Dijagnostika i liječenje kvarova na cjevovodu pumpe

Hidrokreking od 800,000 t/a određene kompanije je uređaj za duboku preradu nafte domaće proizvodnje. Uređaj ima dvije velike pumpe visokog pritiska (od kojih je jedna rezervna) za podizanje sirovog ulja (voštanog ulja) sa ulaznog pritiska od 0,15 MPa na izlazni pritisak od oko 10 MPa i ulazak u sistem reakcije hidrogenacije za reakciju . Među dvije višestepene pumpe visokog pritiska, jedna je A pumpa, 7-stepeno radno kolo, projektovani protok 126,8m3/min, visina 2254m, brzina 5000r/min; druga je B pumpa, 5-stepeni impeler, prečnik impelera 293mm, broj lopatice radnog kola Zl=6, lopatica vodilice broj Z2=9, projektovani protok 126,8m3/h, visina 2256m, brzina 5814r/min. Dvije pumpe su u osnovi raspoređene simetrično, a izlazni cjevovodi svaki prolaze kroz mjerač protoka sa otvorom, nepovratni ventil, ručni ventil i električni regulacioni ventil, a zatim se spajaju u prostoru, a zatim ulaze u reakcioni sistem kroz veoma dug glavni vod i grupa ventila. Izgled cjevovoda je prikazan na slici 1. Ukupna dužina cjevovoda od izlaza pumpe do reaktora je 140m. Nakon ugradnje B pumpe, cevovod i sistem ventila su doživjeli velike vibracije od prvog testa opterećenja. Pošto je voštano ulje koje se transportuje pumpom zapaljiv materijal, kada sistem cevovoda vibrira i napukne, posledice će biti veoma ozbiljne. Stoga je vrlo važno riješiti problem vibracija cevovodnog sistema kada B pumpa radi kako bi se osigurala sigurna proizvodnja uređaja.

 

Kako bi se dijagnosticirao problem vibracija cijevnog sistema u radu pumpe B, dvije pumpe su testirane i upoređene. Kada je pumpa A radila, vibracija tijela pumpe i cjevovoda bila je vrlo mala, indikacija izlaznog manometra pumpe bila je 18,8 MPa, zamah pokazivača mjerača nije bio očigledan, a pokazivač mjerača protoka imao je samo neznatan swing. Nakon prelaska na pumpu B, ispusni cjevovod je pokazao velike vibracije bez obzira na stanje malog protoka ili rad pri punom opterećenju. Vibracioni pomak na električnom ventilu bio je 0.8mm, pomak vibracije na repu cjevovoda je dostigao 1mm, a vrijednost brzine vibracije do 10.3mm/s. Performanse vibracije bile su isprekidane. Posmatrajte pritisak i protok, izlazni manometar je pokazao 18,3 MPa, amplituda zamaha pokazivača bila je 0.5-1MPa, a amplituda zamaha pokazivača pritiska usisnog cjevovoda bila je 0,4 Mpa; mjerač protoka je pokazao 100t/h, a amplituda zamaha pokazivača dostigla je 6-10t/h. Pritisak reaktorskog sistema je smanjen za 1MPa, a uočene su vibracije cijevnog sistema. Izlazni pritisak pumpe i pulsiranje protoka bili su isti kao i normalni radni uslovi, a vibracije cevnog sistema se nisu poboljšale.

 

 

1. Električni ventil; 2. Ručni ventil; 3. Nepovratni ventil; 4. Mjerač protoka na otvoru; 5. cevovod malog protoka; 6. Pumpa A; 7. Pumpa B; 8. reaktorski sistem

 

U cilju istraživanja uzroka vibracija u cevovodnom sistemu, izvršena su ispitivanja vibracijskog signala na jednosmernom ventilu, električnom regulacionom ventilu, repu cevovoda i telu pumpe sa velikim vibracijama. Osim toga, zbog velikog zamaha pokazivača manometra i mjerača protoka i neujednačenih i nestabilnih znakova zvuka fluida u cjevovodu prisluškivanog štapom za slušanje, osjetilo se da bi moglo doći do velikih pulsacija tlaka u tekućini u pumpe i cevovoda, pa je senzor pritiska korišćen za direktno merenje pulsacije pritiska u cjevovodu. Signal je sniman magnetofonom i uređajem za akviziciju podataka, a zatim je izvršena analiza valnog oblika i analiza frekvencija na frekventnom analizatoru. Spektar vibracija ležaja na strani motora kućišta pumpe prikazan je na slici 2, gdje su frekvencijske komponente sa većom amplitudom A frekvencija snage pumpe (97Hz) i frekvencija brzine motora (50Hz, 100Hz) .

