李宇鵬

(華陸工程科技有限責任公司，陜西西安 710065)

1 前言

泵是石油化工行業(yè)應用最普遍的設備之一，各煉油和化工裝置中原料、產(chǎn)品、中間產(chǎn)品、溶劑等液體物料的輸送和增壓，都要依靠泵來完成。在傳統(tǒng)的工藝中每組泵是兩臺并聯(lián)，一開一備。然而隨著裝置的大型化，工藝處理量的增大，泵的處理能力也隨之需要增加，解決該問題除了改進泵的機械性能，還有一個辦法就是增加并聯(lián)泵的數(shù)量，兩開一備或者更多泵并聯(lián)運行。泵屬回轉精密機械，一旦受到過大外力會發(fā)生泵體變形、驅動機軸的不對中、振動和噪聲，引起軸承燒毀和損壞，因此其管口受力要求比較苛刻[1]。三臺并聯(lián)泵兩開一備交替運行，因開停冷熱相間，與泵相連的管道也處于冷熱交換的工況組合。膨脹的熱管道與不膨脹的冷管道之間相互牽制，各點位移在各個工況下的位移均有不同，為了泵嘴受力和力矩滿足要求，保證機器的正常運轉，管道布置和支架設置比一開一備兩臺泵的設計要更加注意。文章就某裝置中出現(xiàn)的一組兩開一備的離心泵為例，來具體介紹下設計中出現(xiàn)的問題。

2 泵的平面布置及配管設計

2.1 管線走向及管道特性

某項目兩開一備離心泵入口的管線走向如圖1。介質從富胺閃蒸槽底部的排出口流出，向西2 292 mm繞過閃蒸槽基礎后向南3 056 mm，進而一分為三成一個“E”字形結構，再經(jīng)過一級變徑為從端部接入P01A/B/C三臺泵，兩開一備，每兩臺相鄰泵中心距均為3 000 mm。泵口為6″,閃蒸槽出口為12″。環(huán)境溫度7 ℃，介質溫度56 ℃，不保溫，壓力0.48 MPa。所連管道材料為A106 B，壓力等級為CL150，外徑壁厚規(guī)格為 12″×8.38mm、6″×7.11 mm。

圖1 泵入口設備布置及管道走向Fig.1 Equipment and pipline layout of the pump inlets

2.2 CAESAR Ⅱ模型

2.2.1 模型邊界條件

P01A/B/C進口假設為固定點，40、440、240點為可調支架加導向架，115點、315點和500點為剛性支架。閃蒸槽管口邊界條件輸入熱態(tài)位移DX=5.41mm，DY=-0.20mm，DZ=0。具體工況為：

OPE1：P01A泵為備泵，P01B/C正常工作；

OPE2：P01B泵為備泵，P01A/C正常工作；

OPE3：P01C泵為備泵，P01A/B正常工作。

作為備用泵的入口切斷閥關斷，所以其入口管道為環(huán)境溫度，正常工作的泵口管道壁溫與介質溫度相同。建立好的CAESAR Ⅱ模型如圖2。

圖2 CAESAR Ⅱ管道模型A版Fig.2 CAESAR Ⅱ model revision A

2.2.2 管口力校核準則

由于采購時技術規(guī)格書有要求，此泵口的受力可按API Standard 610標準值的2倍校核。

2.3 應力計算模型及結果分析

由于此管道介質溫度僅為56 ℃，壓力也僅為0.48 MPa，配管設計時認為此管道布置的柔性足夠好，固選擇了一種很省空間也美觀的方案。但由計算結果(表1)可以看出，P01A及P01B泵X方向受力在某些工況下均超過了許用值。P01B泵入口在OPE1及OPE3工況受到的X方向推力達到了21 000 N以上，已是許用值的3倍還多。

為了更好地分析如此大的管口推力因何產(chǎn)生，刪除從閃蒸槽到泵口集合管處的管道模型，僅考慮三個泵進口“E”字型管道的相互影響，得到B版模型如圖3。

圖3 CAESAR II管道模型B版Fig.3 CAESAR Ⅱ model revision B

僅以中間的P01B泵管口為例，分析AB兩版的計算結果，見表2。

可以看出，A版模型中閃蒸槽出口到泵入口集合管處的管道對泵入口處“E”字型管道的向北膨脹造成了約束，對泵口施加了向南方向的推力，直接造成了A版模型中OPE1及OPE3的X方向推力過大(21 172 N及23 505 N，B版模型僅為4 601 N和4 335 N)。故應在該管道上考慮增加柔性，使用膨脹節(jié)、改變管道走向或者增加“П”彎等。

表2 B版模型計算結果Tab.2 Revision B model, loads on the nozzles

另外，從B模型OPE2工況下，P01B泵為冷態(tài)，與其泵口連接的閥之間的管道為常溫(圖4)。從該工況的管道熱態(tài)變形情況(圖5)可以顯著的看出，P01A及P01C兩泵的管道向北膨脹受到了其制約，該制約的反作用力使得P01B管口受向北超過1 t的力。固應改善“E”字形管道內部的柔性。

