一台LNG低压泵振动分析及维修办法

．．７４．．　石油和化工设备　２０１６ｉｆ－第１　９卷　一台ＬＮＧ．［￣Ｉ压泵振动分析及维修办法　胡锦武。魏光华　（广东大鹏液化天然气有限公司，广东深圳５１８０３４）　［摘要］通过对低压泵结构特点介绍、口环间隙对轴向力和径向力影响的分析以及对低温条件下泵口环间隙和轴套间隙影　响的推算，找出了低压泵振动的根源，结合以往大修记录，修订调整了大修的常温配合参数，成功解决了长期以来低压泵　的振动问题。　［关键词］ＬＮＧ低压泵；振动；轴向力；径向力；叶轮口环间隙　广东大鹏液化天然气有限公司现有４个１６万　ｍ３液化天然气（以下简称ＬＮＧ）储罐，每个储罐　安装３台低压泵。低压泵的作用包括增压、混合、　装车、冷循环和为再冷凝器提供冷媒。主要参数　为：扬程３０４ｍ，流量４２０ｍ　／ｈ（最小流量ｌ３０ｍ　／　ｈ），设计温度一ｌ７０～６０℃，设计压力１．８９ＭＰａ。按　厂家推荐，低压泵常规大修周期约为８７６０运行小　时。但自２００６年投产以来，有几台低压泵频繁出　现振动接近报警值的问题，其中以Ｐ．１１０３Ｃ问题较　为突出。２０ｌ０年对Ｐ．１　１０３Ｃ第一次大修时电机不　慎碰撞地面，大修后振动值长期在４．６～６．５ｍｍ／ｓ左　右，瞬间值超过２０ｍｍ／ｓ。此后，厂家派人多次检　修仍未解决问题，最后判定需对整个转子进行动　平衡处理。　１低压泵的结构特点　低压泵结构类型为屏蔽立式离心潜液泵，　如图１所示。其中，泵转子由轴、叶轮、电机、　滚动轴承和平衡盘组件组成。支撑转子转动的除　两个滚动轴承外，分别在靠近叶轮和诱导轮处　有３个滑动轴承。其它静止部件由电机定子、扩　ｎ　散器、轴承座和平衡腔体等部件组成。泵轴总　长度为１６４８ｍｍ，各滑动轴承到下轴承距离分别　为７７９ｍｍ、５６３ｍｍ￣ｇｌ３　１２ｍｍ，上下轴承距离为　７４３ｍｍ。　与普通泵相比，低压泵的铸造、加工和安　装都是在常温下进行的，但在．１６０℃的ＬＮＧ工况　下，泵的滚动轴承、滑动轴承、口环和叶轮在泵　轴或壳体上收缩到紧固状态，其配合间隙和精密　度要求更高。　２问题的提出　●●●●＿●●●●●●●●●●●●●●●●●●●●…图１低压泵结构图　●●●●●●●●●●＿－●－＿●●●●●●●●●●●●●●●●●●●●●＿●●＿●●●●＿●●●●●●●●‘‘。‘’。’’’。●●●●●●‘‘‘。。。。‘‘。…●●●●●　作者简介：胡锦武（１９７３＿＿），男，广东患来人，硕士，高级工　程师。长期从事机械设备安装、调试、维修和管理工作。现任广东　大鹏液化天然气有限公司营运部维修副经理。　第１１期　胡锦武等一台Ｉ．ＮＧ低压泵振动分析及维修办法　一７５—　２０１５年１月，该泵瞬间振动达￣１１２６　ｍｍ／ｓ，４月　１６日在线监测发现振幅多天处于６．５ｍｍ／ｓ左右，超　出报警值５ｍｍ／ｓ，振动幅值不稳定，且有增大趋　势，振动频谱显示１ｘ频相ＬＬ２，ｑ份增大明显（如图　２），继续运行该泵可能存在一定风险。　釜４‘　４．　．ｉ　３．　言２－　耋・．　∽０．　７。　．　Ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ（１－ｌｚ）　甚　‘Ｇ　量３。　兰１．　譬Ｂ／旨昌屠言。哥＞！；窆　２　５　夏　８　ｌ　Ｌ　ｍ　４　７　Ｌ　一　浆　．