Pumperørledningsfejldiagnose og behandling

En bestemt virksomheds 800,000 t/a hydrokrakning er en indenlandsk produceret olieraffineringsenhed til dyb behandling. Enheden har to store højtryksfødepumper (hvoraf den ene er en reserve) til at hæve råolien (voksolie) fra indgangstrykket på 0,15 MPa til udgangstrykket på ca. 10 MPa og gå ind i hydrogeneringsreaktionssystemet til reaktion . Blandt de to højtryks-flertrinspumper er den ene A-pumpe, 7-trins pumpehjul, design flowhastighed 126,8m3/min, løftehøjde 2254m, hastighed 5000r/min; den anden er B-pumpe, 5-trinsløbehjul, pumpehjulsdiameter 293 mm, pumpehjulsbladnummer Zl=6, ledevingebladnummer Z2=9, designflowhastighed 126,8m3/h, løftehøjde 2256m, hastighed 5814r/min. De to pumper er grundlæggende anbragt symmetrisk, og udløbsrørledningerne passerer hver gennem åbningsflowmåleren, kontraventilen, den manuelle ventil og den elektriske reguleringsventil, og smelter derefter sammen i rummet og går derefter ind i reaktionssystemet gennem en meget lang hovedledning og ventilgruppe. Rørledningslayoutet er vist i figur 1. Den samlede længde af rørledningen fra pumpeudløbet til reaktoren er 140m. Efter at B-pumpen var installeret, oplevede rørledningen og ventilsystemet store vibrationer siden den første belastningstest. Da voksolien, der transporteres af pumpen, er et brændbart materiale, vil konsekvenserne være meget alvorlige, når rørledningssystemet er vibreret og revnet. Derfor er det meget vigtigt at løse vibrationsproblemet i rørledningssystemet, når B-pumpen kører, for at sikre en sikker produktion af enheden.

 

For at diagnosticere vibrationsproblemet i rørsystemet i driften af ​​pumpe B blev de to pumper testet og sammenlignet. Da pumpe A kørte, var vibrationen af ​​pumpehuset og rørledningen meget lille, indikationsværdien af ​​pumpens udløbstrykmåler var 18,8 MPa, svingningen af ​​målerviseren var ikke tydelig, og flowmåleren havde kun en lille smule svinge. Efter skift til pumpe B viste udløbsrørledningen en stor vibration uanset lavflowtilstanden eller fuld belastningsdrift. Vibrationsforskydningen ved den elektriske ventil var 0,8 mm, vibrationsforskydningen ved rørledningens ende nåede 1 mm, og vibrationshastighedsværdien var op til 10,3 mm/s. Vibrationsydelsen var intermitterende. Observer trykket og flowet, udløbstrykmåleren indikerede 18,3 MPa, viserens svingningsamplitude var 0.5-1MPa, og sugerørledningens trykmåler visersvingningsamplituden var 0,4Mpa; flowmåleren viste 100 t/t, og markørens svingningsamplitud nåede 6-10 t/t. Reaktorsystemets tryk blev reduceret med 1 MPa, og rørsystemets vibrationer blev observeret. Pumpens udløbstryk og flowpulsering var de samme som de normale driftsforhold, og rørsystemets vibrationer blev ikke forbedret.

 

 

1. Elektrisk ventil; 2. Manuel ventil; 3. Kontraventil; 4. åbningsflowmåler; 5. lille strømningsrørledning; 6. Pumpe A; 7. Pumpe B; 8. reaktorsystem

 

