ポンプパイプラインの故障診断と治療
某社の800,000t/a水素化分解は国産の石油精製深部処理装置です。本装置は大型の高圧フィードポンプを2台（うち1台は予備）を備え、原料油（ワックスオイル）を入口圧力0.15MPaから出口圧力約10MPaまで昇圧し、水素化反応系に導入して反応させます。 。 2つの高圧多段ポンプのうち、1つはAポンプ、7-段羽根車、設計流量126.8m3/min、揚程2254m、速度5000r/minです。もう一つは B ポンプ、5- 段羽根車、羽根車直径 293mm、羽根車羽根番号 Zl=6、案内羽根羽根番号 Z2=9、設計流量 126.8m3/h、揚程 2256m、速度5814r/分。 2台のポンプは基本的に対称に配置されており、出口配管はそれぞれオリフィス流量計、逆止弁、手動弁、電動調整弁を経て空間内で合流し、非常に長いメインラインを通って反応系に入り、バルブグループ。パイプラインの配置を図 1 に示します。ポンプ出口から反応器までのパイプラインの全長は 140m です。 B ポンプの設置後、最初の負荷テスト以来、パイプラインとバルブ システムに大きな振動が発生しました。ポンプによって輸送されるワックスオイルは可燃性物質であるため、パイプラインシステムが振動して亀裂が発生すると、非常に深刻な結果が生じます。したがって、デバイスの安全な生産を確保するには、B ポンプの動作時にパイプライン システムの振動の問題を解決することが非常に重要です。
ポンプ B の動作時の配管システムの振動の問題を診断するために、2 つのポンプをテストして比較しました。ポンプAの運転時、ポンプ本体および配管の振動は非常に小さく、ポンプ出口圧力計の指示値は18.8MPaで、計針の振れは目立たず、流量計の指針はわずかに振れているだけでした。スイング。ポンプ B に切り替えた後、低流量条件または全負荷運転に関係なく、吐出パイプラインに大きな振動が発生しました。電動バルブでの振動変位は0.8mm、パイプラインの末端での振動変位は1mmに達し、振動速度値は最大10.3mm/sでした。振動パフォーマンスは断続的でした。圧力と流量を観察すると、出口圧力計は 18.3MPa を示し、指針振幅は 0.5-1MPa、吸込管路圧力計指針振幅は 0.4Mpa でした。流量計は 100t/h を示し、指針の振幅は 6-10t/h に達しました。反応器系を１ＭＰａ減圧し、配管系の振動を観察した。ポンプ出口圧力、流量脈動は通常運転条件と同じであり、配管系の振動は改善されませんでした。
1. 電動バルブ; 2. 手動バルブ; 3. 逆止弁; 4. オリフィス流量計; 5.小流量パイプライン; 6.ポンプA; 7.ポンプB; 8. 反応器システム
パイプラインシステムの振動の原因を調査するために、振動の大きい一方向弁、電気調整弁、パイプラインテールおよびポンプ本体に対して振動信号テストを実施しました。また、圧力計や流量計の指針の大きな振れや、音聴棒で盗聴した配管内の流体音の不均一で不安定な兆候から、配管内の流体に大きな圧力脈動が存在している可能性があると感じられた。ポンプとパイプラインに接続されているため、圧力センサーを使用してパイプライン内の圧力脈動を直接測定しました。信号はテープレコーダーとデータ収集装置で記録され、周波数アナライザーで波形解析と周波数解析が行われました。ポンプ本体のモーター側のベアリングの振動スペクトルを図 2 に示します。振幅 A が大きい周波数成分は、ポンプの電源周波数 (97Hz) とモーターの速度周波数 (50Hz、100Hz) です。 。
図 3 にポンプ出口における軸受の振動スペクトルを示します。図中の振幅が大きい成分は、ポンプブレードの通過周波数 fz1 (582Hz) と 2fz1 (1160Hz) です。ポンプ本体は支持剛性が高く振動が少なく、軸受箱の通過周波数振幅は2.56mm/sです。一方向弁と電動弁は大きく振動しますが、その振動信号の波形とスペクトルを図4に示します。図中の主振動周波数9Hzは一方向弁と電動弁の自励振動数です。電動バルブグループシステム。流体の断続的な衝撃により、振動波形の振幅Aは大きくなったり小さくなったりする「うなり」のような形状になります。
