計量泵振動消除研究

馬建偉，舒忠杰，黃學忠，周金兵

(中化藍天氟材料有限公司，浙江 紹興 312300)

計量泵也稱為定量泵或者比例泵，屬于往復式容積泵，主要應用于需要精確計量的工況[1]。該類型泵由泵缸、柱塞和進出口閥構成(隔膜式計量泵具有隔膜結構)。柱塞在外部傳動機構的推動下做往復運動，伴隨著進出口閥門的開啟和關閉，將機械能轉化為被輸送介質的動能及內能，達到輸送液體的目的[2]。由于柱塞的周期性往復運動是由曲軸機構轉換而來，其速度變化服從正弦曲線，這也是引起計量泵振動的根源[3]。另外，由于計量泵瞬時流量是脈動的，管道內的介質不斷地加速和減速帶來管道內部的壓力脈動，繼而引起管道振動[3-4]。在實際生產過程中，管道在超過合理范圍內的振動會帶來難以忍受的噪音，更會影響泵正常運行，甚至會使管道破裂，給生產裝置平穩運行帶來很大的安全隱患，因此研究消除計量泵振動具有重要意義[5-6]。

1 生產實例分析

在實際生產過程中，消除計量泵振動主要有以下幾種常用方法：（1）通過縮短計量泵支座間距，減少計量泵進出口管道中的彎頭，加固進出口管道等措施解決計量泵振動問題[6]；（2）在計量泵進口增加囊式蓄能器、背壓閥和出口增加囊式緩沖罐來減緩管路系統內的液流激振力，從而降低計量泵的振動[7-8]；（3）通過提高隔膜計量泵汽蝕性能，來消除計量泵振動[9]。由于在實際生產過程中成本和經濟效益問題以及現場條件和工藝條件的限制，本研究通過第三種方法來消除計量泵的振動問題，在實施過程中取得了較好的效果。

1.1 生產過程問題描述

隔膜計量泵工藝流程、電機型號及參數分別見圖1 和表1。

圖1 計量泵管道布置圖

表1 電機型號及參數

計量泵將物料從儲槽送至換熱器，經實際測量，儲槽的壓力介于0.03～0.16 MPa，泵出口壓力為1.2 MPa，管道均為DN50 碳鋼管。儲槽與泵進口高度差為7 m，水平方向距離為3 m。裝置初次開車運行后，該計量泵的進出口管路振動劇烈，入口處單向閥撞擊聲過大，且實際工作流量低于設計流量。

1.2 理論分析計算

該計量泵在前期運行中，振動劇烈，同時伴有較大的噪聲，這會給生產帶來較大風險。如前文所述，計量泵通過電機的圓周運動，利用曲軸帶動柱塞進行往復運動，這種往復運動使得進料管道內液體流動也呈脈沖式急加速和急減速，造成泵管道振動。該泵在運行過程中實際流量一直不足，初步猜測是由于管路的安裝不合理，使得泵產生了汽蝕，導致吸液量不足從而造成該計量泵管道劇烈振動。參考API675 標準以及HG/T 20570 — 95 標準中的計算公式（1），考察該泵是否存在汽蝕導致的吸液量不足情況。

式（1）中：NPSHa為泵的有效凈吸入壓頭，m；P1為泵入口側儲槽最低工作壓力，kPa；Pv為泵進口條件下液體飽和蒸汽壓，kPa；ρ 為輸送物質的密度；H1為吸入液面與泵基礎頂面的垂直高度，吸上取負值，灌注取正值，m；△P1為管道引起的壓力損失，kPa；△Pe1為設備引起的壓力損失，kPa；Kacc為往復泵脈沖損失系數；H1acc為吸入管線加速度損失，m；L1為泵吸入管道直線長度，m；Vd為泵的設計流量，m3/h；R 為泵往復次數，min-1；C為泵型系數；D1為吸入管徑內徑，mm；Kl為液體校正系數；K 為泵流量安全系數，為泵的設計流量與正常流量之比。

