1、减底泵振动分析及改进方案2011-4-28一概述：公司常减压装置减底油泵为该装置的关键设备，采用的是沈阳水泵厂生产的单级双支撑 BB2 型泵，型号为 DSJH81015M，电机功率 280kw、转速2970r/min。套常减压装置自开工以来，该泵及其联接管线振动一直较大。2010 年 8 月 6 日，减底泵检修后进行试运，现场采集振动数据。在处理量为 210t/h，约 278m3/h，其振动值如下PIH/V：8.4554/8.4664，POH/V：11.2501/6.8418，POA：2.0931，运行在 D区，为不合格状态。频谱分析，发现四倍频的叶片通过频率幅值大大超过了工频及其它谐频。 I
2、CJ - 2BW5 303-OPD2P221/2 -POV PUMP BEARING OUTBOARD VERTICAL Analyze Spectrum 10-08-06 08:48:0 PK = 6.96 LOAD = 10.0 RPM = 2987. (49.78 Hz) 0 200 400 600 800 100012345678Frequency in HzPK Velocity in m/SecFreq: Ordr: Spec: 19.02 3.98 6.01泵外侧垂直频谱ICJ - 2BW5 303-OPD2P221/2 -POH PUMP BEARING OUTBOARD HO
3、RIZONTAL Analyze Spectrum 10-08-06 08:46:42 PK = 1.54 LOAD = 10.0 RPM = 2987. (49.78 Hz) 0 200 400 600 800 10002468101214Frequency in HzPK Velocity in m/SecFreq: Ordr: Spec: 19.07 3.99 10.75泵外侧水平频谱为消除超标振动现象，2011 年底在泵体、轴及轴承座不动的情况下，对该泵叶轮进行了重新设计制造，重点解决叶轮叶片通过频率对泵振动的影响。新制造的叶轮安装后进行了现场测试，其振动频谱如下：PIH-前端水平PI
4、H采样时间：2011-03-24 14:59:33,测量值：3.5282mm/sPIV-前端垂直PIV采样时间：2011-03-24 15:00:01,测量值：5.4mm/sPOH-后端水平POH采样时间：2011-03-24 15:00:33,测量值：3.9mm/sPOV-后端垂直POV采样时间：2011-03-24 15:01:01,测量值：7.4mm/sPOA-后端轴向PIA采样时间：2011-03-24 15:01:31,测量值：5mm/s与改造前比较，其振动烈度有一定程度的改善，但仍未到达标准要求值。按 JB/T8097 标准要求，泵中心高在 225550，转速在 18004500
5、范围内，属于第三类泵，振动烈度在 1.8mm/s 以内属于 A 级， 1.84.5mm/s 属于 B 级，4.57.1mm/s 属于 C 级，因此泵的任何一个测点振动烈度超过 7.1mm/s 即属于不合格范畴，实际 P220/1 后端垂直POV 测量值已达到 7.4mm/s，超 C 级允差要求；前端垂直PIV 达到 5.4mm/s，后端轴向PIA 达到 5.0mm/s，属 C 级范畴，因为减底泵工位的重要性，本项目的目标是将其上述测点的振动烈度均控制在 4.5mm/s 以内，即达到 B 级泵标准要求。为此，公司有关人员于 2011 年 4 月中旬赴用户现场实际考察了该泵的安装及使用状况，并与作
6、业部及机动部有关领导及技术人员进行了充分的交流后，作出如下分析，并提出后续改进拟实施方案供参考。二振动原因分析：近年来，中石化股份公司炼油板块一直坚持“优化增效、节能减排 ”的工作方针，全面深入地开展了“减压深拔 ”等技术的推广工作，采用减压深拔炼油工艺，提高了高附加值产品收率，可以有效提高炼油收益。但减压深拔技术的应用对与之配套的设备提出了更高的要求，减压塔底泵便是其中关键设备之一。减压塔（T105）浮球液位计安装标高是 10276mm， T105 工作液位现场见证后发现，T105 出流至减底油泵系统管路较长，有七个弯头，此外还有变径管及入口阀门等，因此其入口沿程损失较大，由于减压塔为负压操
7、作，并且由于工艺流程的波动，塔底泵的吸入口压力可达到0.03750.045Mpa，泵进口管极易发生汽阻现象，因此对泵的汽蚀性能提出了较高的要求，原沈水DSJH81015M 泵在 Q=306M3/h 时，其汽蚀性能 NPSHr=4.5 m。考虑工作温度下介质的汽化压力，装置的有效汽蚀余量 NPSHa 只有4.85.5 m，已无法满足 API610 标准及 GB3215-2007 标准中关于 NPSHa-NPSHr0.7 m 的使用要求，在大流量及低液位情况下，装置 NPSHa 会进一步降低，从而发生临界汽蚀汽蚀初生汽蚀扩展的过程，设备外在表现为随着流量加大泵振动加剧，最终表现为出口阀门开度加大泵
