熱網循環泵振動問題的分析及處理

文/馬忠南 叢述廣 肖永國 孔曉明

熱網循環泵振動高的原因分析及解決方案——針對某熱電廠多臺熱網循環泵在并聯運行期間，其中一臺工頻泵振動異常的問題，利用離線振動數據采集設備，通過調節出口門在不同開度的方式下，并結合循環水流量、循環水泵出入口壓力等運行參數，進行水泵振動測量、分析和解決的過程。通過振動數據采集、水泵性能工況分析、軸功率分析和出口門節流分析等手段，發現熱網循環泵振動異常的原因是葉片通過頻率高導致的，并且確定了引起葉片通過頻率高的原因是工頻控制方式的熱網循環泵實際揚程偏低，而流量大幅超過額定流量。最終結果表明，此方法能夠有效地進行振動分析并確定熱網循環泵振動高的原因，繼而采取有針對性的手段解決此問題，具有很好的實用價值。

在火力發電廠離心泵運行過程中，由于水泵實際運行揚程和流量偏離性能工況點，或者葉輪安裝間隙超差、軸承潤滑不良等各種因素，都會導致離心泵異常振動情況的發生。本文主要討論的是某燃煤熱電廠，在多臺熱網循環泵并聯運行的過程中，其中一臺工頻泵，由于實際運行揚程偏低，而流量大幅超過額定流量，引起離心泵葉片通過頻率異常、振動值超標的問題。通過利用離線振動數據采集設備，合理限制泵出口門在不同開度的方式下，分析水泵振動頻譜圖、波形解調圖和水泵軸功率等數據，進行水泵振動原因鎖定和故障消除。旨在通過分享此分析過程及處理方法，對同類型設備故障診斷提供一定的借鑒參考。

系統概述及設備簡介

熱網系統概述

某新建電廠分一、二期建設，一期建設2×50 MW背壓機組，二期建設2×350 MW抽凝機組，配套建設熱網首站。本熱網首站分兩期建設，一期配置2臺熱網循環泵和2臺熱網加熱器，熱網循環泵電動機為變頻控制方式，并且預留出二期2臺熱網循環泵和2臺熱網加熱器的安裝位置。4臺熱網循環泵及4臺熱網加熱器的系統采用母管制布置方式，即熱網循環泵入口連接熱網循環水回水母管，熱網循環泵出口連接熱網加熱器供水母管，熱網加熱器出口連接熱網循環水供水母管。4臺熱網加熱器布置在首站6 m層，4臺熱網循環泵布置在首站0 m層。

本采暖供熱聯網工程管網供水溫度設計為120℃，其汽化壓力為10 m H2O，并留有3～5 m H2O的富裕壓力。若將熱電廠處的相對標高定為0 m，計算出熱水管網最不利環路的最高點相對標高為55 m。因此，為保證在循環水泵停止工作時管網最高點的水不會汽化，并有5 m H2O的富裕壓頭，靜壓線應大于10+55+5=70 m，取靜壓線為70 m。另外，為保證整個管網運行回水壓力不小于30 m H2O，并且考慮外網流量等波動情況，因此，外網起供壓力設置為1.18 MPa。

熱網循環泵設備簡介

一、二期熱網循環泵采用的水泵型式均為：臥式水平中開雙吸單級離心泵，型號：SM400-720，額 定 流 量：3 545 t/h，最 大 流 量：3 900 t/h，額 定揚程：130 m H2O，額定軸功率：1 396.7 kW。但是，一期熱網循環泵電動機為變頻控制方式，電動機型號：YSPKK560-4，額定功率：1 600 kW，額定電壓：6 000 V，額定電流：182.6 A，恒轉矩頻率范圍：20～50Hz。二期熱網循環泵電動機為工頻控制方式，電動機型號：YSBPKK500-4，額定功率：1 600 kW，額定電壓：6 000 V，額定電流：173.9 A。

振動分析診斷

振動問題初步分析

2022年3月20日，在每月定期狀態監測的過程中，對C熱網循環泵進行振動監測。測量的通頻值見表1。

通過表1可以看出，電動機驅動端垂直、水平方向兩處測點通頻值均超過警告值2.8 mm/s，泵驅動端、非驅動端水平方向兩處測點通頻值均超過警告值4.5 mm/s，電動機非驅動端水平方向通頻值超過危急值4.5 mm/s，泵驅動端垂直、軸向和泵非驅動端垂直方向等多處測點通頻值均超過危急值7.1 mm/s。

表1 C熱網循環泵通頻值

結合頻譜圖分析，水泵驅動端和自由端的1X葉輪通過頻率和2X葉輪通過頻率均存在較大峰值，最大值為5.935 mm/s，如圖1所示。結合波形解調圖進一步分析，發現水泵驅動端和自由端的水平沖擊值在20～40g的峰值比較密集，如圖2所示。并且，泵體發出砂石通過泵的聲音，此時熱網循環泵的運行狀況已經非常不好，懷疑泵存在嚴重汽蝕現象。