パイプラインのテール部分は最も振動が大きい部分です。これはメインパイプラインに接続されており、スペースでサポートすることはできません。したがって、流体加振力の作用下では、振動は非常に大きくなります。図5にパイプライン尾部の振動波形とスペクトルを示します。図の主な振動周波数は 7Hz です。流体圧力脈動がパイプの尾部に断続的に影響を与えると、パイプの尾部のスペクトルの 7Hz 付近の周波数成分の振幅が急激に増加します。タイムドメイン波形から高周波が上下に変動しており、その周期変動の周波数は7Hzであることがわかります。コンピュータによるシミュレーションと有限要素法による計算の結果、7Hz 成分は配管システムのある次数の固有振動数であり、重畳された高周波成分は配管の尾部にあるバルブの固有振動数である可能性があります。
パイプシステムの振動が流体の圧力脈動によって引き起こされているかどうかを調べるために、圧力センサーを使用してパイプライン内の流体の圧力脈動を直接テストおよび分析します。流体の圧力脈動の大きさは圧力むらδで表されます。
図 6 は、圧力脈動の時間領域信号です。図中の高周波は上下に変動しており、変動の周波数は配管系の固有振動数である7Hzです。変動振幅の最大値△P=Pmax-Pmin=147mV～176mV、平均圧力の直流成分P0=5.5V、圧力むらδ{{9 }}.027~0.032。ポンプ出口圧力計の指針の振れを観察してください。平均圧力18.3MPaでは指針の振れは0.5～1MPaとなり、表示される圧力脈動ムラは図6の結果と同じになります。
上記で測定した圧力脈動ムラの値は明らかに大きすぎます。中国では渦巻ポンプの規格はありませんが、レシプロ圧縮機を基準に吐出管の圧力脈動ムラはδ{{0}}.02～0.04が一般的です。ポンプは現在非圧縮性の液体を輸送しており、その値はコンプレッサーのパイプライン システムで指定されている最大許容値に近く、明らかに許可されていません。このような高い圧力不均一δがパイプラインに大きな振動を引き起こすのです。圧力むらδ=0.027、平均圧力P0=18.3MPaのとき、圧力脈動の振幅（平均圧力からの偏差の最大振幅）は次のようになります。
この脈動振幅が直角エルボに遭遇したとき、曲がり部のパイプ壁に加わる液体の流れの衝撃力を図 7 に示します。エルボにかかる流体の静的な合力は次のとおりです。
パイプ内径は132mmです。流体が脈動すると、エルボにかかる脈動圧力の衝撃振幅は次のようになります。
パイプを曲げるたびに 4777N の力がかかるため、パイプに大きな振動が生じることは避けられません。また、流体がバルブや減速機などの断面収縮部に接触すると、大きな流体衝撃力が発生します。流体の圧力脈動により、配管内の流量に脈動変化が生じます。図8は圧力脈動信号と流量計から出力される信号をコンピュータに送信し、同時にサンプリングして得られた脈動変化グラフです。図中、Q はポンプ出口からの総出力、Q1 は反応系に入る流量の一部、残りの小さい流量はポンプの前段装置に戻ります。図からわかるように、圧力脈動と流量脈動変化の法則は一致しています。圧力波がピークに達すると、パイプ内の流体が加速し、流量が瞬間的に増加します。圧力波が瞬間的に低下すると、パイプ内の流体が減速し、流量が瞬間的に低下します。図では、Q 流量測定点と圧力測定点の間の相対距離は比較的近く、両者の間の変化の一貫性は良好です。 Q1 の測定点はパイプ システムの終端にあります。圧力測定点から遠く離れている一方で、小流量パイプラインの流れの影響も受けます。そのため、前後の流量計の脈動変化の整合性が悪くなります。上記の圧力と流量の脈動変化はパイプラインに影響を与え、配管システムに大きな振動を引き起こします。