For at undersøge årsagen til vibrationer i rørledningssystemet blev der udført vibrationssignaltest på envejsventilen, den elektriske reguleringsventil, rørledningens hale og pumpehuset med store vibrationer. Ud fra det store sving af viseren på trykmåleren og flowmåleren og de ujævne og ustabile tegn på væskelyden i rørledningen aflyttet med en lyttepind, kunne man desuden mærke, at der kunne være stor trykpulsering i væsken i pumpen og rørledningen, så tryksensoren blev brugt til direkte at måle trykpulsationen i rørledningen. Signalet blev optaget med en båndoptager og en dataindsamlingsanordning, og derefter blev bølgeformsanalyse og frekvensanalyse udført på en frekvensanalysator. Vibrationsspektret for lejet på motorsiden af ​​pumpehuset er vist i figur 2, hvor frekvenskomponenterne med højere amplitude A er pumpens effektfrekvens (97Hz) og motorens hastighedsfrekvens (50Hz, 100Hz) .

 

 

Figur 3 viser vibrationsspektret af lejet ved pumpens udløb. Komponenterne med højere amplituder i figuren er passeringsfrekvenserne fz1 (582Hz) og 2fz1 (1160Hz) af pumpebladene. Pumpehuset vibrerer ikke meget på grund af dets gode støttestivhed, og lejehusets gennemfrekvensamplitude er 2,56 mm/s. Envejsventilen og den elektriske ventil vibrerer meget, og bølgeformen og spektret af deres vibrationssignaler er vist i figur 4. Hovedvibrationsfrekvensen på 9Hz i figuren er selvsvingningsfrekvensen for envejsventilen og elektrisk ventilgruppesystem. På grund af væskens intermitterende påvirkning er vibrationsbølgeformens amplitude A nogle gange høj og nogle gange lav, hvilket svarer til formen for "slag".

 

 

Rørledningens hale er den del med den største vibration. Den er forbundet til hovedrørledningen og kan ikke understøttes af plads. Derfor er vibrationen meget stor under påvirkning af væskeexcitationskraft. Figur 5 viser vibrationsbølgeformen og spektret af rørledningens ende. Hovedvibrationsfrekvensen i figuren er 7Hz. Når væsketrykpulseringen intermitterende påvirker rørets ende, øges amplituden af ​​frekvenskomponenten omkring 7 Hz på spektret af rørets ende pludselig. Det kan ses fra tidsdomænebølgeformen, at højfrekvensbølgen svinger op og ned, og frekvensen af ​​den periodiske udsving er 7Hz. Efter computersimulering og beregning ved hjælp af finite element-metoden er 7Hz-komponenten den naturlige frekvens af en bestemt rækkefølge af rørsystemet, og den overlejrede højfrekvente komponent kan være ventilens egenfrekvens ved rørets hale.

 

For at finde ud af, om rørsystemets vibrationer er forårsaget af væskens trykpulsering, bruges en tryksensor til direkte at teste og analysere væskens trykpulsering i rørledningen. Størrelsen af ​​væsketrykpulseringen kan udtrykkes ved trykujævnheden δ:

 

Figur 6 er tidsdomænesignalet for trykpulsering. Den højfrekvente bølge i figuren svinger op og ned, og frekvensen af ​​fluktuationen er 7Hz, som er rørsystemets egenfrekvens. Den maksimale værdi af fluktuationsamplituden △P=Pmax-Pmin=147mV~176mV, DC-komponenten af ​​gennemsnitstrykket P0=5.5V og trykujævnheden δ{{9 }}.027~0.032. Observer svingningen af ​​viseren på pumpens udløbstrykmåler. Ved et gennemsnitligt tryk på 18,3 MPa er markørsvinget 0,5 ~ 1 MPa, og den viste trykpulsationsujævnhed er den samme som resultatet opnået i figur 6.