圖1 頻譜圖

圖2 波形解調圖

查看當時C熱網循環泵入口壓力為0.65 MPa，入口壓力滿足所需汽蝕余量5.8 m 的要求，因此可以排除入口壓力不足導致的汽蝕。由于A、B熱網循環泵都是變頻泵，當時運行頻率 均 為36.5 Hz，C熱網循環泵為工頻泵，所以懷疑是3臺泵之間流量匹配存在問題，導致C熱網循環泵超流量運行引起的汽蝕現象。但是，此時C熱網循環泵出口未設置流量變送器，無法判斷具體流量，并且當時處于供熱季，D熱網循環泵故障，暫無備用泵，因而無法停運判斷。所以計劃在4月5日采暖季結束之后進行試驗，在此期間密切監視熱網循環泵的振動及軸承溫度等參數。

水泵性能工況分析

在2022年4月5日8時18分機組停機后，熱網加熱器汽側停運，保留水側運行。當時A、B熱網循環泵頻率都是36 Hz，C熱網循環泵電流175 A，循環水流量10 628 t/h，泵入口母管壓力0.65 MPa，A、B、C熱網循環泵出口壓力均為1.15 MPa。

于8時55分，將B熱網循環泵停運，A熱網循環泵運行頻率為35.3 Hz，C熱網循環泵電流為176 A。循環水流量穩定后為8 748 t/h，泵入口母管壓力0.65 MPa，A、C熱網循環泵出口壓力均為1.05MPa。根據B熱網循環泵停運后的流量變化，從理論上可以推斷出，B熱網循環泵頻率為36Hz時，在并聯運行過程中，輸出流量為1 880 t/h。以此類推，A熱網循環泵頻率為36 Hz時，在并聯運行過程中，輸出流量也約為1 880 t/h。C熱網循環泵電流為175 A時，在并聯運行過程中，輸出流量約為6 868 t/h。但是，考慮到在3臺泵并聯運行過程中，泵出口流量之間的互相干擾，各泵出口流量會達到一個相對平衡狀態，所以C熱網循環泵實際輸出流量肯定要低于理論值6 868 t/h，而A、B熱網循環泵實際輸出流量肯定要高于理論值1 880 t/h。

9時20分，將C熱網循環泵停運，A熱網循環泵運行頻率保持35.3 Hz不變，循環水流量穩定后為4 192 t/h，泵入口母管壓力0.65 MPa，A熱網循環泵出口壓力為0.95 MPa。根據停運C熱網循環泵后的流量變化，可以證明上述推斷的正確性。因為，在A、C熱網循環泵并聯運行的過程中，雖然總流量為8 748 t/h，但是，工頻泵C熱網循環泵輸出流量肯定會高于頻率為35.3 Hz時的 A熱網循環泵輸出流量，不過在A熱網循環泵單獨運行時，不存在相互干擾的情況，所以A熱網循環泵出口流量會比并聯過程中有所提高。

9時21分，將A熱網循環泵停運，泵入口母管壓力穩定后為0.7 MPa。泵出口母管壓力穩定后為0.7 MPa。此時0.7 MPa即為供熱內外網高度差產生的靜壓。

9時32分單獨起動C熱網循環泵，電動機電流為175 A，循環水流量穩定后為6 563 t/h，泵入口母管壓力0.65 MPa，出口壓力1.2 MPa，此時C熱網循環泵實際運行揚程為55 m，而額定揚程為130 m。可以看出，實際運行揚程55 m遠低于額定揚程130 m。

根據圖3水泵的性能曲線可知，隨著流量的增加，揚程成反比不斷下降，軸功率成正比不斷增加，汽蝕余量成正比不斷增加。在水泵出口壓力穩定在1.2 MPa時，即水泵揚程為55 m時，流量穩定在6 563 t/h，約是額定流量的2倍。可以判斷出，在C熱網循環泵運行過程中，泵的實際揚程仍有75 m的余量，進而造成泵運行的過程中，水泵平衡點向大流量移動，造成流量不斷增大，最后超過額定流量值，而軸功率也隨之不斷增加。但是，在流量為6 563 t/h的工況下，水泵性能曲線未得到體現，如果繼續運行，在水泵實際流量過高的超過額定流量情況下，極有可能會導致電動機過載甚至燒毀。為設備安全起見，暫停試驗，先行計算出此工況下的軸功率。

圖3 水泵性能曲線

軸功率分析

軸功率是指在一定流量和揚程下，原動機單位時間內給予泵軸的功。軸功率是多用在泵上的一個專業術語，即軸將動力（電動機功率）傳給做功部件（葉輪）的功率。功率值小于電動機額定功率。

