MBR 膜池抽真空泵振動超標問題研究與處理

張杰，楊自強，李珍，張建強，李佟

（1.北京城市排水集團有限責任公司，北京 100044；2.國網北京市電力公司，北京 100031）

目前，MBR 污水處理工藝以其優良的出水水質及占地面積小和產泥率低等優點，在我國城鎮再生水廠新建和污水處理廠提標改造工程中的應用日益廣泛。在MBR膜組件的運行過程中，膜污染問題直接影響膜組件整體的產水效能以及膜出水水質，因此，日常需要對膜污染實施控制措施。主要包括兩種，一種是維護性化學清洗，其目的是為了去除經過一段時間后積累在膜絲上的可溶性微生物產物（SMP）和胞外聚合物（EPS），其周期一般在每周1 ～2 次；另一種是恢復性化學清洗，在當膜組件單元使用至規定時間（通常為3 ～6 個月）不能小于透膜壓差30kpa，就需要進行恢復性化學清洗。這兩種化學清洗流程執行完成后，為了保證后續膜池產水流量能夠達到設計值，膜池抽真空系統的高效穩定運行至關重要。

1 項目背景及問題現狀

該再生水廠為全地下式，占地總面積31.36hm2，設計處理規模60 萬m3/d，規劃流域面積約120km2。該再生水廠采用預處理+MBR+臭氧脫色+紫外消毒工藝，出水水質達到北京市《城鎮污水處理廠水污染物排放標準》（DB11/890-2012）中B標準的要求。MBR 膜池及抽吸泵間與MBR 生物池緊鄰。全廠共4 個系列膜池，每系列分2組，每組又分為11 座，單系列布置尺寸為165.5x36.9m，每座膜池分兩格，兩格聯通，每格內設8個膜組器。MBR 膜池子系統主要包括產水系統、抽真空系統、清洗系統、污泥系統、吹掃系統等（見圖1）。在每次化學清洗系統執行完成后，都需要進行膜池抽真空的操作，但在抽真空初期真空條件建立的初始階段，均存在真空泵振動超標現象，振動最高時可達10mm/s，該現象不僅容易對真空泵體造成難以逆轉的故障損傷，降低其運行安全性和經濟性，同時會導致抽真空效果不理想影響產水流量，進而需反復多次執行抽真空流程致使總出水量降低影響產能，單耗升高。

圖1 MBR 膜池子系統示意

2 建模分析

在振動超標問題出現初期，為排除由于設備本身故障存在的可能性，我們將泵體進行了拆解檢查，對葉輪和轉子重新做了動平衡校正，將軸承和機封進行了更換，使用激光對中儀調整對中聯軸器同心度和平行度，將電機進行了空載測振試驗，全部數據負荷要求，從而排除了設備本身故障導致的振動超標問題。因此，我們將分析研究的重心轉移到了該系統中的能量轉化與基礎管路系統目前的運行模式不匹配上，盡力尋找兩者可相互平衡的最佳工作點，減少不必要的能量損耗。

經查詢，該真空泵性能曲線（圖2）可知，當泵入口壓力為20kPa（A）時，抽氣量約為76m3/min 最小，而此時抽氣管路的管損將受到入口隔離閥的開度大小的直接影響。因此，針對抽氣管路建立流體力學計算模型。

圖2 抽真空泵性能曲線示意

2.1 壓力確定

當真空泵運行初期，在真空環境建立的最初階段，膜池內的壓力應為正常大氣壓力，我們按照P0=101.325kPa(A)來計算。設定此時隔離閥處于某一開度，真空泵運行開始抽真空，泵入口壓力為P1=20kPa(A)。

2.2 抽氣溫度確定

現場膜池抽真空管路系統沒有安裝熱交換附屬部件，因此，在整個氣體流動過程中，溫度變化很小，可以忽略不計，故設定地下設備間室內平均溫度T=15℃為抽氣溫度。

2.3 建立伯努利方程

針對抽氣管路系統建立伯努利方程：

式中，Po、P1為膜池、泵入口初始參考點壓力，kPa（A）；vo、v1為膜池、泵入口初始點流體流速，m/s；ho、h1為膜池、泵入口參考點標高，m；ρo、ρ1為膜池、泵入口初始點流體密度，kg/m3；Σ △Pλ-沿程流動損失之和，Pa；Σ △Pξ-局部流動損失之和，Pa。