ｊＩ　．　Ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ［Ｈｚ）　图２振幅趋势图和频谱速度谱对比图　２．１分析问题　２．１．１对１Ｘ频振动的分析　产生动不平衡原因很多，按一倍频信号包括　转子永久弯曲、转子存在裂纹使挠度增大、滑动　轴承间隙变大、轴承压盖松动、轴系同轴度差等　上述公式中：Ｈ。一单级扬程；ｒ　．叶轮密封环　的半径；ｒｈ一叶轮轮毂半径：ｉ．级数；ｋ．系数，一　般取值为０．６～０．８；ｐ—ＬＮＧ的密度。　上述推理计算过程显示轴向力与ｒｍ、ｒｈ尺寸关　系很密切，泵轴弯曲、轴承松动、轴承盖间隙变　大等都可能引起口环的磨损加剧，即ｒｍ变小。ｒｍ　变小，由式（２）得知Ｆ２值变小，再从公式（１）得知Ｆ　变大，即叶轮口环间隙变大将引起轴向力加大。　２．１．２．２叶轮口环对径向力的影响　泵在最优工况时，压出室中叶轮周围的液体　速度和压力基本是均匀分布、轴对称的。当泵的　实际流量Ｑ’小于或大于最优工况流量Ｑ时，压出　室中的液体流速会发生变化，流体将会偏离原来　流道而不断与压出室内的液体发生碰撞而接收或　常见因素，也包括如润滑温度变化、转子温度变　化、地脚螺栓松动、联轴节松动，甚至电机电磁　异常等故　“】。因此，根据Ｐ一１　１Ｏ３Ｃ低压泵１Ｘ频异　常，以及转子曾经碰撞地面的情况，很容易被理　解为该泵转子存在动不平衡。　但根据频谱波形分析，振动原因很容易受到　分析人员的经验和仪器准确性的影响，特别对于　精密配合的低温泵，一旦失误，不仅无法解决振　动问题，更有可能加大振动甚至整个转子报废，　因此动平衡试验需慎重考虑。　２．１．２叶轮口环间隙对转子轴向力、径向力和振动　的影响　２．１．２．１叶轮口环对轴向力的影响　付出能量以调整流体速度，从而造成压出室内各　端面中的压力不相等，于是在叶轮上就产生一个　径向力　。　　。该泵为２级，垂直安装，正常运行时总轴向力　Ｆ由平衡盘平衡力Ｆ，、各级叶轮压力差生产的总轴　向力Ｆ　和转子自重Ｆ３三部分组成　，即：　Ｆ￣－－ＦＩ－Ｆ２＋Ｆ３　（１）　Ｑ．－Ｏ　ｂ）ｆｌ＂Ｏ　Ｑ’＞口　；　图３不同流量时压出室流体流态图　根据资料，一般的离心泵的Ｆ　可简化为：　Ｆ２＝ｋ　（２）　７６一■故障诊断　一２石油和化工设备　０１６年第１９卷　从低压泵运行工况看，排除底阀故障和出口　管道堵塞原因，影响流量的原因很可能是叶轮口　环磨损超标，根据文献表明，径向力与口环间隙　基本成正比，即口环间隙越大，径向力越大Ｉ　。同　时对于旋转的轴，径向力是交变载荷，较大的径　考虑，即使泵轴弯曲或滚动轴承松动造成转动部　件摩擦，先磨损的部位应当是各滑动轴承，只有　滑动轴承磨损超过局限，才有可能磨损到叶轮口　环。　在低温下，泵轴有一定的收缩量，以下轴承　向力会使轴因疲劳而损坏，进一步加剧口环等配　合面的磨损，即两者存在恶性循环。　从以上分析可知，离心泵口环间隙变大，不　仅泵效率降低，还会造成泵的轴向力和径向力相　应加大，而这两个力加大到超出泵转子各承力部　件承受范围时，将会发生摩擦、碰撞甚至严重设　备事故…　。　２．１．３上轴承间隙的作用和确定　２．１－３．