输油泵运行振动超高故障处理

摘要：本文主要阐述对输油泵运行振动超高故障的检维修过程。通过动设备状态监测手段进行深入分析，采取叶轮切削方式改变离心泵流体动力激振状态，从而改善离心泵运行振动超高问题。

关键词：输油泵；振动；状态监测；叶轮切削

概述

中国石化华南成品油长输管道主要采用德国鲁尔泵（RUHRPUMPEN）作为输油主输泵，首站共4台主输泵，2台小泵和2台大泵依次串联，编号分别为4#、5#、6#、7#。其中6#主输泵长期存在输送汽油工况下振动超高问题，其在工艺流程中为串联第3台泵，泵型为ZM IP 480/03，按API610（第11版）泵分类属于BB1型水平卧式轴向剖分单级双吸泵，滚动轴承非强制。该泵额定流量780m？/h、额定扬程300m、转速2980r/min，工频运行。现场振动监测采用加速度振动传感器，驱动端（DE）和非驱动端（NDE）均为垂直振动测量，测量点为径向轴承座上部。

故障现象

在汽油工况下输送流量为400m？/h时，现场测量6#泵NDE端振动值：垂直9.2mm/s、水平5.2mm/s、轴向3.6mm/s；DE端振动值：垂直3.2mm/s、水平2.4mm/s、轴向2.9mm/s。在与其它泵联运状态下，NDE端垂直振动最高达12.5mm/s。根据《泵的振动测量与评价方法》（JB/T 8097-1999）第4.2条内容规定，按泵中心高和转速将泵分为四类来评价泵的振动级别，该泵属于第三类泵（1800 r/min转速4500 r/min，中心高>550 mm），振动级别A、B、C、D四级，D级为不合格（振动值7.10mm/s），该泵振动在不合格区域，需要停车检修。

检修过程

故障排查

在对6#泵开泵盖前对泵进行外观初步检查和检测，检测泵轴与电机轴同心度正常，DE和NDE端机械密封泄漏量正常（10滴/min内），但止推轴承温度在高报警临界值附近（90℃）。因为泵故障已经显露，当时未再做早期故障诊断，所以编制检修方案时未考虑状态监测手段进行定性分析，而是直接采取开盖检查故障点并处理。

开泵盖后发现：叶轮与轴配合部松动，轴叶轮安装位置存在明显磨损，但叶轮无冲蚀情况；叶轮锁紧螺母松动，且外周磨损严重；叶轮口环和壳体口环均磨损，壳体口环与叶轮口环配合部局部周向磨损，且存在细小冲蚀孔，壳体口环内端面存在鱼鳞状冲蚀带。根据以往泵检修经验，以上情况为转子正常使用磨损，一般不是泵运行振动超高的主导因素。

拆松泵进出口法兰连接螺栓，检查自由状态下法兰配对情况，发现泵进口管法兰比泵进口法兰高6mm，泵出口法兰比泵出口管线法兰高3mm，水平无偏差。故泵进口配对法兰配合超差较大（标准≤2mm），初步判断进出口管带应力安装或泵基础安装偏差。

对泵水平中分面进行水平度检测，使用量程200mm、分度值0.02mm/m的框式水平仪和塞尺进行测量，泵端轴向加0.23 mm塞尺使水平仪平衡，即轴向水平度偏差1mm/m；泵端径向进口侧加0.25mm塞尺使水平仪平衡，即径向水平度偏差1.40mm/m。对泵基础地脚水平度进行复测，数据与中分面一致，即泵基础存在安装偏差（GB50275标准值为0.02mm/m）。

前期故障处理

针对6#泵转子磨损问题，更换了除叶轮外全套转子部件，并按G2.5级重新进行动平衡调整，恢复原有各间隙配合精度，更换了NDE端、DE端径向轴承和止推推轴承。针对泵基础偏差问题，综合输油生产影响、施工安全和可行性等因素，最终采取在泵地脚加特制垫铁的调整方案。根据水平度测量数据，在每个泵脚增加一块基础厚度为2L的斜角垫铁，斜角比例由现场水平仪数据选定。现场安装过程中根据实时水平测量数据进行手工研磨调整，最终使地脚垫片达到0.02mm/m精度要求。再将下泵体坐至垫铁上复测泵体中分面水平度，边固定地脚螺栓边测量水平度变化，待螺栓完全紧固且水平度符合要求后，点焊固定垫铁防止窜动。

