Исследование вибраций насоса и анализ их причин
1800 МВт электростанций на Среднем Западе опытные постоянные проблемы с четырьмя из четырех стадий питательных насосов, которые были паровые турбины и работает с переменной скоростью для удовлетворения требуемой нагрузки предприятия.
По данным завода, эти насосы всегда проявляли высокую вибрацию. В 2003 году завод подошел послепродажного поставщика услуг для решения этой проблемы. К сожалению, насосы не были оснащены вибрации оборудования для мониторинга, так что вибрация тенденции не были доступны. Поскольку проблема существует на всех четырех насосов, систематического анализа было рекомендовано, чтобы определить причину. Растений и ремонтная мастерская разработала план) проведения полевых исследований и проведения анализа вибрации тенденция, б) определить возможные причины, выполняя гидравлических и структурного анализа, в) анализ подходящих модификаций и г) восстановление насоса соответственно.
Полевые наблюденияУровень вибрации изменяется от машины, от 0,3 кадров в секунду максимум 0,7 кадров в секунду.Максимальный уровень вибрации были на один раз скорость движения на стационарных подшипника и в два раза скорость бега на подвесной корпус подшипника.Уровень вибрации был ~ 0,15 кадров в секунду на частоте рабочего колеса лопасти проходят в пять раз скорость движения (рабочее колесо имеет пять лопастей).В прошлом всасывания колеса были отремонтированы или заменены каждые два года в связи с рабочим колесом лопасти повреждения эрозии.Анализ и результатыИнженеры считают, что причиной вибрации проблемы могут быть отнесены к комбинированный эффект структурной устойчивости и гидравлических явлений. Для анализа этих эффектов были изучены по отдельности.
Результаты структурного анализа
Рекомендация о том, что растения используют 1/3 консалтинговой фирмы сторона, специализирующаяся на анализе вибрации для проведения полевых и аналитических исследований для определения полной формы отклонения работы (ОРВ) из насосов. Ударные испытания также была проведена для определения собственных частот и форм каждой единицы. Исследование ОРВ, показал следующее:
Модальные тестирование показало влияние слегка затухать собственной частотой около 88 Гц на трех насосов и 98 Гц на четвертый насос. Как типичные скорости бега было между 4400 оборотов в минуту (73,3 Гц) и 5400 оборотов в минуту (90 Гц), насосов, работающих на или вблизи критической скорости.
Анализ показал, что один раз скорость движения вибрация была результатом всего крутящий насоса на пьедесталы, а не в результате локализованного движения корпуса подшипников (см. Рисунок 1). Пьедесталы были деформируя их форма поперечного сечения для производства этого вращательным движением. Внутрь корпуса подшипника переехал в фазе со стволом на этой частоте. Применение исправления в связи охранника или внутрь подшипника может немного снизить вибрации, но не затрагивает причину вибрации в.
Подвесного корпуса подшипника вибрация в вертикальном направлении в два раза скорость движения в связи с рядом вертикальная собственная частота подвесного корпуса подшипника. В некоторых случаях, амплитуда этой вибрации превышала одного раза вибрации внутрь подшипника.
Подвесного корпуса подшипника вибрации в горизонтальном направлении на лопасти пропускания частот (в пять раз скорость движения = 375 Гц до 450 Гц). Был на собственной частоте около 380 Гц, что производится по крайней мере некоторые значительные колебания во всем диапазоне скорости.
Рекомендации, основанные на структурный анализ
Структурно жесткость насоса пьедесталы в направлении деформации, как это определено в модальных и ОРВ анализа. Это может быть сделано либо путем заполнения полой тумбы с бетоном или с помощью сварки ребер жесткости в соответствующих местах. Идея заключалась в том, чтобы предотвратить прямоугольного поперечного сечения пьедестал (если смотреть сверху) от деформации на параллелограммы.
Жесткость подвесных поддержки корпуса подшипника (капельно карман), чтобы изменить свою собственную частоту выше и снижения вибрации в вертикальном направлении. Капельного карман, который поддерживает корпус подшипника может быть изменен, чтобы оказывать поддержку в верхней части корпуса подшипника, а также поддержка существующих в нижней части корпуса подшипника.