 

Trykpulsationsujævnhedsværdien målt ovenfor er åbenbart for stor. Selvom der ikke er nogen standard for centrifugalpumper i Kina, er trykpulsationsujævnheden i afgangsrøret generelt begrænset til δ{{0}}.02~0.04 med henvisning til stempelkompressorer. Pumpen transporterer i øjeblikket inkompressibel væske, og dens værdi er tæt på den maksimalt tilladte værdi angivet af kompressorens rørledningssystem, hvilket naturligvis ikke er tilladt. Det er sådan en højtryksujævnhed δ, der forårsager store vibrationer i rørledningen. Når trykujævnheden δ=0.027 og gennemsnitstrykket P0=18.3MPa, er amplituden af ​​trykpulsationen (den maksimale amplitude, der afviger fra gennemsnitstrykket) er:

Når denne pulsationsamplitude støder på en retvinklet albue, er anslagskraften af ​​væskestrømmen på rørvæggen ved bøjningen vist i figur 7. Den statiske resulterende kraft af væsken på albuen er:

Rørets indvendige diameter er 132 mm. Når væsken pulserer, er slagamplituden af ​​det pulserende tryk på albuen:

 

En kraft på 4777N påføres ved hvert rørbøjning, hvilket uundgåeligt vil forårsage store vibrationer af røret. Når væsken desuden støder på en tværsnitskontraktion, såsom en ventil eller en reduktionsanordning, vil der også blive genereret en stor væskeslagkraft. Væsketrykpulsering vil forårsage pulsationsændringer i strømningshastigheden i røret. Figur 8 er en pulsationsændringsgraf opnået ved at sende trykpulsationssignalet og signalet, der udsendes af flowmåleren, til computeren og prøveudtagning på samme tid. I figuren er Q det samlede flow output fra pumpens udløb, Q1 er en del af flowet, der kommer ind i reaktionssystemet, og den anden del af det mindre flow returnerer til pumpens front-end udstyr. Som det kan ses af figuren, er loven om trykpulsation og flowpulsationsændringer konsistent. Når trykbølgen er på sit højeste, accelererer væsken i røret, hvilket forårsager en øjeblikkelig stigning i flowet; når trykbølgen falder øjeblikkeligt, decelererer væsken i røret, og flowet falder øjeblikkeligt. På figuren er den relative afstand mellem Q-flowmålepunktet og trykmålepunktet relativt tæt, og konsistensen af ​​ændringerne mellem de to er god. Q1-målepunktet er for enden af ​​rørsystemet. Dels er det langt væk fra trykmålepunktet, dels påvirkes det også af flowet i den lille flowrørledning. Derfor er konsistensen af ​​pulsationsændringerne på de forreste og bagerste flowmålere dårlig. De ovennævnte pulserende ændringer i tryk og flow vil påvirke rørledningen og forårsage store vibrationer i rørsystemet.

For at udforske årsagen til, at pumpen genererer trykpulsering, udsættes det opsamlede trykpulsationssignal for frekvensanalyse, og dets spektrum er vist i figur 9. Tre hovedfrekvenskomponenter optræder ofte i figuren: (1) Den {{2 }} Hz frekvenskomponent er ofte hovedkomponenten med den største spidsværdi. Som nævnt ovenfor er dette rørsystemets naturlige frekvens. (2) 291 Hz frekvenskomponenten er 3 gange pumpens hastighedsfrekvens. Antallet af pumpehjulsblade er Z1=6, og antallet af ledeskovle er Z2=9. Den største fælles divisor af de to blade frembringer denne pulsationsfrekvens. (3) 680 Hz frekvenskomponenten er 7 gange pumpens hastighedsfrekvens. Denne frekvenskomponent synes at være relateret til den kombinerede effekt af pumpens strømfrekvens og rørsystemets egenfrekvens.

 

Baseret på sammenligningen af ​​de to pumpers testkørselsforhold og test- og analyseresultaterne af rørledningsvibrationer og trykpulsering fremsættes følgende diagnostiske udtalelser:

(1) Excitationskilden til rørledningsvibration kommer fra pumpe B, ikke rørledningens designproblem, for når pumpe A, som grundlæggende er anbragt symmetrisk, kører, vibrerer hverken sugerøret eller afgangsrøret. Når pumpe B kører, vibrerer ikke kun afgangsrørledningen voldsomt, men også sugeledningen på pumper A og B, der er forbundet parallelt, har en stor amplitude. Dette er naturligvis ikke transmissionen af ​​mekaniske vibrationer, men resultatet af væsketrykpulsationstransmission.