１转子配合情况　为支点，为保证上下轴承之间的轴段伸缩和整个　泵窜动自如，上轴承外圈与轴承座在ＬＮＧ冷却下　需保持一定间隙，这一间隙太大，则转子在以下　轴承为支点下如跷跷板一样摆动，当摆动超过轴　套间隙，则发生轴套磨损情况；如间隙太小，可　能造成上轴承固定在轴承座内，限制了轴自由收　缩，造成轴承超载，加快轴承磨损而发生激烈振　动问题。　２．１．３．２上轴承外圈与轴承座间隙计算　根据厂家资料，诱导轮、一级叶轮和二级叶　轮处滑动轴承（轴套）与轴的配合总间隙，设计　范围均在０．２２～０．３３ｍｍ，叶轮与口环间隙设计范　围为０．３７～０．５４ｍｍ，轴直径为ｄ５０．５５ｍｍ。从设计　（１）上轴承轴套在低温下的收缩量计算　泵部分部件的材质见表１，根据厂家资料和材　料手册，查得对应材质的性能参数（参照国内牌　号，取近似值）。　表１　泵部分部件的材质和性能参数　部件名称　上轴承外圈　上轴承座衬套　上轴承座　材料　ＳＵＳ４４０Ｃ　ＣＡＣ７０２　Ａ３５６．０７　金属线膨胀系数（１／￣Ｃ）　１０．２×１０’　１８．０×ｉ０—　２２．９×１０　泊松比　Ｏ．３５　Ｏ．４５　弹性模量Ｅ　ｌｌ３　ＧＰａ　７０　ＧＰａ　滑动轴承　轴　Ｃ９３２００　Ａ４７９　ＴＰ　ＸＭ—ｌ９　１８．１×１０　ｌ３．７Ｘ１０一。　Ｏ．３５　１１３　ＧＰａ　１９０　ＧＰａ　上轴承轴套安装在轴承座内，在低温下收缩　量△１需采用过盈双层组合圆筒原理计算。即两种　不同材质的圆筒收缩后，由于收缩量不一样，在　两个圆筒之间产生应力Ｐ，在应力作用下，如图　４，轴套外圈ｂ由于受到轴承座内圈的压缩，将增　加额外的收缩量Ｖｌ，而轴承座内圈由于受到轴套　的约束，收缩量减少Ｖ２。　根据参考书推算，两个圆筒之间产生的应力Ｐ　和轴套受到Ｐ作用下内孔直径收缩量△２计算分别　如式（３）和式（４）：　‘　２　击ｆ　｝±孚　３）　１＋　墨　ｚ　１　（ｔ’　ｚ－－ｃ　－ａ　￣＂　Ｚｋ＇ｂ－＇ｃ／△１＝２　＝　（４）　式中：ｒａ，ｒｂ￣Ｈｒｃ分别为轴套内径半径，轴承座　外半径和轴套与轴承座配合面半径，ｍｍ；常温下　ｒｂ和ｒ　分别为９４．２７ｍｍ和７６．５ｍｍ，ｒａ值在上轴承经　过一定时间摩擦后，每次的测量值都不一样，如　轴套　帆体　轴套腿ｈｏｔ体后　果磨损超过范围，则该轴套需要更换，每次更换　后需要重新加工内径，ｒ　值在本文中属于未知数需　要求出。６为配合面过盈量，即为上轴承座和上　轴承座衬套在ＬＮＧ下直径收缩量差值：　图４厚壁圆筒过盈配合　第１　１期　胡锦武等一台ＬＮＧ低压泵振动分析及维修办法　６＝Ａ　ｒ　一△ｒ　＝（Ｔ　１・Ｔ　２）ｒ．　入　（Ｔ　１一Ｔ　２）　承时Ｉ　轴承间隙　ｒｃ　．＝１８２×１０　×（２２．９ｒ　一１　３７７）　（５）　如　５，Ａ点为下轴承位置，轴承的游隙忽　式ｑ１：　Ａ　Ｌ一伸缩　，ｍｍ，Ｔ　ｌ—ＬＮ　Ｇ温　度一１６２。Ｃ，Ｔ２．室温，取２０℃，Ｌ一材料温变前尺　寸，如长度或直径ｍｍ，　一线膨胀系数。　ｆ２）｝　轴承外圈半径收缩量计算　卜轴承型号为６３ｌｌ，外圈外径为（Ｄ　ｌ２０ｍｍ，　如表２参数，则算得在ＬＮＧ　Ｆ外圈半径收缩量为：　△２＝ｌ８２×６０×１０．２Ｘ　１０　０．１１ｌ４ｍｍ　略不计，住ＬＮＧ浸泡卜，结合｝：述参数和汁算　办法，则在Ａ点　右　侧的泵轴段分别缩短剑　７７７．４５ｍｍ和７４１．５２ｍｍ。】　滑动轴承山于直径　Ｉ　Ｊ仃　不到　６０ｍｍ，其收缩馈可以忽略　汁。