Ужесточения подвесного корпуса подшипника в горизонтальном направлении противодействия вибрации в горизонтальном направлении, не следует пытаться. Ужесточения в горизонтальном направлении приведет к увеличению собственной частоте, которая возбуждается лопасти пропускания частот, и рискнул бы увеличению амплитуды частоты колебаний лопасти проход. Другой подход к снижению частоты пластинчатых проходят было бы установить колеса с различным числом лопастей.
Результаты анализа гидравлических
Перед анализом, демонтированные компоненты насоса были проверены. На рисунке 2 показан ущерб внутрь подшипника. На рисунке 3 показано эрозии повреждение рабочего колеса лопасти. На рисунке 4 показана схема указывает на пробелы уплотнения рабочего колеса.
Внутрь подшипника было установлено, что практически уничтожен из-за сильной вибрации.
Колеса и балансировка барабана пробелы уплотнения в процессе эксплуатации были увеличены за счет вибрации. Эффект увеличения разрыва уплотнения означает увеличение потока утечки, тем самым снижая эффективность насоса, по оценкам, 3,2 процента и сокращение эффект затухания уплотнительных пробелы и снижения собственной частоты вращения ротора, что может привести к снижению маржи критической скорости.
Рабочее колесо имеет пять лопастей, и спиральный кожух имел двух языках. Теоретические оценки показали, что эта лопасть комбинация числа приведет к неуравновешенных сил лезвия, которые возбуждают бокового ротора вибрации. Увеличение количества лопастей рабочего колеса до шести, однако, может привести к значительным колебаниям давления, крутящего момента и осевой нагрузки приводит к высокой степени вибрации. Тем не менее, семь лопасти рабочего колеса была бы оптимальной.
Пристальный взгляд на эродированных крыльчатку всасывания указанные подписи всасывания эрозии кавитации. Поскольку это повреждение присутствует в каждом насосе, недостаточно NSPHA / NPSHR отношения подозреваемых. Это варьировалась от 1,0 до 2,6 в зависимости от скорости работы и расхода. Самый низкий коэффициент имеет место на самом высоком мощностью около НПД. (Для насосов высокого энергии, в соответствии с гидравлического института, это соотношение должно быть не менее 2.0 минимизировать эрозию повреждения в результате кавитации).
Несмотря на то, радиальные выравнивание было хорошо, чрезмерный зазор, который существовал необходимо сократить. Большие зазоры привести к низкой эффективности и высокой стоимости эксплуатации.
Низкий NPSH соотношение результатов в рабочее колесо жизни на 2,7 года и объясняет, почему всасывания колеса были отремонтированы или заменены каждые два года. По данным завода, мало что можно сделать на NPSHa, поэтому изменение дизайна всасывания рабочего колеса был рекомендован вариант. Конструктивные параметры были согласованы и была поставлена цель увеличить срок эксплуатации колес всасывания до 40000 часов или 4,5 года. При изменении входного патрубка и геометрии лопасти на входе, несколько конструкций крыльчатки всасывания изучались и один окончательный проект был выбран, что приведет к увеличению срока службы до четырех лет.
Рекомендации на основе гидравлического анализаПравильное уплотнение пробелов до приемлемого предела.Замените пять лопасти рабочего колеса с новым семь ребристого дизайна.Заменить существующее рабочее колесо всасывания на новый предназначен для лучшего всасывания поведения и направленных на повышение его срока службы.
Заключение
Завод принял Рекомендации по проектированию, и насос был полностью восстановлен строгим критериям приемлемости. Установленная в 2005 году, переработан насос продолжает оставаться в эксплуатации без вибраций. Это была сложная работа, но решение проблемы в корне и изучения средства для устранения проблемы является ключом к успеху.
Насосы и системы, декабрь 2009
Об авторе: Иэн Уотсон, Джим Стайгер и д-р Т. Ravisundar это с HydroAire, Inc Нажмите здесь, чтобы посетить Hydro, Inc
