液化石油氣灌瓶站葉片泵振動及噪聲過大原因分析與解決

1、液化石油氣灌瓶站葉片泵振動及噪聲過大原因分析與解決摘要：分析了液化石油氣灌瓶站葉片泵振動及噪聲過大問題的原因，并提出了解決辦法。關(guān)鍵詞：葉片泵；振動；噪聲；氣蝕0 引言    某液化石油氣灌瓶站自1998年擴建灌裝臺以來，采用的CORKEN-1021液化石油氣葉片泵及其連接管道一直超常振動，并引起較大噪音。泵葉片磨損加快，大修周期由三年縮短為一年半。泵及管道的現(xiàn)狀工藝流程見圖1，圖中7號、8號貯罐為一組，9號、10號貯罐為一組，輪流為泵供液。兩安全回流閥設(shè)定壓差分別為0.55MPa、0.6MPa。    

2、本文力求在不改變工藝管道，不影響正常生產(chǎn)的前提下，探索最簡便的改造方法。  1 泵的安裝與性能參數(shù)    CORKEN-1021屬容積式葉片泵，也稱轉(zhuǎn)子泵，葉片在離心作用下，向外滑出貼靠定子的復(fù)合曲面，周期地將液體吸入、壓縮和排出。該泵說明書的安裝要求與實際安裝情況見表1：      泵說明書給出了泵轉(zhuǎn)速n=420r/min、520r/min、640r/min、780r/min、950r/min時流量Q與進出口壓差P關(guān)系曲線、流量Q與電機功率N關(guān)系曲線。其中780r/min時的曲線如圖

3、2所示。  2 壓力損失及泵壓差    一般情況下，LPG中丙烷重量組份為48%，正丁烷重量組份為52%。該地LPG液相的溫度一般處于450，全年大部分時間處于20，為計算方便，本文取20。該溫度下的LPG各參數(shù)如下：    液態(tài)密度： 538.66kg/m3    動力粘度： 0.139×10-3Pa·s    飽和蒸氣絕壓： 0.55MPa  

4、  2.1 灌裝臺流量    以常用的一臺10工位及一臺6工位灌裝轉(zhuǎn)盤計算，每分鐘灌裝16瓶14.5kg鋼瓶，流量的計算如下：    Q=(10+6)×14.5×60/538.66=25.8m3/h    2.2 進口管道的壓力損失    附加壓力：    貯罐最低液面比泵高出2.5m，由此引起的附加壓力計算如下：  

5、  Highi=538.66×9.8×(-2.2)=-0.012MPa    摩擦阻力損失    按城鎮(zhèn)燃氣設(shè)計規(guī)范GB50028，液態(tài)液化石油氣管道摩擦阻力損失，應(yīng)按下式計算：      式中P管道摩擦阻力損失(MPa)；    L管道計算長度(m)；    u液態(tài)液化石油氣在管道中的平均流速(m/s)；   

6、60;d管道內(nèi)徑(m)    平均輸送溫度下的液態(tài)液化石油氣密度(kg/m3)；    管道摩擦阻力系數(shù)    式中 K管壁內(nèi)表面當(dāng)量絕對粗糙度，對鋼管取0.2mm；    Re雷諾數(shù)。    根據(jù)公式(1)、(2)，計算得進口管道摩擦阻力損失Pi0.014MPa    進口管道總壓力損失    Piz=Pi

7、+Hi=0.002MPa    2.3 出口管道的壓力損失    附加壓力：    灌裝臺比泵高出3.5m，由此引起的附加壓力計算如下：    Hogho=538.66×9.8×3.5=0.018MPa    摩擦阻力損失    計算公式同公式(1)，泵出口至灌裝臺主立管末端的摩擦阻力損失為Po=0.032MPa。 &

8、#160;  出口管道總壓損    Poz=Po+Ho=0.05MPa    2.4 泵需提供的壓差    因灌裝臺要求壓差(灌裝臺主立管末端壓力-貯罐壓力)為0.5MPa，泵需提供的壓差計算如下：    PPizPoz0.50.0020.050.50.552MPa    以同樣的方法，計算得只開一臺10工位轉(zhuǎn)盤及設(shè)計值Q=32.5m3/h的各組參數(shù)，匯總?cè)绫硪凰荆?/p>

9、3 工況分析    3.1 泵的實際流量    在10+6工位全開的時候，手動回流閥關(guān)閉，實際記錄得泵出口壓力為1.15MPa，灌裝臺主立管末端的壓力為0.95MPa。泵進出口壓差為1.15-(0.55-0.1)0.7MPa，查泵的理論性能曲線，得此時的泵流量泵出口流量Q29.4m3/h，其中灌裝臺為25.8m3/h，回流量為3.6m3/h，設(shè)定壓差為0.55MPa的安全回流閥處于開啟狀態(tài)。計算得安全回流閥至灌裝臺主立管末端的總壓力降為0.046MPa，即安全回流閥后壓力為1.046MPa，因此