则仵Ａ点　为支持ｌ－，当泵轴接触１　滚动轴承内陶时（　边问　隙为０．１ｌ～０．１６５ｍｍ），泵轴顼部轴承位置的化移　量为：　△３＝（７　４　１．５　２／７　７　７．４　５）×（０．１　１～０．１　６　５）　２０　１１～０　１　５８ｍｍ　（３）满足轴在　轴承　问摆动而／ｆ　碰撞滚动轴　图５轴相刘下轴承摆动和收缩示意图　（４１计算Ｉ　部轴承衬套在常温卜的半径　通过以ｆ　分析，在ＬＮＧ浸泡卜上部轴承还ｒＪＪ　Ａ　２ｒａ—ｌ２０【ｍｍ）　（８）　与轴沿轴向窜动，则需满足以下条件：　Ａ之Ａ　ｌ一△２一Ａ　３　０　（６）　但实际计算比较复杂，　此，笔者采ｊ｛］反　算法，并查找了过去各泵检修记录，如表２，　发现△＝０．１　７ｍｍ时，ｍ公式（８）得ｒａ＝ｌ２０．１　７，把　或△ｌ　△２＋△３＝０．２２ｌ４～０．２６９４ｍｍ　（７１　ｒａ＝１２０．１７代入公式（３）、（４）和（５），汁算结果满足要　求，当Ａ　０．２０ｍｍ时，按相同反算为临界值，采　用优化算法，继续在△＝０．１７±０．０３ｍｍ计算满足要　求，考虑到现场实际运行时上轴承间隙（Ａ伉）　高的几台泵出现多次振动不稳定或超标问题，修　正Ａ＝０．１４～０．１７ｍｍ之间。　把△１代入公式（３）、（４）和（５），可以计算　保征３个滑动轴承与轴不发生摩擦时一　轴承轴套　内径在常温下的尺寸ｒａ，ｌＪ』０该轴套与Ｉ－轴承外圈在　常温时的间隙为：　表２各泵大修上轴承间隙　设备位　Ｐｌ　人修午份　隙Ａ（ｍｉｌ１）　１ｌ０２Ｂ　２００８　Ｏ．２　Ｉ１（）２Ｃ　２００８　Ｏ．２　１１Ｏ１Ａ　２００９　Ｏ．１７　１１０ｌＢ　２００９　０．２ｌ　ｌ１０ｌＣ　２００９　Ｏ．１７　１１０２Ａ　２００９　Ｏ．２　１ｌ０３Ａ　２Ｏ１０　Ｏ．２】　Ｉｌ０＇３Ｂ　２Ｏｌ０　Ｏ．１了　ｌ１Ｏ３Ｃ　２Ｏ１Ｏ　Ｏ．２ｌ　ｌｌ０３Ｂ　２Ｏ１４　０．２５　１ｌ０１（、　２０ｌ５　０．２２　３解决问题　Ｐ一１　ｌ０３Ｃ经解体大修，发现ｆ　轴承外国与轴套　间隙为０．２４ｍｍ，超过上述推算值０．１４～０．１７ｍｍｆＮ隙　要求，按　述分析，可以判断ｊ－轴承问隙超标是　造成泵发生振动的主要原因，因此中止了对转子　进行动平衡试验，重新加工并更换了该轴套。此　外，在修订１Ｊ，上轴承间隙基础上，采用几何原理　之间，远优于厂家指导的大修效果。　表３大修配合间隙修订　Ｐ　１　１ｏ３ｃ人修部　：　口：Ｉ　尺、Ｊ　平ｕ精度　磨损环『Ｊ｛　ＪＪ：尺寸精度：２Ｏｉ．２７＋ｏ．Ｉ４４＝２０１．７ｌ±ｏ．ｏ１ｆｌＩＩ１　铜套加ｌ：尺、￣ｒ精度：５０．５５＋０．２６＝５０．８１±０．０１ｍｉｌｌ　上轴承衬套加工尺　＇ｒ精度：１ｌ９．９９｝０．１５　ｌ２０．１４±０．０ｌ１１１１Ｉ／　叶轮定　盛加二ｒ＝尺寸精度：０．８　７　０．１　３＝０．　ｌ　＿０．０２　０．７２±０．０ｌ嗍　修正了其他易损件配合间隙，修正值如表３，修订　后如有超标应一律更换。该泵大修后测试各项性　能良好，近‘年来，振动一直保持在１．８～２．３ｍｍ／ｓ　其中０．０２为平衡鼓铜套　、起０．０２ｍｍ，需除　（下转８０页）　８０一■故障诊断　一２石油和化工设备　０１　６年第１９卷　ＳＣ５０　１２　２５　９　ｌＯ　ｌ１　线鼻子　软扭矩系统　其它附件　２　１　ｌ　个　套　套　４结论　中石化石油工程技术服务有限公司阿尔及利　亚项目ＳＩＮＯＰＥＣ　１５１队在２０ｌ５年累计出现６次因　变频器过热保护而导致故障停机，总故障时间达　３２　ｈ，钻机服务日费收入损失高达１１０）５元。