某一BB5型多级泵故障原因排查过程

常用抽送水代替。对输送水以外的液体（例如烃类）的汽蚀余量不能采用汽蚀余量修正系数。应当考虑一个适当的安全余量。严格说来，NPSHr是与物料有关的，在汽蚀余量计算式中包含泵入口到K点的阻力降hs-k，其值与物料性质有关，只是实际工程中因为该数值很小，通常被忽略。

NPSHa：装置汽蚀余量又称有效汽蚀余量。是由装置提供的，在泵进口处单位重量液体具有的超过汽化压力水头的富余能量，其数值是装置参数及物料性质决定的。

根据现场实际情况计算了NPSHa（沿程阻力降计算方法[4]，NPSHa计算方法[1]）：

机泵数据：

实际体积流率：v1=50.94m3/h

物料温度：355℃

入口压力：0.018～0.464MPa（G）

出口压力：2.51 MPa（G）

相对密度：ρ=785.17kg/m3

运动粘度：v=0.86cst

动力粘度：μ=v ρ=0.86×785.17=6.753×10-4Pa·S

从抽出口到泵入口管线长89.45m，其中DN200管线长85.92m，紧急切断阀1个，90度弯头15个，135度弯头4个；DN150管线长3.53m，90度弯头2个，闸阀1个，过滤器一个。

DN200管段计算如下：

流速v=v1/=3600πr20.4504m/s

雷诺数：Re1=dvρ/μ=1.0474×105（流型为湍流）

相对粗糙度= ε/d=0.00125 （按照运行多年的钢管查表得到ε=0.25）

查莫迪图得到摩擦系数 λ=0.023

阻力系数查表得：

ξ1=0.75 （90度弯头15个）

ξ2=0.35 （135度弯头4个）

DN200闸阀当量长度L2=8m（查表得）

L=L1+L2=85.92+8=93.92m

hf（200）=hf1+hf2=λv2L/2d+Σξv2/2=2.377J/kg

同方法可得150管径部分hf（150）=5.114 J/kg

hf= hf（200）+hf（150） =7.491 J/kg

正常流量下泵吸入口管道上设备压力降之和：

ΔP=ρhf=5.882kPa

泵吸入侧容器最低正常工作压力：P1=2933 Pa（A）；

泵进口条件下液体饱和蒸汽压：PV=3000Pa；

从吸入液面到泵基础顶面高度：H=23.373m；

从吸入容器出口至泵吸入口之间管道阻力：ΔP=5882Pa；

正常流量下泵吸入口管道上设备压力降之和：ΔPe=0Pa；

泵进口条件下液体的相对密度：ρ=785.17kg/m3；

泵流量安全系数：

为泵设计流量与正常流量之比，K=1.05；

自由落体加速度：g=9.81m/s2。

由机泵数据表查得此泵NPSHr：5.3m。NPSHa远大于NPSHr，初步排除了因工藝参数变化导致NPSHa不足而发生汽蚀的可能。

经几次尝试均无法正常投用机泵，由于异常振动和噪声，且流量、扬程的大幅波动，甚至达到断流状态，工艺调整操作停止过汽化油抽出，此泵长期搁置，等待装置停工时检查管路。

2 第二次排查

在装置开工四年后的首次大检修时检查了相关管路情况。抽出口上层塔内件未见破损脱落现象，抽出口也无阻塞。系统内残留原始建设施工杂物的可能性较大，因此不能排除管线阻塞的可能，从抽出口到泵入口管线长89.45米，135度弯头4个，90度弯头多达17个，为彻底检查管线贯通情况，将管线弯头比较集中的两处切断，如图。

其中第二段可通过视觉检查，依然剩下十余处弯头无法检查，考虑到检修工期和经济效益，需要找到其它手段检查。经过讨论，最终决定从地面消防水箱通过消防水带将消防水从该层人孔处灌入，从塔底弯头处喷流。效果明显，流量大，基本可以排除第一段管线阻塞。照此方法，排除第三段管线阻塞可能。

到此阶段，从阀门、仪表、机泵到管线全部检查，均未发现问题，给设备人员带来巨大困惑，开工后故障消失。由于未查明实质性的故障原因，机泵恢复正常工作，更加让人费解。

3 第三次排查

大检修之后开工四个月时又发生与之前同样现象，原因不明确，为了排查原因，将该泵正常流程切换至常底油流程（此流程是大检修期间新增管线），开泵运转正常。推测可能性为：

3.1 结合密封油罐液位下降情况，怀疑机封内漏

该泵采用Plan23+54密封方案，其中Plan54使用32号白油，取自原油中200-400摄氏度的轻质润滑油馏份，经酸碱精制，水洗，干燥，白土脱蜡等工序制得。在运行过程中存在白油罐液位下降偏快的现象，推测白油进入机泵内汽化造成故障，拆解后确认密封系统正常。

