泵管道布置及應力計算摘要:石化生產裝置中，泵是不可缺少的用于輸送介質的機械。離心泵借助其性能范圍廣泛、流量均勻、結構簡單、運轉可靠、操作費用最低，維修工作量小等諸多優點,約占工藝用泵總量的80%～90%。泵上管道的布置顯得尤為重要。本文具體闡述了泵進出口管道及其支吊架設計的注意事項和泵管口校核的API610標準。并對實際工程項目中的兩臺泵管道進行了應力分析,發現由于泵進口管線的柔性不夠，使得其管口受力超出了標準限制。為此，在原配管的基礎上，通過增加L型彎用管道的自然補償以增加管道自身的柔性。經分析后,發現管口受力有了很明顯的改善，通過標準進行了校核，其滿足標準規定。此外值得注意的是，泵管道的柔性并不是越大越好。因為柔性的增加意味著管段的增多，管道中壓力降的增大。這除了增加了建造成本外,還可能使其中的介質氣化導致泵及管道的噪聲和振動。在實際工程項目中,要根據具體情況進行泵管道的布置，使其技術上滿足泵標準受力要求,運行中達到安全穩定。關鍵詞：泵離心泵布置管道應力在石化行業設計中，泵是不可或缺的輸送液體或使液體增壓的機械.泵主要分為三大類，即離心泵、往復泵和旋轉泵.由于離心泵的性能范圍廣泛、流量均勻、結構簡單、運轉可靠、操作費用最低,維修工作量小等諸多優點，因此在石油化工廠中多采用離心泵。在此所討論的泵為離心泵.同時各設備之間的連接自然離不開管道,管道在石油化工生產裝置建設中占據著很重要的位置，它是物料輸送的工具.由于泵屬于旋轉機械,其承受管道的作用力和力矩受到極大地限制。當泵管口受力大時,使泵的外殼發生變形，泵旋轉的同軸度受到影響，造成泵發出噪音和振動，甚至損壞，則使管口受力盡可能小,并在允許的范圍之內顯得尤為重要。最理想狀態就是使泵管口不受管道的作用力，顯然這是不可能的。這些力要么來自于管道的熱膨脹要么來自于管系本身的重力，應用泵管線應力分析，并通過改變泵管線的走向和確保其得到合理的支撐，以分析其管口受力。如何設計泵管線及相應支撐，使泵管口的受力滿足機械要求，直接影響著泵的使用壽命和管道的安全運行.1泵管道設計注意事項1）泵的入口管道設計泵吸入管道的設計是確保泵經常處于正常工作狀態的關鍵，應在設計上采取措施防止產生汽蝕現象。一般需要注意以下幾點：a、當塔或容器的最低液面與泵入口中心線的高差確定后，為了提高有效汽蝕余量，應減少入口管道系統的阻力,盡可能地縮短管道長度，減少彎頭數。b、吸入管道中途不得有氣袋。如果難以避免，應在高點設放氣閥。c、泵入口變徑管的安裝應使氣體不在變徑處積聚，避免安裝不當而產生氣蝕。2）泵的出口管道設計泵出口閥門的設置位置一般有三種型式。如圖1所示。圖1泵出口閥安裝示意圖3）泵管線上支吊架設計注意事項在泵管道設計時，為了減小管道作用于泵管口的力和力矩，通常改變管線走向，使其具有足夠的柔性。同時在其支吊架設置方面一般來講應注意三個方面的問題。第一，應在閥門附近設置支吊架，避免閥重作用于泵管口處。第二，靠近泵管口處的支吊點如存在垂直位移，應考慮選用彈簧支吊架，使熱態時支吊架不會脫空，仍能承受管道載荷。第三，在管系中的對稱位置附近設置限位或導向支架，其作用是承受遠端管道的水平推力，避免作用于泵管口處.2管道校核標準（注：紅色字我覺得可以不要.。。）1）一次應力校核條件壓力載荷和持續外載荷在管道上產生的應力屬于一次應力。其中持續外載荷包括管道基本載荷（管子及其附件的重量，管內介質的重量和管外保溫的重量）、支吊架的反作用、以及其他集中和均布的持續載荷.在此未考慮偶然載荷的作用。σ式中σL-—為管道的縱向應力，MPaF--壓力引起軸向力之外的附加軸向力,N；A——管道橫截面積，mm2;P—-設計壓力，MPa；D-—平均直徑，mm；S—-壁厚，mm；M-—合成彎矩，N·mm；W——抗彎截面模量，mm3；σh2）二次應力校核條件計算的最大位移應力范圍σE不應超過許用位移應力范圍σσ若σh大于σL，則σc—-在分析中的位移循環內，金屬材料在冷態（預計最低溫度)下的許用應力，MPa；σh——在分析中的位移循環內,金屬材料在熱態（預計最高溫度)下的許用應力，MPaf—-管道位移應力范圍減小系數，本文中取1.0。3）泵管口校核標準通常泵承受管道的作用力和力矩的允許值由制造廠家提出。對于制造廠家未提出受力要求的泵，其管口受力一般要求滿足API610的規定，如表1所示。表1API610管口載荷表API610中對于臥式泵的校核規定如下：（1）當單個管口各分力和力矩不大于上表中的數值時，表示受力合格,不需要進一步校核；（2）當單個管口各分力和力矩超出上表的數值，但不大于其2倍，并滿足下列兩個條件時，也認為泵受力滿足要求。a單個管口的合力及和力矩滿足F式中FRi——泵各管口所受的合力，N；MRi——泵各管口所受的合力矩，N·m；FR與MR如上表所示為管口的允許合力與合力矩。