２０１６　年采用上述方法对该队顶驱电控系统进行升级改　造，增配制动单元和制动电阻，增加冷却风机，　增加顶驱软扭矩系统等。通过方案的实施，降低　了顶驱系统的故障率，为中石化阿尔及利亚项目　挽回较大的经济损失，改造后未出现因变频器过　热保护而导致顶驱故障停机的现象。　◆参考文献　［１】唐有胜．ＶＡＲＣＯ顶驱常见故障诊断及解决方法［Ｊ］．石油矿　场机械，２０１　１，４０（９）：８４—８６．　［２】王永勤，李安，吴永婷．ＴＤＳ　１１ＳＡ型顶驱系统故障树分析　［Ｊ］．石油矿场机械，２００９，３８（４）：２３—２７．　【３】侯强，董阳阳．ＴＤ５００／１０００型顶驱在海洋钻井中的应用［Ｊ］．　石油矿场机械，２０１０，３９（３）：７１．７３．　【４］于桂杰，殷有财，肖文生．顶驱钻井柔性钻柱动力学特性　分析【Ｊ］．石油矿场机械，２０１　ｌ，４０（４）：１－５．　收稿日期：２０１６．０７．１９：修回日期：２０１６。０９．０６　（上接７７页）　４结论与建议　该大修实践论证了离心泵口环间隙过大将　增大径向力和轴向力，加快设备损坏，因此大修　时，一旦发现磨损量接近临界值，就应尽快更　换。此外，低温设备的装配需综合考虑低温下各　配合间隙的变化量，随着设备投用时间延长，在　故障无法处理时，可考虑重新修正配合值。而对　于动平衡试验等不可逆的工作，一般不要轻易进　行。经过近两年的运行，该泵全部指标运行良　好，可见大修是成功的，可为解决ＬＮＧ低压泵和　高压泵振动问题借鉴。　◆参考文献　［１】魏光华．海水消防泵振动及性能低的分析及解决措施［Ｊ】．石　油和化工设备，２０１５，１８（２）：４０＿４４．　【２】杨诗成，王喜魁主编．泵与风机［Ｍ】．北京：中国电力出版　社，２００４．　［３］陆伟刚，张丽，周岭，等．口环间隙对离心泵叶轮轴向　力影响的研究［Ａ】．第四届全国水力机械及其系统会议论文集　【Ｒ］，２０１１．　『４】李文广，费振桃，蔡永雄．离心油泵叶轮口环间隙对性能　的影响【Ｊ］．水泵技术，２００４，（５）：７－１３．　【５】施卫东，张磊，陈斌，等．离心泵间隙对压力脉动及径向　力的影响［Ｊ】．排灌机械工程学报，２０１２，３０（３）：２６０—２６４．　【６】王鹏，袁寿其，王秀礼，等．偏心距对核主泵径向力影响　的数值分析［Ｊ］．排灌机械工程学报，２０１５，３３（６）：４６１－４６６．　［７１赵伟国，邬国秀，黎义斌，等．口环间隙变化对离心泵性　能的影响研究【Ｊ］．水力发电学报，２０１４，（５）：２ｌ１－２ｌ５．　ｆ８］潘中永，陈士星，张大庆，等．叶轮口环间隙对离心泵性　能影响的模拟和试验［Ｊ］．流体机械，２０１２，（１Ｉ）：１０—１４．　【９】哈尔滨工业大学理论力学教研室编．理论力学（Ｉ）第六　版『Ｍ】．北京：高等教育出版社，２００２．　［１０］ＡＰＩ　６１０　２ＯＬＯ［Ｓ］．　ｆｌｌ１　ｌｘ振动增大的原因分析［ＥＢ／ＯＬ］．ｈｔｔｐ：ｌｌｗｗｗ．ｗｅｎｋｕｘｉａｚａｉ．　ｃｏｍ／ｄｏｃ／ａ３ｃ２ｃｆ８ｆｄ５ｂｂｆｄＯａ７９５６７３５５．ｈｍａ１．　收稿日期：２０１６　０８．０９　修回日期：２０１６　０９．０７