泵的軸功率計算公式是：N=Q×H×r/（367×η）。其中N是軸功率，單位是kW；Q是流量，單位是m3/h；H是實際揚程，單位是m；r是介質密度，單位是t/m3；367是常數，是一個固定值；η是水泵的效率（0.6～0.85），一般大流量時取0.85。

根據公式計算出C熱網循環泵流量在6563t/h時，軸功率 為：N=Q×H×r/（367×η）=6563×55×1/（367×0.85）=1 157 kW，小于水泵額定軸功率1 396.7 kW，更遠小于配套電動機功率1 600 kW，所以未造成電動機過載保護動作。

節流分析及振動診斷

由于C熱網循環泵為工頻控制方式，無法通過控制轉速進行流量的調節。因此，選擇通過控制出口門開度，調節流量，進而尋找到最佳的工況平衡點。

C熱網循環泵作為一種離心泵，采用關門起動方式，設置的起動邏輯為啟泵連鎖開出口門，所以，在出口門開度達到20%開度時，將出口電動門切換至就地，中停出口門，此時觀察循環水量為3 050 t/h，低于額定流量，因此繼續開出口門至26%，此時循環水量為4 000 t/h，在準備進行振動數據采集時，發現循環水流量存在波動現象，并且持續增加到4 600 t/h。考慮外網循環水量比較大，所以需要時間穩定。在穩定后，進行第一次振動監測。具體通頻值見表2。

表2 C熱網循環泵通頻值

根據表2可發現，各測點的通頻值均降到警告值以下的水平，可以斷定分析的方向對了，過高的運行流量雖然沒有造成電動機過載，但是對水泵葉輪通過頻率造成了嚴重的影響。進一步結合頻譜圖、波形解調圖分析來看，水泵驅動端和自由端的1X葉輪通過頻率和2X葉輪通過頻率雖然仍存在峰值，但是幅值已大幅減小，最大值僅為1.799 mm/s，并且水泵驅動端和自由端的水平沖擊值峰值均降低到30g以下，泵體也只有輕微的細沙流動聲音，泵汽蝕現象明顯減小。因此，在流量減小后，水泵葉輪的通過頻率峰值隨之降低，進而水泵的振動值也大幅下降。隨后，繼續關小出口門的開度至16%，此時循環水量穩定在3 900 t/h，進行第二次振動監測。此時具體通頻值見表3。

根據表3與表2對比可發現，各測點的通頻值均再次下降。結合頻譜圖、波形解調圖進一步分析來看，水泵驅動端和自由端的1X葉輪通過頻率和2X葉輪通過頻率峰值均得到了再一次減小，最大值僅為1.084 mm/s，如圖4、圖5所示。水泵驅動端和自由端的水平沖擊值峰值基本控制在12g以下，只有較少的峰值波動，并且泵體異音消失，汽蝕現象已消除，水泵運行狀態已經達到優良水平。

表3 關小出口門的開度C熱網循環泵通頻值

圖4 頻譜圖

圖5 波形解調圖

改進措施建議

根據上文的分析診斷，可以看出，針對C熱網循環泵葉片通過頻率高、振動值大的問題，解決的關鍵在于將泵出口流量和揚程控制在合適的工況點。在綜合考慮改進成本、可操作性、可靠性及難易程度后，對二期兩臺熱網循環泵提出以下幾種改進措施。

1.節流控制。分別在C、D熱網循環泵出口管道上，增加流量計，根據流量計和出口壓力表的參數，合理調整泵出口門的開度，以控制泵出口流量和揚程，將水泵控制在最佳性能工況點運行。

2.增加變頻器。將C、D熱網循環泵電動機增加變頻器，將工頻控制方式改為變頻控制方式，可以通過改變頻率調整轉速，進而控制揚程和流量，使熱網循環泵在合適的工況點運行。

3.將電動機改為小汽輪機。利用輔汽汽源，將熱網循環泵電動機驅動方式改為小汽輪機驅動方式。可以通過改變小汽輪機的進汽量，調整熱網循環泵的運行轉速，進而控制揚程和流量，使熱網循環泵在合適的工況點運行。

4.車削葉輪。結合泵的性能曲線，通過采取車葉輪的方法，降低泵的揚程，減小余量，改變泵的額定流量，降低泵的振動。

結論

本文對熱網循環泵振動問題進行了分析和診斷，通過利用離線振動數據采集分析、性能工況分析、軸功率分析和節流分析等方法，發現引起水泵振動異常的根源為葉片通過頻率高，并確定了引起葉片通過頻率高的原因是工頻控制方式的熱網循環泵實際揚程偏低，而流量大幅超過額定流量，導致水泵實際運行工況偏離了性能曲線的工況點。并通過限制出口門開度的方法，調整泵出口流量和揚程，徹底消除了振動高的問題。并且，通過提出幾種改進措施，為消除故障提供更多的選擇。本分析診斷過程，可以為同類設備的振動診斷提供可靠性參考。