圖4 CAESAR Ⅱ管道模型B版OPE2工況Fig.4 CAESAR Ⅱ model revision B, Case OPE2

圖5 CAESAR Ⅱ管道模型B版 OPE2工況管系熱態(tài)變形Fig.5 CAESAR Ⅱ model revision B, Case OPE2, pipeline expansion

2.3 管道柔性改造

2.3.1 增加“П”型彎對管口受力的影響

首先考慮將A版模型的管口推力降到接近B模型的水平。為了吸收X方向的管道熱膨脹引起的推力，結合場地的制約因素，在A模型閃蒸槽出口管道南北段上設置一個向西拐出的“П”型彎，得到C版計算模型，如圖6。

如此修改管道后，“П”彎南北兩側的管道在熱膨脹時受到的相互制約變小，從而變得更加接近于B模型的情形，從表3中可以看出，P01B泵入口X方向受到的力從A模型的最大23 505 N降至8 569 N。同時，P01A/C兩泵口受力也有相應下降。

圖6 CAESAR Ⅱ管道模型C版Fig.6 CAESAR Ⅱ model revision C

表3 C版模型計算結果Tab.3 Revision C model, loads on the nozzles

續(xù)表3 (Continue)

2.3.2 泵口“E”字形配管的調整

正如2.2節(jié)中所述，泵口集合管到三個泵口管道形成的“E”字形結構使得任何一個處于冷態(tài)備泵狀態(tài)的泵口，都會對另兩個正常工作泵入口的管道熱膨脹產(chǎn)生約束，從而在三個泵口之間產(chǎn)生了相互的作用力，使得泵口受到的南北方向的力超過了2倍API 610的許用值。所以首先考慮在垂直于南北方向的平面上增加直管段來改善柔性。

方案一：抬高集合管

首先考慮將集合管抬高。但由于閃蒸罐設備布置的高度較低，其出口與泵口的高差僅為1 240 mm，而一個12″ 的長半徑1.5D彎頭就達到了457 mm，所以考慮在閃蒸罐物料出口及集合管向下拐彎處均使用短半徑1D彎頭。同時為了盡量抬高集合管，將閃蒸罐口的閥門移到水平管上，修改后的D版模型見圖7。

圖7 CAESAR Ⅱ管道模型D版Fig.7 CAESAR Ⅱ model revision D

從表4可以看出，D版模型已經(jīng)可以滿足管口的受力要求。但這個前提是該項目采購時已經(jīng)在技術規(guī)格書中要求泵廠家制造泵時必須滿足2倍API 610的受力要求，如果沒有提出這樣的要求，就僅能按API 610的標準許用荷載去校核，D版模型的管道走向也就未必能夠滿足要求了。而且與抬高前相比，需要更多的彎頭，增加了焊接量。而且由于集合管抬高高度有限，也并未因抬高而產(chǎn)生合適高度的操作空間。備用泵的冷管線與工作泵的熱管線之間增加的柔性有限，如果介質溫度更高的話，泵相互之間的約束將難以單采用此方案來減小和消除。

表4 D版模型計算結果Tab.4 Revision D model, loads on the nozzles

方案二：增加膨脹節(jié)

在集合管上，每兩臺泵之間增加大拉桿橫向型膨脹節(jié)，調整支架位置可以得到圖8的模型E。其中兩個膨脹節(jié)均長1 000 mm，與管道對焊連接，有效面積106 400 mm2，橫向剛度8.1 N/mm。

圖8 CAESAR Ⅱ管道模型E版Fig.8 CAESAR Ⅱ model revision E

從表5可以看出，使用膨脹節(jié)也可以將管口力降低至許用值范圍內，而且管口彎矩水平也得到了控制和優(yōu)化。但是OPE1(P01A為備泵)、OPE3(P01C為備泵)兩個工況中，由于位于中間的P01B泵正常操作，其入口管道膨脹，擠壓“П”型彎向內變形，“П”彎部分的管道對其膨脹造成了反作用力。由于P01A/C泵被柔性的膨脹節(jié)“隔離”開了，降低了其他兩個泵分擔的推力，此反作用力主要作用在P01B泵口，故其雖然滿足了此項目泵口的受力要求，但X方向管口力還是超過了API610的標準值。而且，通常膨脹節(jié)波紋管的壁厚較薄，這會是整個管系的薄弱環(huán)節(jié)。另外，采購膨脹節(jié)所付出的資金和時間成本也較高，所以僅在其他方式無法滿足設備管口受力要求的時候，再酌情考慮使用。