10、泵出口至安全回流閥的壓降為0.204MPa，減去管道阻力損失0.006MPa，得安全回流閥前后壓降為0.198MPa。經(jīng)過多次觀察與記錄，泵出口至灌裝臺主立管末端壓差始終在0.20.3MPa之間，這是因為安全回流閥頻繁啟閉開啟，閥瓣與閥座磨損，后期產(chǎn)生嚴(yán)重內(nèi)漏，引至安全回流閥前后壓降增大。    氣蝕情況分析    Q=29.4m3/h時，泵進口管道的摩擦阻力損失：Pi0.019MPa，總壓力降Piz=0.007MPa。假定溫度不變，則泵入口液體壓力小于飽和蒸汽壓力，有部分液體處于氣化與非氣化的臨界狀態(tài)，有少量氣蝕

11、現(xiàn)象。   泵的性能    泵出口壓力為1.15MPa，提供的壓差為0.7MPa，查泵的性能曲線(n780r/min)，電機功率為13.4kW。    工況分析    泵出口流量Q29.4m3/h，其中灌裝臺為25.8m3/h，回流閥流量為3.6m3/h。有約12%流量通過回流閥回流，不但造成電能浪費，也使泵進口管道的摩擦阻力損失增大，貯罐液面比泵高產(chǎn)生的附加壓力不足以抵消摩擦阻力損失，泵入口處的液體壓力小于飽和蒸汽壓力，部分液體處于氣化與非氣化

12、的狀態(tài)，產(chǎn)生氣泡，堵塞流道，使泵內(nèi)液體流動的連續(xù)性遭到破壞，流量、揚程波動，效率下降，嚴(yán)重時液體中斷，泵強烈振動，轉(zhuǎn)子與泵體發(fā)生磨損。    當(dāng)灌裝臺處于不均勻工作時，泵出口壓力產(chǎn)生波動。在小流量情況下，泵的進出口壓差較大，查泵的性能曲線(n780r/min)，Q=27.6m3/h時，壓差即達0.827MPa，流量若繼續(xù)減少，則泵進出口壓差更大。安全回流閥設(shè)定壓差為0.55MPa，遠小于泵的壓差，導(dǎo)致安全回流閥頻繁啟閉，產(chǎn)生水擊現(xiàn)象，從而產(chǎn)生振動和噪聲，另外，泵在頻繁改變的流量工況下運行也易產(chǎn)生振動和噪聲。    

13、由以上分析可知，泵入口管道、回流閥、平衡氣相管未按說明書安裝均不是引起振動及噪聲的主要因素。為避免氣蝕和能量損耗，需使泵的性能與實際灌裝量相匹配，并盡可能減少回流，安全回流閥不應(yīng)長期處于開啟狀態(tài)，其設(shè)定壓差應(yīng)不小于泵的正常壓差。    泵的性能與泵轉(zhuǎn)速相關(guān)，可通過調(diào)節(jié)泵轉(zhuǎn)速來滿足實際工況需要。在Q=25.8m3/h時，泵應(yīng)提供的進出口壓差0.552MPa，以P0.552MPa查泵轉(zhuǎn)速為780r/min時的曲線，得Q31.4m3/h，N=11.1kW，流量超出灌裝量，回流5.6m3/h，不符合使用要求；再查泵轉(zhuǎn)速為640r/min時的曲線，得Q22.9m3

14、/h，N=9.3kW，流量不能滿足灌裝量25.8m3/h的要求。為此，需求出對應(yīng)P0.552MPa，Q25.8m3/h的泵轉(zhuǎn)速，此時即為最佳工況點。由泵的性能曲線可知，QP，QN均成直線關(guān)系，將其擬合為直線關(guān)系式：    n=640r/min：Q=-15.3P+31.3， N=12.8P+2.2    n=780r/min：Q=-13.8P+39，  N15.5P+2.6    用插值法可得各理論轉(zhuǎn)速時的關(guān)系式，經(jīng)計算，轉(zhuǎn)速690r/min時的性

15、能滿足要求，此時P0.552MPa，Q25.9m3/h，N=9.9kW。690r/min時的擬合關(guān)系式如下：    n=690r/min：Q=-14.7P+34.1， N13.8P+2.3    同樣算得對應(yīng)P0.527MPa，Q16.2m3/h的泵轉(zhuǎn)速為490r/min。    各種泵轉(zhuǎn)速n=420r/min、490r/min、640r/min、690r/min、780r/min時的擬合QP，QN關(guān)系曲線分別見圖4、圖5。4 改造措施與效益    利用原有的電機變頻裝置，按10+6工位和10工位兩種常用狀況將泵轉(zhuǎn)速調(diào)至690r/min和490r/min，將安全回流閥壓差調(diào)至0.6MPa和0.65MPa，振動和噪聲均大大減少，管道及設(shè)備的安全性大為提高，估算每年將為企業(yè)節(jié)省設(shè)備維修成本及電費約4萬元。5 結(jié)語    1.葉片泵的安裝要求不高，實際安裝未達說明書要求不是引起振動和噪聲的主要原因；    2.產(chǎn)生振動和噪聲的主要原因是泵轉(zhuǎn)速過高，泵在小流量高壓差的不利工