振動較大的出口管線上以及管線末端采集振動信號，并測量泵的出口管線內流體的壓力脈動信號。

為了確定管系振動是否由流體的壓力脈動引起，對管道中的流體進行脈動測試與分析。

（1）圖1是流體壓力脈動的時域信號，圖中高頻波呈高低起伏，起伏波動的頻率為7Hz，即管系的自振頻率。壓力波動幅度的最大值為147～176mV，平均壓力的直流分量為5.5V，則壓力的不均勻度δ＝0.027～0.032。觀察泵出口壓力表的指針擺動情況，在p0=18.4MPa的平均壓力下，指針的擺 幅為 0.5～1MPa，所顯示的壓力脈動不均勻度也與圖1得到的結果基本相同。在這樣的壓力不均勻度下，管內壓力脈動的幅值（偏離平均

壓力的最大幅值）為：

管道的內徑為132mm，當脈動幅值遇到直角彎頭時，脈動壓力對彎頭的沖擊力幅值為：

式中S——管道截面積，mm2

在每一管道轉彎處作用了這樣大的力，必然會引起管道很大的振動。當流體遇到閥門或異管等截面收縮的地方，也會產生很大的沖擊力。

（2）圖2是流體壓力脈動的頻率信號，頻譜圖中出現3種主要頻率成分：①5～10Hz頻率成分是占有最大峰值的主要部分，如上所述，這是管系的自振頻率。②291Hz頻率成分是泵轉速頻率（97Hz）的3倍，該泵葉輪葉片數z1=6，導葉葉片數z2=9，根據相關研究，是兩種葉片的最大公約數產生了該脈動頻率。③680Hz頻率成分是泵轉速頻率的7倍，這一頻率成分似乎與泵的工頻和管系自振頻率的聯合作用有關。

（3）管內流體壓力脈動和流量脈動均隨時間變化，兩者變化的規律是一致的（圖3）。當壓力處于峰值時，管道中的流體加速，造成流量瞬時增加；當壓力處于谷值時，管道中流體減速，流量就瞬時下降，流量大幅度變動加劇了流體對管系的沖擊振動。

三、診斷結論

根據泵和管線的測試分析結果，得到如下的診斷結論。

（1）流體的壓力脈動是引起管線振動的直接原因，由于壓力脈動，在很長管線的各個轉彎處、截面變化處產生了流體沖擊，沖擊力激發管線和閥門的自振頻率。

（2）該泵運行時產生流體壓力脈動的原因，是與泵的設計有關。該泵的葉輪葉片數z1和導葉葉片數z2不符合互為質數的設計準則，兩者具有最大公約數3，意味著某瞬時有3個葉片同時對應著3個導葉，使葉輪與導葉之間的流體不均勻壓力疊加，形成291Hz（3×97Hz）脈動頻率，因而管道中的流體產生很大的壓力脈動。

（3）該泵性能曲線在工作范圍內過于平坦，泵的排出壓力略有波動，引起流量的大幅度波動，流體在管網中不斷地加速和減速，產生沖擊和壓力脈動。

四、改進措施及效果

（1）更換葉輪，將葉輪葉片數從6片改為7片，使葉輪葉片數和導葉葉片數互為質數。

（2）提高泵的揚程，將出口從原來18.3MPa升高到21.2MPa，提高了泵特性曲線的陡度，從而大大增加了流體在管道中的推動力，減緩了流量波動。

泵經過改造后投入運行，流體壓力不均勻度δ值比原來下降了65%～83%，流量波動量下降到1%以下，原來管道強烈振動的情況完全消失。電動閥處的振動位移值從0.8mm下降到0.06mm，振動最大的管線尾部振動位移值從1mm下降至0.13mm；泵軸承外殼的振動速度值也從2.56mm/s下降至1.48mm/s。至此，泵管線振動問題得到滿意解決。

1 丁 軍，楊小令，儲 訓.大型泵站機組振動監測與故障診斷研究[J].水泵技術，2004（2）：41～43

2 盛兆順，尹琦玲.設備狀態監測與故障診斷技術[M].北京：化學工業出版社，2003

3 錢錫俊，陳 弘.泵和壓縮機[M].北京：石油大學出版社，2005