乙烯產品泵水力設計和結構設計分析

尚佳成

（維德路特油站設備（上海）有限公司，上海 200131）

乙烯作為最重要的石油化學工業基礎原料，在其基礎上可衍生出多種合成材料和有機原料。乙烯的生產能力成為衡量一個經濟體基礎工業發展水平的重要指標，而大型乙烯裝置則是保障乙烯產能的關鍵因素。乙烯產品泵作為乙烯裝置的核心設備之一，其研發設計過程中的關鍵單元技術始終是相關領域的重大課題。根據裝置工藝流程設計的不同，對乙烯產品泵的性能指標要求也各有差異，本文針對某型乙烯產品泵的水力模型設計做簡要闡述，并進一步對結構強度進行分析。

1 乙烯產品泵的性能指標和總體結構方案

乙烯產品泵工作指標要求比較嚴苛，介質溫度低，裝置汽蝕余量小、流量大、揚程高。近年來，低溫工況、深冷工況不銹鋼材料和處理工藝已被制造廠家普遍掌握，水力設計和結構設計成為制約此類產品可靠性的重要因素。

本文涉及的型號具體性能指標如下：經濟工況（設計點）流量：1860m3/h；經濟工況揚程：245m；關死點揚程/經濟工況揚程：≤1.25；在經濟運行工況點泵效率：≥84%；振動烈度最大值：2.8mm/s；噪聲：≤85db(A)；配套電機的同步轉速：1500r/min；設計工況下汽蝕余量（NPSHr）：≤6m；整機壽命：≥40 年；大修周期：5 年；易損件壽命：＞8000 小時。

基于系統給定的裝置條件要求，并參考Sulzer、Flowserve、荏原等類似產品結構，本型乙烯產品泵總體結構設計方案如下：總體結構為API610 標準VS6 型立式筒袋式三級離心泵，外筒體安裝在裝置基礎上，為了方便檢修和維護，除外筒體以外的部分設計成全抽芯結構。水力部件包括首級葉輪、次級葉輪、首級雙吸導流殼、次級導流殼。軸與軸的聯接采用高同心度的剛性套筒式聯軸器聯接；采用高分子材料AC-3 作為水潤滑導軸承，承受泵的徑向力；采用集裝式雙端面串聯機械密封作為泵的軸封，并在軸封前布置隔熱屏障避免泵內低溫介質對機械密封端面產生不利影響；軸向力由葉輪的平衡孔平衡掉一部分，殘余軸向力由滾動軸承做為推力軸承部件承受。泵機組由一臺6.6kV、1800kW、4級電動機提供動力，通過彈性柱銷聯軸器聯接傳遞，驅動泵工作。泵輸送的介質從筒體上的進口法蘭灌入，通過底部的葉輪加壓獲得能量，自下而上，最后從基礎上方的出水口水平排出。吸入口、吐出口為水平方向并與軸心線垂直布置，從傳動端向泵看葉輪為逆時針旋轉。泵機組自帶的稀油潤滑系統對泵推力軸承進行潤滑，需外供水對推力軸承體進行冷卻。外設增強API 方案53 系統作為機械密封的輔助系統，保障低溫工況下機械密封正常運行。圖1 為乙烯產品泵總體結構方案圖。

圖1 乙烯產品泵總體結構方案

2 水力設計及分析過程

水力設計過程是在性能指標要求的前提下，對產品設計難度和經濟運行效率做出平衡。

泵的工作轉速和首級葉輪形式的選擇受汽蝕余量要求制約。為了滿足銘牌工況點NPSHr ≤6m 的要求，則設計目標預留安全余量后需滿足NPSHr=5.8m ＜6m。若泵的轉速為2960rpm、首級葉輪單吸，則銘牌工況點汽蝕比轉速至少要達到3250，設計點汽蝕比轉速至少要達到3280，極難實現；若泵的轉速為1480rpm、首級葉輪單吸，則銘牌工況點汽蝕比轉速至少要達到1624，設計點汽蝕比轉速至少要達到1640，也很難實現；若泵的轉速為1480rpm、首級葉輪雙吸，則銘牌工況點汽蝕比轉速至少要達到1148，設計點汽蝕比轉速至少要達到1160，難度較小，可以實現；若泵的轉速為980rpm，則尺寸過大，造價太高。因此，泵工作轉速確定為1480rpm、首級葉輪采用雙吸結構泵的級數的確定考量制造成本和運行經濟性等條件進行。

若采用單級泵方案，則比轉速為45.5＜80，葉輪外徑通過速度系數法估算要達到860mm 左右。可見葉輪為大外徑的低比轉速葉輪，不但效率低，還導致泵體尺寸大、整泵造價高，不可取。

若采用兩級泵方案，按揚程平均分配計算，則首級比轉速為76.5＜80，葉輪外徑為632mm 左右；次級比轉速為108.2，葉輪外徑為643mm 左右。可見首級也為低比轉速，很難達到高效率，泵整體尺寸也偏大；并且查現代泵設計手冊得知，為了滿足H0/H ≤1.25，首級葉輪要采用(Z=4 β2=20° β2 Z 0.773=58.4)，次級葉輪要采用（Z=6 β2=25° β2 Z 0.773=100）。由何希杰提出的β2 Z 0.773＜90 時，揚程曲線不出現駝峰，可以看出，采用兩級泵雖能滿足H0/H ≤1.25，但性能曲線容易出現駝峰，不穩定。