 

 

Slika 3 prikazuje spektar vibracija ležaja na izlazu iz pumpe. Komponente sa većim amplitudama na slici su prolazne frekvencije fz1 (582Hz) i 2fz1 (1160Hz) lopatica pumpe. Tijelo pumpe ne vibrira mnogo zbog dobre krutosti nosača, a amplituda prolazne frekvencije kućišta ležaja je 2,56 mm/s. Jednosmjerni ventil i električni ventil jako vibriraju, a valni oblik i spektar njihovih vibracijskih signala prikazani su na slici 4. Glavna frekvencija vibracije od 9Hz na slici je frekvencija samooscilacije jednosmjernog ventila i sistem grupe električnih ventila. Zbog povremenog udara tečnosti, amplituda valnog oblika vibracije A je ponekad visoka, a ponekad niska, što je slično obliku "udaranja".

 

 

Rep cevovoda je deo sa najvećom vibracijom. Povezan je sa glavnim cjevovodom i ne može biti poduprt prostorom. Dakle, pod dejstvom sile pobuđivanja fluida, vibracija je veoma velika. Slika 5 prikazuje talasni oblik vibracije i spektar repa cjevovoda. Glavna frekvencija vibracije na slici je 7Hz. Kada pulsiranje pritiska fluida povremeno utiče na rep cevi, amplituda frekvencijske komponente oko 7Hz na spektru repa cevi naglo se povećava. Iz talasnog oblika vremenskog domena može se vidjeti da visokofrekventni val fluktuira gore-dolje, a frekvencija periodične fluktuacije je 7Hz. Nakon kompjuterske simulacije i proračuna metodom konačnih elemenata, komponenta od 7Hz je prirodna frekvencija određenog reda cijevnog sistema, a superponirana visokofrekventna komponenta može biti prirodna frekvencija ventila na repu cijevi.

 

Da bi se utvrdilo da li je vibracija cijevnog sistema uzrokovana pulsiranjem tlaka fluida, koristi se senzor tlaka za direktno ispitivanje i analizu pulsiranja tlaka fluida u cjevovodu. Veličina pulsiranja pritiska fluida može se izraziti neravnomernošću pritiska δ:

 

Slika 6 je signal pulsiranja pritiska u vremenskom domenu. Visokofrekventni talas na slici fluktuira gore-dole, a frekvencija fluktuacije je 7Hz, što je prirodna frekvencija cevnog sistema. Maksimalna vrijednost amplitude fluktuacije △P=Pmax-Pmin=147mV~176mV, DC komponente prosječnog pritiska P0=5.5V i neravnomjernosti pritiska δ{{9 }}.027~0.032. Obratite pažnju na zamah pokazivača izlaznog manometra pumpe. Pri prosječnom pritisku od 18,3 MPa, zamah pokazivača je 0,5 ~ 1 MPa, a prikazana neravnomjernost pulsiranja tlaka je ista kao rezultat dobiven na slici 6.