ポンプが圧力脈動を発生する原因を探るため、収集した圧力脈動信号を周波数解析し、そのスペクトルを図 9 に示します。図には主に 3 つの周波数成分がよく現れます。(1) {{2 }} Hz 周波数成分は、多くの場合、最大のピーク値を持つ主な成分です。前述したように、これはパイプ システムの固有振動数です。 (2) 291 Hz の周波数成分はポンプ速度周波数の 3 倍です。ポンプの羽根の枚数は Z1=6、ガイドベーンの枚数は Z2=9 です。 2 つのブレードの最大公約数がこの脈動周波数を生成します。 (3) 680 Hz の周波数成分はポンプ速度周波数の 7 倍です。この周波数成分は、ポンプの電力周波数とパイプ システムの固有振動数の複合効果に関連していると思われます。
2 つのポンプの試運転条件の比較と、パイプラインの振動と圧力脈動の試験と分析の結果に基づいて、次の診断意見が提唱されます。
(1) 配管振動の励振源はポンプ B にあり、配管の設計上の問題ではなく、基本的に対称に配置されているポンプ A の運転時には吸込管も吐出管も振動しない。ポンプBの運転時には吐出管路が激しく振動するだけでなく、並列接続されたポンプAとポンプBの吸込管路も大きな振幅を伴います。明らかに、これは機械的振動の伝達ではなく、流体圧力脈動の伝達の結果です。
(2) 流体圧力脈動はパイプライン振動の直接的な原因となります。圧力脈動により、非常に長いパイプラインの曲がりや断面変化のたびに流体衝撃が発生し、その衝撃力によってパイプラインとバルブの固有振動数が励起されます。パイプラインの末端では約1Hzと5～10Hzの低周波の固有振動数が主に励振され、電動弁や逆止弁では主に9Hzの固有振動数が励振されます。
(3) ポンプ B の運転時に液圧脈動が発生する理由は、ポンプの設計に関係しています。情報によれば、ベーンポンプのベーンガイドベーンに発生する不安定な力を低減するには、インペラブレードＺ１の枚数とガイドベーンブレードＺ２の枚数が互いに素である必要がある。同時に、ブレード周波数での圧力脈動振幅を確実に最小化するには、Z1 と 2Z2 が互いに素であるという条件も満たさなければなりません。ここで、ポンプの Z1 と Z2 は互いに素数ではなく、Z1 と 2Z2 は素数ではありません。 Z1とZ2の最大公約数は3なので、圧力脈動信号には3X97=291Hzの周波数成分が発生します。ブレードとガイドベーンの公約数は 3 です。これは、同時に 3 つのガイドベーンに対応する 3 つのブレードがあることを意味し、インペラブレード通路の各出口点での流速と圧力が非常に不均一になります。ガイドベーンへの流体衝撃により、強力な交番力が発生します。さらに、インペラ出口での不均一な流速は、ガイドベーン上でさらに深刻な境界層と剥離渦を形成し、流体がポンプから流出した後に圧力脈動を引き起こします。ポンプ B によって引き起こされるパイプラインの振動を引き起こす可能性があるもう 1 つの要因として、出口圧力が低いことが考えられます。ポンプの性能曲線は平坦であり、圧力脈動により流量変動が起こりやすくなります。流れの変動によりパイプ壁への衝撃力が増大し、パイプシステムの振動がさらに大きくなります。
配管系の振動故障の診断結果から、振動源は配管系ではなくポンプ B 自体に由来することが確認されました。したがって、ポンプの設計を変更する、つまりローターとステーターのコンポーネントを変更することをお勧めします。具体的な対策には通常、次の 2 つの側面が含まれます。
(1) インペラ羽根枚数を変更し、Z1 を 6 枚から 7 枚に変更し、ポンプ A のパラメータを参考に流路各部を慎重に設計し、流体の圧力脈動を根本的になくします。
(2)ポンプの出口圧力を従来の18.3MPaから21.3MPaに高めることにより、配管内の流体の駆動力が大幅に増加し、流量の変動が遅くなります。
改造後、ポンプBが稼働しました。パイプライン本来の強い振動は完全に消失し、電動バルブの振動変位値は800μmから61.5μmに低下しました。最大の振動を伴うパイプラインの尾部の振動変位値は1mmから129μmに低下しました。軸受箱の振動速度値も 2.56mm/s から 1.48mm/s に低下しました。パイプラインの微振動レベルはポンプAの運転時とほぼ同じです。