(2) Væsketrykpulsering er den direkte årsag til rørledningsvibrationer. På grund af trykpulsering genereres væskepåvirkning ved hver bøjning og tværsnitsændring af en meget lang rørledning, og stødkraften exciterer rørledningens og ventilens naturlige frekvens. Ved rørledningens ende er lavfrekvente egenfrekvenser på omkring 1Hz og 5~10Hz hovedsageligt spændte, og ved den elektriske ventil og kontraventil er en naturlig frekvens på 9Hz hovedsageligt ophidset.

(3) Årsagen til, at væsketrykpulsering opstår, når pumpe B kører, er relateret til pumpens design. Ifølge oplysningerne skal antallet af skovlblade Z1 og antallet af ledeskovle Z2 være prime i forhold til hinanden for at reducere den ustabile kraft, der genereres på skovlens ledeskovle af vingepumpen; samtidig skal betingelsen om, at Z1 og 2Z2 er prime til hinanden, for at sikre, at trykpulsationsamplituden ved vingefrekvensen minimeres. Nu er pumpens Z1 og Z2 ikke primtal for hinanden, og Z1 og 2Z2 er ikke primtal. Den største fælles divisor for Z1 og Z2 er 3, så en frekvenskomponent på 3X97=291Hz genereres i trykpulsationssignalet. Fælles divisor for vingerne og styreskovlene er 3, hvilket betyder, at der er 3 skovle svarende til 3 ledeskovle på samme tid, hvilket gør strømningshastigheden og trykket ved hvert udgangspunkt af skovlbladspassagen meget ujævn. Væskepåvirkningen på ledeskovlen vil generere en stærk vekslende kraft. Derudover danner den ujævne strømningshastighed ved pumpehjulets udløb et mere alvorligt grænselag og adskillelseshvirvel på ledeskovlen, hvilket resulterer i trykpulsering, efter at væsken strømmer ud af pumpen. En anden mulig faktor, der kan forårsage rørledningsvibrationer forårsaget af pumpe B, er lavt udløbstryk. Pumpens ydeevnekurve er flad, og trykpulsering kan let forårsage flowudsving. Flowudsving forstærker slagkraften på rørvæggen og genererer derved større rørsystemvibrationer.

 

 

Fra diagnosekonklusionen på rørsystemets vibrationsfejl bekræftes det, at vibrationskilden kommer fra selve pumpen B, ikke fra rørsystemet. Derfor anbefales det at ændre pumpedesignet, det vil sige at ændre rotor- og statorkomponenterne. De specifikke foranstaltninger omfatter generelt følgende to aspekter:

(1) Skift antallet af pumpehjulsblade, skift Z1 fra 6 til 7, og se parametrene for pumpe A for omhyggeligt at designe hver del af strømningskanalen for fundamentalt at eliminere væskens trykpulsering.

(2) Øg pumpens udløbstryk fra de oprindelige 18,3 MPa til 21,3 MPa, hvorved væskens drivkraft i røret øges kraftigt og fluktuationen i flowhastigheden sænkes.

Efter modifikationen blev pumpe B sat i drift. Den oprindelige stærke vibration af rørledningen forsvandt fuldstændigt, og vibrationsforskydningsværdien ved den elektriske ventil faldt fra 800μm til 61,5μm; vibrationsforskydningsværdien af ​​rørledningens hale med den største vibration faldet fra 1 mm til 129 μm; vibrationshastighedsværdien for lejehuset faldt også fra 2,56 mm/s til 1,48 mm/s. Niveauet af mikrovibration af rørledningen er næsten det samme som for pumpe A, når den kører.