沿程流動損失公式：

式中，λ 為沿程阻力系數；l 為管路長度，m；d 為管路內徑，m；v 為流體流速，m/s。

局部流動損失公式：

式中，ξ 為局部阻力系數。

3 最優開度求解

3.1 膜池及泵入口處流體密度及速度

在大氣壓強條件下，當T=15℃時，得膜池內空氣密度為：

同理，在泵入口壓力P1=20kpa(A)，T=15℃時，泵入口處空氣密度為：

由圖2 抽真空泵性能曲線可得， 泵入口壓力P1=20kPa(A)， 此時的抽氣量即體積流量為qV=76m3/min，對應空氣溫度21℃，查的此時的空氣密度ρ21=1.20521kg/m3，則質量流量為：

因為每系列包含3臺真空泵，即母管總的質量流量為：

由流量連續性方程qm=ρ·v·A 可得v=qm/ρ·A，A為流道截面積，m2。

針對泵入口管路，計算入口處空氣流速為：

由于膜池處于真空建立初始階段，靜壓頭尚未轉化為動壓頭，因此，可判定膜池內空氣流速為vo=0m/s。

3.2 抽氣管路系統各部分流體密度

由理想氣體狀態方程PV=nRT，ρ=M/V 得ρ=PM/nRT

式中，P 為氣體的壓強，pa；V 為氣體的體積，m3；n 為氣體的物質的量，mol；T 為氣體的熱力學溫度，K；R 為摩爾氣體常數，J/（mol.K）。

由上式可判斷，當流動氣體在管路內流轉過程中的壓力不斷降低，其密度也在不斷下降，同時，在壓降越大的部分，密度降低的越多。通過觀察損失系數曲線（圖3）可知，隔離閥開度與局部損失系數不能構成線性正比關系，在開度較小時，節流作用體現最明顯，而所研究的正是在真空條件建立初期即閥門開度較小的狀態下，因此，整個管路系統的壓力損失主要集中在隔離閥處，也就是壓降最大處，同樣可以推斷該閥門前后的流體密度降低得也最多。為了保證誤差最小同時便于后續計算，將流體密度的變化均分到閥門前后，得出各管段流體密度為：

圖3 不同開度下的損失系數曲線示意

3.3 抽氣管路系統各部分流體速度

計算抽氣管路12 段橫截面積A12=p d122/4=3.14x(0.1)2/4=0.00785m2， 同 理 可 知A21=0.07065m2，A22=0.07065m2，A23=0.09616m2，A31=0.0314m2。

計算抽氣管路12 段抽氣質量流量qm12，由于抽氣管路11、12…18 段為并聯管段，同時d11=d12=…=d18，因此qm11=qm12=…=qm18，又因為qm11+qm12+…+qm18=qm母，即得出：

則抽氣管路12 段流體速度為：

同 理 可 知：v21=qm母/ρ21·A21=52.89063m/s，v22=267.98128m/s，v23=196.89596m/s，v31=200.86842m/s。

3.4 抽氣管路系統各部分沿程損失

計算各管段雷諾數，經查詢知T=288K 時，空氣的動力黏度為μ=17.84x10-6Pa·s。由空氣運動黏度

g=μ/ρ 及Re=vd/g 得12 段管路雷諾數：

同 理 可 得：Re21=1.09015×106，Re22=1.09024×106,Re23=9.34544×105，Re31=5.44799×105。

查詢設計圖紙可知，各抽氣管路材質為無縫鋼管，其絕對粗糙度為ε=0.2mm。計算各管段紊流粗糙管過渡區范圍為：

即12 管 段3.2778×104＜Re＜4.54299×105，21 管 段1.15043×105＜Re＜1.15583×106，22 管 段1.15043×105＜Re＜1.15583×106，23 管段1.37205×105＜Re＜1.31765×106,31 管段7.2379×104＜Re＜8.18875×105。