方案三：泵倒暖

給三臺泵均增加倒暖管線。在泵出口切斷閥后增加一個3/4″ 的回流旁路跨接到止回閥前，泵作為備泵的時候該泵入口閥全開，出口閥全閉，讓泵出口總管的介質從靜止的備泵出口流回至泵進口總管，為了防止流回的介質壓力過高，旁路上還設置了限流孔板。為了防止備泵入口管線因流速較低而難以補充散失的熱量，給進口管線集合管到各泵口管線增加保溫，流程圖見圖9。

表5 E版模型計算結果Tab.5 Revision E model, loads on the nozzles

圖9 采用泵熱備的流程方案Fig.9 Piping and Instrumentation Diagram using pump reverse warming-up

這樣，由于三臺泵無論是否作為備泵，其進出口管線均始終有介質流動，假設保溫足夠好，工作泵與備泵入口管道金屬壁溫均為介質溫度(見F版模型，圖10)，不會出現(xiàn)例如圖5所示相互牽制的情況，從而使“E”字型管道區(qū)域的柔性得到了極大改善(表6)。

圖10 CAESAR Ⅱ管道模型F版Fig.10 CAESAR Ⅱ model revision F

表6 F版模型計算結果Tab.6 Revision F model, loads on the nozzles

泵倒暖的方案的優(yōu)點是很好地避免了方案二中使用膨脹節(jié)會產(chǎn)生的風險，也不會像方案一增加了大量的施工量。僅需增加一小段3/4″的管道管件閥門，費用低廉，便可使管口受力得到很好的優(yōu)化，泵口各個方向受到的力和力矩均低于API610的標準值，僅P01A的MY達到了API610標準值的1.7倍?？臻g利用程度高，配管簡潔美觀。另外，尤其是對于一些高溫高壓的泵組，由于其管路壓力高，通常無法使用膨脹節(jié)。為了滿足管口受力要求勢必會使用較多的管道彎頭等來增加泵入口的管線的柔性，增加了進口長度和流動阻力，滿足了應力要求，卻又不一定能滿足工藝對泵的防汽蝕要求，管道走向調整會很復雜。而且調整完的管道通常是既不美觀，又會增加很多彎頭和直管的投資。如果能夠考慮適當?shù)氖褂帽玫古姆桨?，減少管路走向的修改，把這些投資節(jié)約下來，對于總承包來說，具有相當?shù)慕?jīng)濟效益。

其缺陷是，由于回流管線直徑較小，導致流經(jīng)備泵的介質流速較小，如果不做好保溫措施，泵進口管道溫度很難維持和正常操作的泵一樣。而如果為了保證其溫度，增大回流的介質流量，又會增加正常工作泵的能耗。但事實上，只要F版模型中倒暖的備泵入口溫度能比環(huán)境溫度提高30 ℃，亦即達到37 ℃，就可以保證泵口力和力矩滿足許用值，見表7。

表7 F版模型備泵進口管線為37 ℃時計算結果Tab.7 Revision F model, loads on the nozzles when pipe metal temperature is 37 ℃

此方案需要跟工藝人員商討確認可能出現(xiàn)的風險，例如某些特殊泵的具體結構能否接受從出口到入口的倒流，為了維持泵進口管線的溫度能耗是否會顯著增加等。由工藝人員確認可以修改流程后方可采用。

3 小結

如果訂貨時未說明，則離心泵承受管道作用力和力矩的允許值通常由制造廠提出，對于制造廠未提出受力要求的離心泵，其管口受力一般要求滿足API 610的規(guī)定[2]。由上各表結果可知，三種方案均有某方向力或力矩超過了API 610的標準值。如果訂貨時漏提了受力要求而必須按API610標準值來校核，或者由于設計過程中工藝流程的變化導致管道操作溫度提高，屆時可酌情考慮三種方案中的兩種甚至三種聯(lián)合使用，或者將某種方案的管口受力數(shù)據(jù)發(fā)給泵制造廠確認，使泵口受力滿足要求，保證離心泵的正常工作。

通常管道配管和應力分析的重點，都集中在高溫、高壓、大管徑、與重要機器設備相連管道等重要關鍵的管線上，而此例中介質溫度僅為56℃，為了滿足泵口受力要求，也需要花費相當?shù)木ΑＳ捎跍囟炔桓?，?jīng)常會見到這種“E”、“匚”字形配管，如果是連泵管線，往往都會遇到管口受力/力矩過大的問題。所以，管道溫度不高，不代表沒有熱膨脹(或收縮)，有熱膨脹和約束其膨脹的管道系統(tǒng)，就會產(chǎn)生應力問題。尤其是連接泵、壓縮機等重要動設備的管線，更要謹慎的保證其相連管系的柔性。

文章提到的三種方案畢竟只是修修補補，如果設備布置的時候可以充分考慮此段管線的柔性，采取提高設備和泵口高差，避免泵進口正對著設備口，預留增加管道柔性的空間等方案，泵口力的問題會更容易解決。而適當?shù)目紤]泵倒暖方案，也將給設備布置和配管提供更多的可能性。