若采用三級泵方案，按揚程平均分配算，則首級比轉速為103.7＞80，葉輪外徑為565mm 左右；次級比轉速為146.6，葉輪外徑為550mm 左右。三個葉輪均為中比轉速，容易實現高效率；選擇首級葉輪(Z=5 或6 β2=20°- 23° )，次級葉輪(Z=7 β2=25° -28° )，能滿足H0/H ≤1.2，并且通過對三個葉輪的調整保證性能曲線不出現駝峰。故確定本泵為三級泵。

在確定了泵的工作轉速和水力部件基本結構形式的基礎上，采用相似換算和速度系數法設計計算，同時采用CFD 數值模擬的方法進行優化設計，最終確定水力部件設計方案。

葉輪和導流殼關鍵特征尺寸設計參數如下：

首級葉輪：Dj=305mm；dh=109mm；D2=575mm；b2=75mm；Z=6；β2=21°

次級葉輪：Dj=315mm；dh=125mm；D2=560mm；b2=65mm；Z=7；β2=29°

首級導流殼：D3=615mm；b3=155mm；D 出=312；φ0=12°；F8=17635mm2；總長L=1020mm

次級導流殼：D3=585mm；b3=71.25mm；包角φ=110.5°；F3=5174.5mm2；總長L=395mm

基于以上設計結果，對設計流量Q=1860m3/h 等五個流量點進行了CFD 仿真分析，得到的性能參數預測結果見表1，圖2 為基于預測結果繪制的性能曲線，圖3 為泵出口段流場內的流動狀態。CFD 預測結果滿足性能指標要求。

表1 CFD 預測得到的性能參數

圖2 CFD 預測得到的性能曲線

3 主要結構件的強度分析

乙烯產品泵的末級導葉、出水段作為承壓最大的壓力邊界零件，底座做為承受泵機組整體運行受力的基礎件，需要進行強度分析以確認最不利條件下的運行安全性得到滿足。

末級導葉的約束和外力施加情況由圖1 所示的裝配位置圖分析，得出與底座相連的連接面為固定約束，外載荷包括末級導葉本身的重力、導葉內腔的壓力、外壁的壓力和與重力方向相同的其他件的拉力。圖4 為末級導葉的強度計算結果。

末級導葉最大應力位置在導葉葉片根部，最大值為100.9MPa，次末級導葉的材質許用應力極限值500MPa，即σmax ≤[σ]，滿足強度要求。

圖3 出口段流線圖

圖4 末級導葉強度計算結果

出水段的受力考慮到電機重量、出水段出水水壓的影響。圖5 為出水段的強度和剛度有限元分析結果。出水段的最大應力出現在出水口法蘭與出水管連接部分，最大值為183.42MPa，出水段的材質的許用應力極限值210MPa，即σmax ≤[σ]，所以其強度滿足需要。出水段最大變形位置處在出水口內壁端蓋處，最大值為0.269mm，在裝置變形允許范圍內。

圖5 出水段強度、剛度計算結果

底座承受整個機組包含電機、泵體抽芯部件等全部重量，同時也承受泵運行過程中受到的水力軸向力。圖6 為底座的強度和剛度有限元分析結果。底座的最大應力出現在出水段法蘭配合的邊緣位置，最大應力為13.393MPa，底座材質的許用應力極限值為210MPa，即σmax ≤[σ]，所以滿足強度要求。底座最大變形同樣出現在底座和出水段法蘭配合面的邊緣處，最大值為0.021mm，變形量對機組和裝置影響可忽略不計，剛度校核結果滿足要求。

圖6 底座的強度剛度計算結果

4 轉子部件的臨界轉速與強度分析

按照葉輪口環處失去液膜剛度支撐的最不利工況對轉子部件進行模態分析，計算得出，轉子部件一階固有頻率為44.218Hz，即一階臨界轉速為2653.08r/min。按照API610標準，轉子的一階臨界轉速超過工作轉速1.2 倍即可認定為剛性轉子。本泵配套電機同步轉速僅有1500r/min，遠低于一階臨界轉速，避免共振。

同時，參考CFD 分析得到的泵運轉時的軸向力、徑向力結果，并將各部件質量及動平衡殘余量加載到轉子部件三維模型進行有限元分析，校核剛度和強度。強度的有限元分析結果顯示轉子部件中，最大應力出現在首級葉輪的導軸承內表面臺階處,其值為179.33MPa，此臺階具有結構功能無法通過設計變更消除，該零件材質為1Cr17Ni2，屈服強度極限值為345MPa，即σmax ≤[σ]，強度滿足要求。轉子部件主軸、鍵等其他零件所承受的應力均未超過100MPa，而轉子部件零件材料的許用應力均高于此值，因此，判定轉子部件的強度校核結果滿足要求。

轉子徑向最大變形量為0.2mm，即最大動撓度，小于口環位置的單邊間隙；轉子軸向最大靜態變形量為0.00043mm, 由于轉子通過靠近電機端的軸承定位，最大軸向變形位置在首級葉輪處，但由于此變形量可忽略不計，葉輪密封間隙無影響，也不會造成運行過程中動靜干涉。

在僅考慮重力作用或包含運行過程中的軸向力作用，轉子均處于受拉狀態，其最大垂直靜柔度計算結果為0.00027mm，小于許用值[y]=0.0002L=2.1mm，滿足可運行性要求。

5 試驗驗證

經工程樣機測試，本型乙烯產品泵實測結果為：0.8Q ～1.2Q 流量范圍內的性能參數與CFD 預測一致，效率＞85%；各流量點工況下振動烈度最大值為2.2mm/s，所有工況點A聲功率級噪聲為84.3db(A)，符合設計預期。