循环水泵振动超标案例分析与解决方案

一、装置基本情况：

循环水泵供货合同规定的泵性能参数和工厂实际试验达到的参数如下：

配套电机的额定参数为 ：

功率：Pe= 220 KW 电流：I=389A 电压：V=380V

功率因数：COSθ=0.87 效率：ηe=94-95%(取η=0.945)

泵出水法兰和扩散管之间装有一节橡胶伸缩节，内径φ300，长约300mm，未用长螺栓作刚性联接。

经实测换算，压力表中心标高为1.19m,测压点管径为φ350。

二、运行中存在的问题

1.四台机组中三台电机的水平方向振动超差。

2.泵的出口压力表指针不稳定，在0.34-0.4MPa之间剧烈晃动，泵内有汽蚀响声，C泵指针瞬时稳定在0.37MPa

3.用手触摸吐出管，有明显的轴向来回振动。

4.泵吐出口所装橡胶伸缩节两端未用长螺栓作轴向刚性接紧。

初步断定：

泵偏于汽蚀性能很差的大流量低扬程工况运行，引发汽蚀和振动，同时橡胶伸缩运动造成吐出管路窜动。

三、泵运行工况分析

1.分析计算泵的运行扬程H：

泵吐出压力P2＝0.37 MPa

压力扬程Hp＝0.37×102＝37.74 m

压力表和吸入水位的标高差Hg＝1.19-1.9＝-0.71 m

初估流量 Q＝0.42m3/s

测压点流速V2＝4×0.42/π×0.352＝4.37 m/s

测压点速度扬程Hv＝V22/2g＝0.97 m

吸入管损失为 △h＝0.2m

泵的运行扬程值为：

H＝HP+Hg+Hv+△h＝37.74+（-0.71）+0.97+0.2＝38.2 m

2.泵运行工况的其他几个参数：

根据H＝38.2m查泵的试验曲线得：

Q＝ 0.42 m3/s η＝ 82% NPSHR ＝9 m

根据H＝38.2m,Q＝0.42 m3/s, η＝82%计算轴功率Pa:

Pa=QH/0.102η＝0.42×38.2/0.102×0.82=191.8 kw

根据电机的运行电流I＝389×0.91＝354A计算泵轴功率Pa：

Pa＝VIcosθηe=×0.38×354×0.87×0.945= 191.6 kw

两种方法计算的Pa值非常接近，说明泵的运行工况分析比较准确。

所以泵的运行工况可以认定为：

Q=0.42m3/s（为1170m3/h的1.29倍）

H=38.2m η=82% NPSHR≈9m

四、泵装置特性曲线

根据三台泵的运行工况和装置情况，可算出装置的特性曲线方程：

Hz＝Hg+KQ2＝7+19.66Q2 (Q：m3/s)

按上式作出Hz-Q曲线图。

由Hz-Q曲线图得知：

当开三台泵的总流量∑Q=3528 m3/h时，所需扬程仅26m（A点），当总流量达到 3960 m3/h 时，装置扬程也才31 m（B点），所以原定设计扬程 H=45 m 有点偏高。

四、改进措施

1.泵性能调整后的运行工况分析:

根据以上分析，泵的性能肯定要作调整，即将泵扬程降低。将泵的性能参数调整为：

Q＝0.35 m3/s＝ 1260 m3/h

H＝ 36 m

根据上述参数，泵的叶轮外径由φ400mm车削至φ375mm。将D2=φ375mm的H-Q曲线作在H-Q曲线图上，得到运行工况点：

∑Q=1.14 m3/s=4104 m3/s

H=32.8m NPSHR≈6 m

2.吐出管路上的橡胶伸缩节改钢性联接

橡胶伸缩节所受的张力为：

当P2＝0.34MPa时：Fmin＝∏302÷4×0.34×10.2＝2451kg≈2.5 T

当P2＝0.4MPa时：Fmax＝∏302÷4×0.4 ×10.2＝2884kg≈2.9 T

因此：当F力在2.5～2.9T之间变化时，伸缩节将一张一缩使管道振动，并对泵体施加外力，也会引起振动。

解决办法：

将伸缩节两端法兰用长螺杆刚性联接。

五、改进效果

改进前的振动测试数据：

改进后的振动测试数据：

• 振动值有显著的下降

  泵吐出压力表指针不再剧烈晃动

  流量也满足使用要求

  能耗也大为降低