盧錦煜
(中國石化上海石油化工股份有限公司熱電部,上海 200540)
中國石化上海石油化工股份有限公司(以下簡稱上海石化)熱電部汽機聯(lián)合裝置的鍋爐給水泵,自2016年大修后投用以來,運行一直比較穩(wěn)定。2021年3月發(fā)現(xiàn)給水泵4的5#軸瓦的水平振動位移值為70 μm(預設的振動位移報警值為50 μm),停泵后手動盤車無異常,開泵調整出力后振動無明顯好轉,檢查了軸瓦及聯(lián)軸器,仍未查到明顯的異?,F(xiàn)象。因此,委托專業(yè)的檢測公司對給水泵4運行的振動情況進行檢測,檢測報告中顯示5#軸瓦的水平振動速度值為10.10 mm/s(預設振動速度報警值為7.10 mm/s),泵無法投入正常運行。
針對引起軸系對中偏差的影響因素進行逐項排查[1],經(jīng)過多次振動檢測和分析,同時結合給水泵4的運行、檢修情況,采取了相應的解決措施,最終找出了引起給水泵振動超標的根本原因。通過拆除泵座、對4個泵座螺栓孔進行擴孔攻絲和配制專用螺栓,終于消除了導致5#軸瓦振動超標的影響因素,5#軸瓦的水平振動速度值下降到1.4 mm/s。
給水泵4為DG270-140B型鍋爐給水泵,其結構示意如圖1所示。作為高壓50 kW機組或母管制給水系統(tǒng)的配套給水泵,給水泵主要由定子、轉子、平衡機構、軸端密封和軸承等組成。泵體通過液力耦合器與電動機連接,轉子由10級葉輪組成;泵的進水段、中段和出水段的靜止密封面由金屬面密封;整個轉子由兩端的滑動軸承來支撐;軸封采用填料密封結構形式;泵體采用平衡盤轉向力對轉子進行軸向定位。給水泵的基本參數(shù)見表1。
圖1 給水泵結構示意
表1 給水泵的基本參數(shù)
續(xù)表1
給水泵的安裝需要注意對聯(lián)軸器復校中心,并測量推力間隙、軸瓦間隙。聯(lián)軸器中心允許偏差的標準:端面偏差小于0.06 mm,圓周偏差小于0.05 mm??紤]到液力耦合器的作用,端面偏差不變,圓周偏差為0.15~0.20 mm;推力間隙為±0.10 mm,當止推盤工作面與止推塊接觸時,平衡盤與平衡套間隙為0.04~0.08 mm。泵軸瓦安裝標準:軸瓦緊力為±0.02 mm;軸瓦頂部間隙為0.080~0.195 mm,軸瓦兩側間隙為0.04~0.10 mm。
2021年3月發(fā)現(xiàn)給水泵4的5#軸瓦的水平振動位移值達到70 μm,振動位移值嚴重超標,立即委托檢測單位對該給水泵組的各個軸瓦進行測振,給水泵組的各測點如圖2所示,振動測量數(shù)據(jù)見表2。
圖2 給水泵組各測點示意
表2 各測點的振動速度值 mm/s
從表2可以看出:電機側軸瓦振動速度最大值為2.82 mm/s,電機振動速率未超標;液力耦合器兩側軸瓦振動速度最大值為4.85 mm/s,其軸向振動速度值也偏大;泵側軸瓦振動速度最大值為9.41 mm/s,遠遠超過了標準振動速度上限值7.10 mm/s。這一現(xiàn)象表明,該給水泵組的主要振動源不是來自電機側,而是來自泵側。為了進一步確認振動超標的故障原因,對振動速度值較大的測點5、6進行頻譜分析。
頻譜分析報告顯示:垂直方向的主要振動頻率為工頻和2倍頻,且2倍頻分量大于工頻分量;水平方向的主要振動頻率仍為工頻和2倍頻,但以工頻為主;軸向的主要振動頻率也集中在工頻和2倍頻,但它們對應的幅值相近且不大。軸向除工頻分量高外,還存在7倍頻分量略高于工頻分量的情形。另外,軸向振動速率頻譜圖中也存在高次諧波和分數(shù)諧波成分,但幅值不高,總體狀況良好。
由頻譜分析結果可知,液力耦合器和泵疑似存在不對中的現(xiàn)象,除此之外,可能還存在機械松動的故障。結合表1的數(shù)據(jù)來看,泵水平方向的振動遠大于垂直方向的振動,懷疑其水平方向的剛性較差。另外,建議對聯(lián)軸器進行檢查并復校中心,同時檢查軸承蓋及支座、軸瓦和基礎螺栓是否存在松動的跡象。
在給水泵開啟出口閥門前后,測點5、6分別采集了兩組數(shù)據(jù),振動測量數(shù)據(jù)見表3。
表3 出口閥門開啟前后測點5、6的振動速度值 mm/s