3.2 泵体结构故障

此次停机吹扫干净后打开冷却水线，拆解机泵密封过程中发现泵体内有水，最终确认非驱动端（泵出口端）冷却水夹套漏，并且泄漏量较大。

泵体冷却水夹套位置如图，位于平衡腔处，需要通过计算取得该处的压力，以确定冷却水是否能够进入平衡腔。

在此BB5型多级泵中，采用平衡盘来平衡转子上的轴向力。平衡盘装置中有两个比较重要的间隙，一是由轴套外圈形成的径向间隙b1，二是平衡盘内端面形成的轴向间隙b2，平衡盘后面的平衡室与泵吸入口通过平衡管连通。径向间隙前的压力是末级叶轮后腔的压力P3，通过两个间隙后，压力依次下降为P4和P5。P4大于P5，其压差在平衡盘上产生平衡力F，指向右方，以平衡叶轮产生的指向左方的轴向力。若轴向力不平衡，则整个转子系统将向力小的方向移动，轴向间隙b2在此过程中发生微小变化，使得平衡力不断微调，从中达到一个相对平衡的位置。

因此，平衡盘的工作过程是运动平衡的过程。平衡盘P4和P5的压力也是不断变化的，但是由于平衡腔与入口管路相连，压力变化幅度低，所以计算P5时只考虑正常稳定时的情况。一般平衡盘泄漏量为额定流量的3～8%，这也意味着此处有同样数值的功率损耗。

常压塔底油流程和减压塔过汽化油流程物料性质相近，温度相同，唯一不同点是泵入口压力，以此为切入点分别计算平衡腔压力[2]。

设减压塔过汽化油流程为M流程：

泵入口压力PM=0.0792 MPa（抽出口处塔压+液位高差压力-沿程阻力降）

平衡管的损失系数，ξ5 =0.4709

平衡管内流速VM=4.527m/s

设常压塔塔底油流程为N流程：

泵入口压力PN=0.2870MPa

平衡管的损失系数，ξ5 =0.4709

平衡管内流速VN=4.2441m/s

泵体冷却水给水压力：0.416 MPa（总管），回水压力：0.213 MPa（总管）。

4 小结

由此可见，过汽化油流程（M流程）时，冷却水回水压力高于平衡腔，必然会造成冷却水进入泵入口汽化并影响机泵运行。此处冷却水给回水并无压力表，根据该机泵冷却水引出线在循环水管路位置及界区给回水压力推算此处回水压力在0.23～0.3MPa之间，因此常底油流程（N流程）时，平衡腔压力大于冷却水回水，此情形会使得物料进入冷却水循环，污染水系统。

由于机泵的运行工况时常变化（出入口压力，温度、流量、平衡管流量、冷却水压力及温度等），该计算所用数值均取中值，因此不能全面反应出实际情况。此机泵在冷却水夹套发生泄漏后，在某些泄漏量较少的情况下（如循环水压力低，泵入口压力高，流量低等）走过汽化油流程，机泵有可能故障表现轻微且较平稳的运行。

5.结论

对冷却水夹套补焊回装后，机泵工作正常。从最开始A泵发生故障，B泵无法正常启动的情况，（下转第182页）（上接第179页）并排除了管路阻塞等因素，现推断故障原因是：A泵冷却水通过平衡管到泵入口并且在此过程中发生汽化；在切换B泵时，A泵内的水蒸汽从两泵公用入口进入B泵，导致B泵也无法启动。

由于水在350℃时饱和蒸气压达到16.5MPa，因此在该泵的操作条件下，到达入口的蒸汽不会在通过整个泵体的过程中重新液化，小部分汽泡可能会在叶轮挤压作用下凝结并崩溃，并不会造成严重汽蚀。由此判定A泵的故障表现主要是由于物料在入口处混合了部分水蒸气，液体和气体密度差使得叶轮上发生拍击。B泵无法正常启动是气敷现象（气敷现象为泵无自吸能力，原因为当离心泵启动时，泵内存有气体，由于气体密度很低，旋转后产生的離心力小，因而叶轮中心区所形成的低压不足以将液体吸入泵内，虽启动离心泵也不能输送液体的现象）。

判断该泵冷却水夹套在第一次发生故障时已经有泄漏，但是因为此泵物料组份重，在停泵后通常将冷却水关闭以防止物料冷却流动性降低影响排空，在排空时需用蒸汽吹扫，机泵内有水残留也并未引起关注，所以一直没有发现该问题。此次怀疑到夹套泄漏的可能性，特意在停泵后重新打开冷却水阀门才得以确认泄漏情况。

从侧面亦反映出本人经验不足，对机泵没有通透的理解，遇到不常见的问题时不能沉下心来思考，工作不扎实。至此，困扰常减压装置设备人员几年之久的问题被解决，作为设备人员甚是欣慰同时也有深深地自责，也对其他专业同事的支持与谅解表示感谢。

参考文献：

[1]关醒凡.现代泵理论与设计[M].北京：中国宇航出版社出版，2011.

[2]沈阳水泵研究所.叶片泵设计手册[M].北京：机械工业出版社，1983.

[3]程丽华.石油炼制工艺学[M].北京：中国石化出版社，2005.

[4]沈复.石油加工单元过程原理[M].北京：中国石化出版社，1996.

[5]贾大伟，于文华.基于CFD的森林消防泵轴向力平衡盘参数仿真设计[J].林业机械与木工设备，2010.

[6]赵万勇.多级泵平衡盘间隙流动的理论分析[J].水泵技术，2001（1）：21-23.

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