 

Gore izmjerena vrijednost neujednačenosti pulsiranja pritiska je očito prevelika. Iako ne postoji standard za centrifugalne pumpe u Kini, neravnomjernost pulsiranja tlaka na ispusnoj cijevi općenito je ograničena na δ{{0}}.02~0.04 u odnosu na klipne kompresore. Pumpa trenutno transportuje nestišljivu tečnost, a njena vrednost je blizu maksimalno dozvoljene vrednosti koju određuje sistem cevovoda kompresora, što očigledno nije dozvoljeno. Toliko visoka neravnina pritiska δ uzrokuje velike vibracije u cjevovodu. Kada je neravnomjernost pritiska δ=0.027 i prosječni pritisak P0=18.3MPa, amplituda pulsiranja pritiska (maksimalna amplituda koja odstupa od prosječnog pritiska) je:

Kada ova amplituda pulsiranja naiđe na koljeno pod pravim uglom, udarna sila strujanja tečnosti na zid cevi na krivini je prikazana na slici 7. Statička rezultujuća sila fluida na koljeno je:

Unutrašnji prečnik cevi je 132 mm. Kada tečnost pulsira, amplituda udara pulsirajućeg pritiska na lakat je:

 

Na svaku krivinu cijevi primjenjuje se sila od 4777N, što će neizbježno uzrokovati velike vibracije cijevi. Osim toga, kada tekućina naiđe na kontrakciju poprečnog presjeka kao što je ventil ili reduktor, također će se stvoriti velika sila udara fluida. Pulsiranje tlaka tekućine će uzrokovati pulsirajuće promjene u brzini protoka u cijevi. Slika 8 je grafik promjene pulsiranja dobiven slanjem signala pulsiranja tlaka i signala koji izlaze iz mjerača protoka u računar i istovremeno uzorkovanjem. Na slici, Q je ukupni izlazni protok iz izlaza pumpe, Q1 je dio protoka koji ulazi u reakcioni sistem, a drugi dio manjeg protoka se vraća u prednju opremu pumpe. Kao što se može vidjeti sa slike, zakon pulsiranja pritiska i promjene pulsiranja protoka je konzistentan. Kada je talas pritiska na svom vrhuncu, fluid u cevi se ubrzava, uzrokujući trenutno povećanje protoka; kada talas pritiska trenutno opadne, fluid u cevi se usporava, a protok trenutno opada. Na slici, relativna udaljenost između tačke merenja Q protoka i tačke merenja pritiska je relativno bliska, a konzistentnost promena između njih je dobra. Mjerna tačka Q1 nalazi se na kraju cijevnog sistema. S jedne strane, udaljen je od tačke mjerenja pritiska, as druge strane na njega utiče i tok maloprotočnog cjevovoda. Zbog toga je konzistentnost promjena pulsiranja prednjih i stražnjih mjerača protoka loša. Gore navedene pulsirajuće promjene pritiska i protoka će uticati na cevovod i izazvati velike vibracije cevovodnog sistema.

Da bi se istražio razlog zašto pumpa generiše pulsiranje pritiska, prikupljeni signal pulsiranja pritiska se podvrgava analizi frekvencije, a njegov spektar je prikazan na slici 9. Na slici se često pojavljuju tri glavne frekvencijske komponente: (1) {{2 }} Hz frekvencijska komponenta je često glavna komponenta sa najvećom vršnom vrijednošću. Kao što je gore spomenuto, ovo je prirodna frekvencija cijevnog sistema. (2) Komponenta frekvencije od 291 Hz je 3 puta veća od frekvencije brzine pumpe. Broj lopatica radnog kola pumpe je Z1=6, a broj lopatica vodilice je Z2=9. Najveći zajednički djelitelj dvaju oštrica proizvodi ovu frekvenciju pulsiranja. (3) Frekvencijska komponenta od 680 Hz je 7 puta veća od frekvencije brzine pumpe. Čini se da je ova frekvencijska komponenta povezana sa kombinovanim efektom frekvencije snage pumpe i prirodne frekvencije cijevnog sistema.

 

Na osnovu poređenja uslova probnog rada dve pumpe i rezultata ispitivanja i analize vibracija cevovoda i pulsiranja pritiska, daju se sledeća dijagnostička mišljenja:

(1) Izvor pobude vibracija cjevovoda dolazi od pumpe B, a ne projektnog problema cjevovoda, jer kada pumpa A, koja je u osnovi postavljena simetrično, radi, ni usisna ni potisna cijev ne vibriraju. Kada pumpa B radi, ne samo da potisni cevovod snažno vibrira, već i usisni cevovod paralelno povezanih pumpi A i B ima veliku amplitudu. Očigledno, ovo nije prijenos mehaničke vibracije, već rezultat prijenosa pulsiranja tlaka tekućine.