表3數(shù)據(jù)表明:在出口閥門開啟前后,泵側的振動無明顯變化,且振動最大點在泵的5#軸瓦處,說明出口管道對給水泵組的振動影響較小。
根據(jù)頻譜分析報告,決定停泵進行檢查。在給水泵解體檢查時發(fā)現(xiàn):①測點5處(低壓側)軸瓦鎢金發(fā)生脫落現(xiàn)象,如圖3所示;②聯(lián)軸器柱銷損壞較嚴重。經(jīng)討論后采取以下改進措施:①更換新的軸瓦,保證泵的動靜間隙正常;②更換新的聯(lián)軸器彈性柱銷,保證泵和電機的中心位置準確。
圖3 軸瓦鎢金脫落
采取上述措施后,檢查液力耦合器處靠背輪晃度并復校中心。對中合格后進行試車,發(fā)現(xiàn)泵側軸瓦振動速度值仍偏高。停泵,再次復校中心,此時聯(lián)軸器端面偏差為0.42 mm,圓周偏差為0.80 mm,遠遠超過了聯(lián)軸器中心允許偏差范圍,且與試車前的對中數(shù)據(jù)相差甚遠。由于頻譜分析報告顯示泵水平方向的剛性較差,懷疑泵座與泵體間的4個連接螺栓存在松動跡象,用手觸碰后發(fā)現(xiàn)緊固后的連接螺栓左右晃動,細致觀察后發(fā)現(xiàn)泵座螺栓孔螺牙磨損嚴重,導致螺栓緊力明顯不夠,如圖4所示。
圖4 泵座螺栓孔螺牙磨損
泵座螺栓孔螺牙磨損后,螺栓開始松動,這將直接影響預緊力的大小。沒有預緊或預緊力不夠,螺栓會失去泵座和泵體間的連接作用,因此緊固螺栓時,必須對預緊力和緊固扭矩加以控制。當螺栓擰緊時,在軸向預緊力F0的作用下,螺栓會產(chǎn)生拉伸應力σ;同時在扭轉力矩(T)的作用下,螺栓會產(chǎn)生剪切應力τ,如圖5所示。因此,螺栓緊固時會受到拉伸與剪切的復合應力σ1的作用,其受力狀況應用第四強度理論進行分析。
(a)拉伸應力 (b)剪切應力
螺栓擰緊時,若要保證螺栓不被拉長或扭轉而失效,其強度條件應滿足:
[σ]≥σ1=1.3σ,式中[σ]為許用應力。
給水泵的泵座與泵體通過4個種植螺栓連接,該螺栓為外六角螺栓,且均勻分布在泵座的左右兩側。當給水泵的泵軸發(fā)生較大的振動時,泵軸在泵座中心會集中施加軸向工作載荷P和旋轉力矩M。對單個螺栓進行受力分析,如圖6所示。
圖6 螺栓受外界載荷作用時的受力分析
由二力合成原理及余弦定理,可得合成后的工作載荷F3:
泵座螺栓孔的內螺紋為M42 mm×3 mm的細牙螺紋。經(jīng)查閱五金手冊及相關行業(yè)標準可知:螺栓強度為8.8級、公稱直徑為M42 mm的外六角螺栓,其預緊力和緊固扭矩分別為526 kN和3 950 Nm;螺栓強度為8.8級、公稱直徑為M45 mm的外六角螺栓,其預緊力和緊固扭矩則分別為616 kN和4 950 Nm。因此,決定對4個泵座螺栓孔進行擴孔攻絲,配制M45 mm×3 mm的專用種植螺栓,提高螺栓的預緊力和緊固扭矩。
改進措施實施后,泵座外修返廠,然后就位安裝。安裝完成后,對泵的裝配質量標準進行復測,測量數(shù)據(jù)如下:端面偏差為0.02 mm,圓周偏差為0.20 mm(如圖7所示);推力間隙為0.10 mm,平衡盤工作端面的軸向跳動為0.02 mm。泵軸瓦及其螺栓安裝要求:軸瓦緊力為0.01 mm;軸瓦頂部間隙為0.18 mm,軸瓦兩側間隙為0.08 mm;推力盤安裝后竄動量為2.9 mm,轉子總竄動量為6.36 mm,符合給水泵安裝標準。
圖7 聯(lián)軸器復校中心
2021年4月給水泵4再次啟動并試重車,對該給水泵組的各個軸瓦進行振動測試,測量數(shù)據(jù)表明各個軸瓦的振動速度值均明顯下降,具體數(shù)據(jù)見表4。其中,5#軸瓦的水平振動速度值下降到1.4 mm/s,說明該給水泵組的運行狀況良好。
表4 各測點的振動速度值 mm/s
影響給水泵振動故障的因素較多,對測振數(shù)據(jù)進行頻譜分析,制定合理的檢修方案。通過解體檢修,找到造成振動超標的核心因素所在,然后采取行之有效的處理措施:對泵座螺栓孔進行擴孔攻絲,保證足夠的螺栓緊力;通過更換聯(lián)軸器彈性柱銷和軸瓦,保證泵的中心位置和動靜間隙正常。上述處理措施嚴格執(zhí)行后,消除了導致泵振動超標的核心因素,解決了泵振動故障的難題,保證了泵的安全平穩(wěn)運行。