b泵所受的總體合力與合力矩FMMFRC——泵各管口上作用力的合力，N;FRS-—泵進口的允許合力值,N；FRD——泵出口的允許合力值，N；MYC—-泵各管口上力和力矩合成到泵中心Y方向的合力矩,N·m;MYS——泵吸入口Y方向上的允許合力矩,N·m；MYD——泵排出口Y方向上的允許合力矩，N·m；MRC-—泵各管口上所受的合力矩，N·m;MRS-—泵吸入口上允許合力矩,N·m；MRD——泵排出口上允許合力矩,N·m；(3）應用上面公式時應注意問題：通常，管道載荷對設備的影響分為兩種。一種是作用在單個管口上的受力；另一種是整個設備所有管口的受力之和。對單管口載荷的受力限制是為了保證管口的完整性和組織泵殼的局部變形。所有管口的合載荷限制是為了防止泵底座的過量變形.因為泵底座的過量變形會引起泵內部及泵與電動機之間軸的不對稱性。由于不在一條直線上的點，其泵系統的合力矩是不同的。這將會出現一個問題，合力矩的作用點將選擇在什么位置。泵管口合力矩的限制是為了控制泵支撐系統的變形，所以力矩的求解點最好選擇在系統支撐或接近支撐的位置上.API610選擇了泵的中心作為求解點。假如單個管口與中心點的位置如下圖2所示，則其求解公式如下。圖2管口與中心點的相對位置及坐標圖FFFMMMi=1,?,n代表管口數;0點為泵中心還有，FM3實際情況分析下面為一實際化工項目中所涉及到的急冷塔堿液循環泵管道。管道計算溫度為129℃，設計壓力為進口0.7MPa，出口0。97MPa，規格（外徑×壁厚，mm）進口325×9，出口273×6。5，保溫厚度為80mm，保溫材料密度60Kg/m3、介質密度903Kg/m3，管道材料316，腐蝕余量0。8mm。泵為兩臺平行布置，其運行狀態為一開一備。所以在泵管線的應力計算中，最苛刻的工況并非兩臺泵同時運行或同時關閉，而應該是一臺運行一臺備用。在其模擬計算中，加入了這兩種工況,一種為1—左邊A泵運行右邊B泵備用，還有一種為2—B泵運行A泵備用。泵進出口為側進頂出，進出口直徑DN均為200mm，其泵型式如下圖3所示。泵進口到泵中心的距離為245mm，泵出口到中心的距離為420mm.圖3泵型式圖a為軸中心線b為軸承座中心線1為泵吐出口2為泵吸入口3為泵中心圖3用于側面吸入頂部吐出的臥式泵—-對應表的力及力矩坐標系。下圖4為一開始的泵進出口管道布置.通過模擬計算，可得到泵管口的受力。圖4泵進出口管道布置經應力分析，在圖4中泵進出口管線的受力如表2所示。表2泵管口載荷表3泵口允許所受載荷（2*API）由于計算模型中的Y與Z坐標與API610的坐標不一致，則在計算中需要進行轉換。從表2中可以看出,泵進口的受力(紅色字體）超出了API610標準單管口受力的2倍（如表3所示）。為此想到了增加管道柔性，其方法:在管道設計中需要考慮自然補償或設置各種形式的補償器以吸收管道的熱脹和端點位移。管道走向是根據具體情況呈各種彎曲形狀的。利用這種自然彎曲形狀所具有的柔性以補償其自身的熱脹和端點位移稱為自然補償.有時為了提高補償能力而增加管道的彎曲，例如：設置U形補償器也屬于自然補償的范圍。自然補償構造簡單、運行可靠、投資少,所以被廣泛采用。自然補償既要滿足設備管口的力和力矩要求；也需滿足管道設計經濟性和穩定性的要求；以及滿足工藝溫降、壓降的要求。為了使泵管口的受力及力矩有所改善,提出了管道自然補償的方法，在此加入了L型彎來增加了泵管口的柔性.改進之后的管線走向如圖5所示.圖5修改后泵進出口管道布置表4修改前后泵進口載荷對比表除了管道走向上加入了L形彎之外，在泵進口合管上還加入了硬支撐和導向，其目的起支撐管道和限制外面管道在Z軸上對泵口的推力.通過這兩種管道走向對泵管口受力的影響,從表4中可以看出其受力有明顯改善,并且都小于2倍的API許用值(如表3所示）。此時還需檢驗泵口的受力是否滿足API610標準.在此不同時檢驗兩臺泵和兩種工況，只挑選B泵的第2中工況進行說明。泵進口的合力及合力矩校核FM6678泵出口的合力及合力矩校核FM2636泵所受的總體合力與合力矩校核FM2.0MM1.5M通過以上的計算可以得到,當泵管道走向修改后,其管口載荷滿足API610標準。在泵管道的布置后，當通過計算確定走向柔性不夠時,可通過修改走向增加其柔性,此時還有一個問題,那就是既然管系柔性增大會降低泵管口的力和力矩，那管系會不會越柔越好呢？其實若管系柔性過量，同樣會出現問題。一個小的干擾力會使管子趨于振動。同時管系彎頭太多會使其產生額外的壓力降，可能會使管系的壓力小于介質的飽和壓力.介質的部分氣化使整個系統不穩定。為了限制管系的振動，一些限制性支架會增加。這樣雖然在外觀上管系的振動得到了控制，但內部介質問題仍然存在，噪聲也依舊持續,這樣會降低泵的效率和使用壽命。4結語在泵進出口管道及其上支吊架設計基礎上，對泵管道進行了應力計算