采用状态监测分析手段

经过转子检修和基础调整后，6#泵单泵和多泵联运试运行仍存在NDE端垂直振动超高现象，最高达12.0mm/s，振动无明显改善。说明6#泵振动超高与基础安装偏差也无明显关系。该泵长时间工作点在API610规定的最优工作区边缘，初步判断工作点与该泵流体动力激振点重合。采用状态监测手段对该泵进行深入分析，分别在汽油和柴油工况下进行监测，但由于工况流量调节范围有限，无法实现泵性能曲线全区域监测，但通过出站调节阀37%-75%缓慢调节观察，流量变化对振动影响较小。本次测点选在轴承箱外侧垂直、水平、轴向三个方向。

柴油工况下振动无异常这里不做分析。在汽油工况下（500m？/h）从振动频谱分析得到振动主要分布于NDE端垂直方向，由5倍频（249.5Hz）占主导；1、2、3、4倍频幅值在输送汽油和柴油时均较小，可判断转子不存在轴向力不平衡及偏心问题（如图1）。

由于单级叶轮为5片叶片，5倍频即为叶轮通过频率，叶轮通过频率是由叶轮与蜗壳之间的动静干涉引起。叶轮每旋转一周，5个叶片产生5次干涉，干涉振荡反作用在叶轮上，通过转子传递至径向轴承座产生5倍频振动，又称为流体动力激振。在汽油工况下，该泵流体动力激振异常升高，振动源且主要为5倍频，汽油介质对流道冲击作用造成激振作用较强，这是导致泵运行振动超高的主导因素。

通常通过改变叶轮结构来改变流体动力激振，如改变叶轮叶片数、叶轮切割改变直径、增加电机变频器等方法，在这里主要采用叶轮切割方案进行改造。

叶轮切削量计算

离心泵经验切割公式[1]

中高比转速的离心泵：80

⑴；对于低比转速的离心泵，即一般类型泵：30

⑵；对于（2）式修正式为[2]：

⑶； D2--切割前叶轮直径；D2--切割后叶轮直径；Q--切割前泵流量；Q--切割后泵流量H--切割前泵扬程；H--切割后泵扬程。

按6#泵最佳效率点即额定点的计算比转速[1]。

=≈70。

N--转速（r/min）；H--每级扬程（m）；Q--叶轮每个进口的流量（m？/s）。

该泵叶轮切削适用上式（3）。

叶轮切割量确定及核算

该输油站近期出站工艺输油量为300-600m？/h。在300m？/h流量情况下，运行1台大泵或1台小泵和1台大泵，出站压力在3-5MPa，该工况占总工况的90%左右，即在额定点38%左右运行，属不稳定区域；在600m？/h流量下，运行2台大泵或1台小泵和2台大泵，出站压力在5-7MPa。该站为首站，进主输泵压力为0.6MPa左右。该站工艺调节范围较大，但为减少效率损失，应尽可能减少叶轮切割量。将切割量调整在叶轮直径的5%以内，原叶轮直径为D2=488mm，切割后直径圆整为D2≈465mm。采用切割公式（3）进行核算，以额定点H=300m，Q=780 m？/h进行计算，得到=280m， Q=730 m？/h。依照原有性能曲线，相似做出切割后性能曲线（如图2），这里假设叶轮出口安放角β不变，且叶轮切割前出口半径处蜗壳与切割后相比等宽度[3]：

该泵进出口中心高一致即差为0；

即（4）式可化为H=（5）。

采用（5）式核算，当流量为300m？/h时，3MPa≤P≤5MPa，可保证小泵与大泵各1用1备；当流量为600m？/h时，5MPa≤P≤7MPa，运行1台小泵和2台大泵，满足工艺条件，可增加出站调节阀控制范围，降低出站调节阀球体冲蚀风险。叶轮切割按照Φ465mm完成后进行静平衡检测，对整套转子重新进行动平衡检测，再进行回装。

检修后测试结果

6#泵检修完成后，在汽油（密度按750kg/m？）工况下流量为290m？/h单独试运行，泵进、出口压力实测分别为0.57MPa、2.90MPa。根据公式（5）计算，工作点=327m，该点位于图5中切割后性能曲线（虚线）上。测试6#泵振动DE端振动值：水平4.0mm/s、垂直3.1 mm/s、轴向2.8 mm/s；NDE端振动值：水平3.0 mm/s、垂直4.6 mm/s、轴向2.7 mm/s。各项振动值在标准合格范围内，故障检修取得明显效果。

参考文献：

[1]薛敦松.泵[M]. 第二版.

[2]何希杰等.离心泵叶轮切割定律的研究.水泵技术，1982.

[3]顾建明、陆明琦.离心泵叶轮切割对性能的影响[J].流体机械，1994年，第22卷第5期：12-15.

作者简介：

史铁峰（1985年8月-），男（汉族），吉林省吉林市人，助理工程师，大学本科，就职于中石化销售有限公司华南分公司。