8、的流量无法继续增加，而泵的振动持续恶化的状况。此外，DSJH 系列泵的轴承座中间架采用的半开式设计，以及转子轴的设计略显单薄造成振动的进一步加剧，这一点从前期采用的 4 叶片及 5 叶片叶轮的振动频谱分解中也可看出，其叶片通过频率的振动分量明显偏大，可以得出其转子支承系统抗扰动能力较差之结论。三应对措施及拟实施方案根据目前状况，泵配套电机功率为 280kw，泵流量 306m3/h 时，出口扬程达到 215m，因泵出口实际换热流程压降降低，可适当减小泵出口扬程至190m，在保证电机功率不超负荷的情况下，可以提高泵的出口流量至350360m3/h。我方认为，在泵体不动的情况下，通过重新设计叶轮及转
9、子支承系统，可有效改善泵目前产生的汽蚀振动，能保证达到泵出口流量控制在 360m3/h 的现场工艺要求。1泵叶轮高汽蚀水力模型的设计采用双吸叶轮是有效提高泵汽蚀性能的途径之一，在此基础上还可通过以下方法优化设计，通过调整叶轮进口及叶片的相关几何参数，来达到改善泵汽蚀性能的目的：（1）增加进口直径，减少进口流速；（2）增大进口安放角，减少叶片的弯曲，增大叶片进口过流面积，减少叶片的排挤；（3）增加叶片进口宽度，进口过流面积增加，减少进口流速；（4）增加前盖板的曲率半径，减少前盖板的流速和改善速度分布的均匀性；（5）叶片进口边适当向进口延伸并减薄，叶片提早接受液体的作用，增加叶片的表面积，减少叶片
10、工作面和背面的压差。因原泵泵体口环较厚，可适当减薄，加大叶轮吸入口直径，图 1 是设计的加大进口直径的双吸叶轮示意图。图 1 加大进口直径双吸叶轮示意图利用 PCAD 设计两组水力模型，采用 Pro / Engineer 软件进行几何建模，并通过 FLUENT 的前处理软件 GAMBIT 对其进行网格划分，最后利用网格进行内部流场数值模拟计算。考虑到双吸式离心泵几何结构的对称性，分别取叶轮、吸水室，蜗壳的一半作为计算区域，并适当地延长吸水室的进水口和蜗壳的出水口以保证进出口边界不位于重要流动变化区域。在 Pro/E 三维扭曲叶片造型文件进行三维造型，生成的叶片如图 2 所示。数值模拟所研究的对
11、象是流体，因此要对流体进行实体造型，得到流道的三维实体模型图造型结果如图 3 所示。图 2 叶轮叶片三维造型 图 3 双吸叶轮流道实体造型利用前处理程序 Gambit 中读入.stp 格式的三维图，进行网格划，最后用FLUENT 软件对两组模型在额定工况下的内部流动进行了分析，内部流场分析计算结果如图 4、5 、6、7 所示。图 4a 模型 1 叶片工作面静压分布 图 4b 模型 1 叶片背面静压分布图5a 模型2叶片工作面静压分布 图5b 模型2叶片背面静压分布图 6 模型 1 叶片静压图 图 7 模型 2 叶片静压图根据两种模型叶片静压分布图可以看到，在叶轮内，在沿叶片流动方向上，从进口到
12、出口，静压先降低，到某一个最低负压值后，静压又开始上升，直到叶轮出口处，达到最大值。由于叶片进口角的影响，静压的最低点位于叶片进口附近，这一小块区域正是通常发生汽蚀的区域。在该区域产生汽泡，然后沿着叶片压力又很快升高，在压力的作用下，汽泡又产生收缩和溃灭，造成对叶片金属表面的冲击破坏，形成汽蚀坑。从叶轮进口到叶轮出口压力经历了先降低后升高的过程，这种进口处的高压区势必造成水泵运行造成不 利影响。叶轮同一半径圆周上，工作面的静压大于叶片背面的静压，且压力梯度分布不一致。在叶片进口区域压力梯度比较小，在叶片出口区域压力梯度大，从叶轮进口到出口压力逐渐增加。同时，在每个断面上，工作面的压力明显大于背
13、面的压力，且在叶片背面进口附近压力最低最容易发生汽蚀，模型 2 的最低压力明显小于模型 1 的最低压力，模型 2 易发生汽蚀。图 8 模型 2：NPSHa=5.5m （Q=306m3/h)图 9 模型 2：NPSHa=4.5m （Q=306m3/h)图 10 模型 2：NPSH=5.5m （Q=360m3/h)图 11 模型 2：NPSH=4.5m （Q=360m3/h)采用 PCAD 水力模型设计与 CFD 流场分析计算相结合，遴选出汽蚀性能最好的模型作为叶轮最终方案。2 泵总体结构优化设计在提高泵汽蚀性能的同时，改进原泵转子支承系统设计，提高泵在极端工况下产生汽蚀后的抗振动能力。具体措施是重新设计轴承座及其与泵盖间的连接架，在可能的情况下加粗轴径，增加转子支承系统刚性，从而降低系统刚性不足对汽蚀振动的放大效应。