經 上 可 知，Re12、Re21、Re22、Re23、Re31均 滿 足105＜Re＜3×106，屬于紊流光滑管區，根據尼古拉茲公式，則各管段的沿程阻力系數為：

同 理 可 得：λ21=0.01139，λ22=0.01139，λ23=0.01170，λ31=0.01286。

查詢設計圖紙，各管段長度分別為L12=1.9m，L21=16.5m，L22=4.326m，L23=8.8m，L31=2.256m。即12 管段的沿程損失為：

同 理 可 得： △ Pλ21=1073.97591P a，△Pλ22=1426.78202Pa， △Pλ23=1379.53867Pa，△Pλ31=707.99978Pa。則整個抽氣管路沿程損失為：

3.5 抽氣管路系統各部分局部損失

統計抽氣管路上各管件類型、參數及數量，查詢參考文獻中其對應的局部損失系數ξ，見表1。

表1 各管件局部損失相關參數

由局部流動損失公式△Pξ=ξρ·v2/2 計算各管件局部損失：

同 理 可 得： △ Pξ2=4 3 4.0 6 1 4 3 P a，△ Pξ3=497.17139Pa， △ Pξ4=52.12186Pa，△ Pξ5=60.02654Pa， △ Pξ6=990.78425Pa，△Pξ7=244.03553Pa，△Pξ8=1366.59897Pa。

則整個抽氣管路局部損失為：

查詢設計圖紙得知，膜池出口和抽真空泵入口參考點標高分別為ho=6.5m、h1=0.5m，根據伯努利方程計算，抽氣管路前后兩端產生的整個管路損失為：

即抽氣管路沿程損失和局部損失為：

計算可得：ξ閥=65.45676。

對照圖3 可知，當ξ閥=65.45676 時，閥門開度約為0.32，即32%的開度。

4 實際應用

選取一臺真空泵以一號泵為例，對抽真空初始階段的泵組振動數據信息進行采集（圖4），對比表2 的數據評價區域限值，發現振動值基本處于使泵組的運行受限區域，為避免設備的損壞風險必須盡快采取補救措施。同時，安排在后續運行中采用新方案進行抽真空工作，將隔離閥開度手動調整至32%后啟動真空泵，同樣以一號泵為例，利用振動監測儀對設備運行狀態的水平-X、垂直-Y 及軸向-Z 的振動信息進行采集(圖5)。通過對比方案實施前后的設備振動變化情況，發現在水平-X 方向和垂直-Y 方向上的振動值有明顯的降低，同時方案實施后的振動值數據基本處于允許工作范圍內無限制長期運行區域內，由此可見，這一方案的應用很好地解決了真空泵在抽真空初期真空建立階段的振動超標問題。

表2 功率大于1kW，旋轉動力泵的非旋轉部件振動評價區域限值

圖4 方案實施前振動數據示意

圖5 方案實施后振動數據示意

組1：對可靠性、有效性或安全性有高度要求的泵；組2：通用或者非關鍵用途的泵；區域A：新交付使用的機器的振動通常處于該區域；區域B：機器振動處于該區域通常認為可無限制長期運行；區域C：機器振動處于該區域，通常認為不宜長期連續運行，通常該機器可在此狀態下運行有限時間，直到有合適時機采取補救措施為止；區域D：機器振動處于該區域通常認為其劇烈程度足以導致機器損壞。

5 結語

抽真空系統對于MBR 膜池產水效能至關重要，本文通過運用伯努利方程建立流體力學計算模型，分析求得了在膜池抽真空初始階段真空建立初期，抽氣量最小時所對應的真空隔離閥的最優開度值，較好地解決了抽真空泵振動超標問題，保證了設備運行的安全性和經濟性。同時，為后續抽真空過程中的隔離閥開度調整研究提供了一定的參考依據，對再生水處理領域的給水泵、排泥泵等介質輸送設備的管路阻力計算具有借鑒意義。