(2) Pulsiranje tlaka fluida je direktan uzrok vibracija cjevovoda. Zbog pulsiranja tlaka, na svakoj krivini i promjeni poprečnog presjeka vrlo dugog cjevovoda nastaje udar fluida, a sila udara pobuđuje prirodnu frekvenciju cjevovoda i ventila. Na repu cjevovoda uglavnom se pobuđuju niskofrekventne prirodne frekvencije od oko 1Hz i 5~10Hz, a na električnom ventilu i nepovratnom ventilu uglavnom se pobuđuje prirodna frekvencija od 9Hz.

(3) Razlog zašto dolazi do pulsiranja pritiska fluida kada pumpa B radi povezan je sa dizajnom pumpe. Prema informacijama, da bi se smanjila nestabilna sila koja se stvara na lopatici vodeće lopatice lopatične pumpe, broj lopatica radnog kola Z1 i broj lopatica vodeće lopatice Z2 moraju biti jednaki jedno drugom; istovremeno, kako bi se osiguralo da je amplituda pulsiranja pritiska na frekvenciji lopatice minimizirana, također mora biti ispunjen uvjet da su Z1 i 2Z2 prosti jedno prema drugom. Sada Z1 i Z2 pumpe nisu prosti jedni drugima, a Z1 i 2Z2 nisu prosti brojevi. Najveći zajednički djelitelj Z1 i Z2 je 3, tako da se frekvencijska komponenta od 3X97=291Hz generira u signalu pulsiranja pritiska. Zajednički djelitelj lopatica i vodećih lopatica je 3, što znači da postoje 3 lopatice koje odgovaraju 3 vodeće lopatice u isto vrijeme, čineći brzinu protoka i pritisak na svakoj izlaznoj tački prolaza lopatice radnog kola vrlo neujednačenim. Udar fluida na vodeću lopaticu će stvoriti snažnu naizmjeničnu silu. Osim toga, neujednačena brzina protoka na izlazu radnog kola stvara ozbiljniji granični sloj i separacijski vrtlog na vodećoj lopatici, što rezultira pulsiranjem tlaka nakon što tekućina iscuri iz pumpe. Drugi mogući faktor koji može uzrokovati vibracije cjevovoda uzrokovane pumpom B je nizak izlazni tlak. Kriva performansi pumpe je ravna, a pulsiranje pritiska može lako uzrokovati fluktuacije protoka. Fluktuacije protoka intenziviraju udarnu silu na zid cijevi, čime se stvaraju veće vibracije cijevnog sistema.

 

 

Iz zaključka dijagnoze kvara u cijevnom sistemu potvrđuje se da izvor vibracija dolazi iz same pumpe B, a ne iz cijevnog sistema. Stoga se preporučuje izmjena dizajna pumpe, odnosno modifikacija komponenti rotora i statora. Specifične mjere općenito uključuju sljedeća dva aspekta:

(1) Promijenite broj lopatica radnog kola, promijenite Z1 sa 6 na 7 i pogledajte parametre pumpe A kako biste pažljivo dizajnirali svaki dio protočnog kanala kako biste u osnovi eliminirali pulsiranje tlaka fluida.

(2) Povećajte izlazni pritisak pumpe sa originalnih 18,3 MPa na 21,3 MPa, čime se uveliko povećava pokretačka sila fluida u cevi i usporava fluktuacija brzine protoka.

Nakon modifikacije, pumpa B je puštena u rad. Prvobitna snažna vibracija cjevovoda je potpuno nestala, a vrijednost pomaka vibracije na električnom ventilu je pala sa 800 μm na 61,5 μm; vrijednost vibracionog pomaka repa cjevovoda s najvećom vibracijom pala je sa 1 mm na 129 μm; vrijednost brzine vibracija kućišta ležaja također je pala sa 2,56 mm/s na 1,48 mm/s. Nivo mikrovibracije cevovoda je skoro isti kao kod pumpe A kada radi.