在該裝置中，計量泵輸送量為1 m3/h，吸入側儲槽的壓力為101 kPa，管損△P1=0.41 kPa，，NPSHr=8 m。結合實際運行情況和查閱相關數據，計算得到進口管路NPSHa=6.7 m ＜NPSHr=8 m，無法滿足NPSHa＞NPSHr，表明該泵發生汽蝕。在管損，△P1=0.41 kPa，計算出吸入管線的加速度損失H1acc達到了5.44 m，從而可知該計量泵的NPSHa值偏小主要是由于加速度損失H1acc偏大造成。

1.3 改造方案

1.3.1 柱塞往復速度對實際流量的影響

根據上文理論分析，該計量泵的劇烈振動可能與計量泵汽蝕余量不足有關，泵進口長期處于吸液量不足進而引起管線劇烈振動。因此可通過研究降低泵的汽蝕，使泵進口管路的NPSHa＞NPSHr，以解決泵的振動問題。結合公式（1）可知，NPSHa與H1acc有較大關聯，而加速度損失H1acc與入口管線長度L1、泵的往復速度R 成正比，且與入口管徑D12成反比。由于現場條件和工藝條件的限制，綜合考慮改造方案更傾向于通過降低泵的往復速度來降低加速度損失，降低泵的汽蝕，從而消除計量泵的振動。

為了保證輸送流量在正常生產的水平，調整計量泵柱塞往復速度，同時調節柱塞行程，具體操作結果如表2 所示。

表2 實際流量隨計量泵往復速度的變化

從表2 中數據可知，當泵的往復速度在132 min-1以上時，實際流量明顯低于理論流量，而在132 min-1以下，實際流量與理論流量的偏差隨著往復速度的下降而減小。這也證實了上文理論分析結果，該計量泵產生了汽蝕，造成了進口處吸液量不足。試驗過程中，該計量泵的實際流量一直低于理論流量，可能是泵的單向閥出現泄漏或者存在死區導致的。在計量泵往復速度為92 min-1，柱塞行程為71%時，重新進行核算，NPSHa達到了9.47 m，成功解決了泵的汽蝕余量不足問題。

1.3.2 計量泵往復速度對振動幅度的影響

測試該計量泵在不同的往復速度下泵進口管路的振動幅度，管路的振動數據收集均在電機調速完成5 min 之后進行，測量三次取平均值，測試結果如圖2 所示。從圖2 可知，隨著計量泵往復速度的不斷降低，泵進口管道的振動幅度不斷降低。在往復速度降至92 min-1后，振幅明顯降低，同時計量泵進口單向閥的撞擊噪音也明顯減弱。最后，選取計量泵的最優運行條件為往復速度92 min-1，柱塞行程71%，測得泵的實際輸送流量為1200 kg/h，且管道振動幅度降低至1.2 mm/s[10]，滿足生產需要，使裝置運行更加平穩。

圖2 進口管路振幅隨計量泵往復速度的變化

2 總結

本文通過理論計算與實驗探究，確定了計量泵振動幅度過大是由于該泵產生了汽蝕，且由于進口管路過長，彎頭過多，導致加速度損失偏大，從而使得計量泵振動劇烈。并結合實際改造難度和經濟成本條件，探究得出在計量泵柱塞往復速度為92 min-1，柱塞行程為71%，測得泵管道振動幅度降低至1.2 mm/s，且泵的實際輸送流量達到1200 kg/h，解決了該泵振動問題，使得裝置平穩運行。

改造后的計量泵管道系統能夠長時間平穩運行。通過本案例可以發現，計量泵進口管路的加速度損失在于管道過長，不可輕視。在項目初期設計泵入口管路時應當注意這一點，盡量選擇較大管徑的管路，減少管道的彎頭閥門數量，能夠有效降低以上問題出現的概率。