臥式離心泵泵殼破裂原因分析

賈 杰

(山西省機(jī)電設(shè)計(jì)研究院有限公司，山西 太原 030009)

0 引言

某熱力公司采購(gòu)了循環(huán)泵、補(bǔ)水泵設(shè)備并投入使用，使用循環(huán)泵時(shí)，一臺(tái)循環(huán)泵發(fā)生泵殼破裂事故，供熱系統(tǒng)管線熱水外流，造成供熱設(shè)施設(shè)備全部被淹，該公司從庫房緊急調(diào)用同型號(hào)備用循環(huán)泵泵殼進(jìn)行更換。更換后的泵殼僅僅使用18天后再次發(fā)生破裂，泵內(nèi)熱水快速噴出，導(dǎo)致兩名現(xiàn)場(chǎng)作業(yè)的職工被高溫?zé)崴畤?yán)重燙傷，同時(shí)再次造成供熱系統(tǒng)管線熱水外流，供熱設(shè)施設(shè)備全部被淹。

為了查找泵殼破裂原因，對(duì)泵殼結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行分析，計(jì)算泵殼應(yīng)力分布特征，找出危險(xiǎn)區(qū)域，從而為泵殼破裂分析提供依據(jù)。

1 泵殼外觀檢驗(yàn)

該泵為SLW400-500臥式離心泵，流量為2 000 m3/h，配用功率為250 kW，揚(yáng)程為32 m，轉(zhuǎn)速為980 r/min。泵殼為整體鑄造件，如圖1所示。該泵殼出口一側(cè)法蘭部分、蝸形體隔舌舌角一側(cè)的擴(kuò)散管管壁部分(如圖2所示)、蝸形體蝸室外壁部分、蝸形體蝸室底部之間存在縱向連續(xù)裂縫(如圖3所示)，支撐腳部分存在裂縫。

圖1 泵殼外觀結(jié)構(gòu) 圖2 隔舌部分

圖3 蝸室內(nèi)底部 圖4 沿蝸形體連接裂縫切割后

泵殼蝸形體未開裂的部分縱向切割后(如圖4所示)，蝸形體即分離為兩半(如圖5所示)，蝸形體內(nèi)流道隔板部分的縱向連接裂縫斷開的斷口面呈銹蝕狀，泵殼出口一側(cè)法蘭部分、擴(kuò)散管部分、隔舌部分、蝸室部分之間的縱向連續(xù)裂縫斷開的斷口面呈銹蝕狀。

從圖5中可以看出，泵殼出口一側(cè)法蘭部分開裂斷口通過法蘭連接孔，隔舌的舌角部位至隔舌起始部位的斷口形貌呈傾斜狀，支撐腳部分與蝸室連接部位的斷口面呈“T”形面斷口形貌。

2 泵殼材料力學(xué)性能分析

截取泵殼支撐腳部分材料(如圖6所示)，測(cè)得支撐腳底板部分的厚度為44 mm。泵殼材料的力學(xué)性能拉伸試樣制樣(試樣編號(hào)為1、2)、硬度試驗(yàn)試樣制樣(試樣編號(hào)為3、4)、顯微組織分析試樣制樣(試樣編號(hào)為5)如圖7所示。

圖7 試樣制樣

圖5 蝸形體分離為兩半 圖6 泵殼支撐腳部分

泵殼材料力學(xué)性能拉伸試驗(yàn)結(jié)果見表1。

表1 力學(xué)性能拉伸試驗(yàn)結(jié)果

拉伸試驗(yàn)結(jié)果表明，泵殼材料拉伸試驗(yàn)值低于HT250材料抗拉強(qiáng)度性能要求。

泵殼材料硬度試驗(yàn)結(jié)果見表2。

表2 材料硬度試驗(yàn)結(jié)果

硬度試驗(yàn)結(jié)果表明，泵殼材料的硬度試驗(yàn)值低于HT250灰鑄鐵硬度等級(jí)的要求,其值為HB190～HB240。

直徑為Φ24 mm的泵殼材料機(jī)加工試棒加工面上可見彌散分布的孔洞，泵殼鑄件存在疏松缺陷，如圖8所示。

圖8 機(jī)加工試棒加工面

3 泵殼材料金相分析

泵殼材料金相組織檢驗(yàn)結(jié)果表明，石墨類型為A類型(片狀石墨呈無方向性分布、有部分粗大厚片狀石墨分布)，石墨長(zhǎng)度為3級(jí)，珠光體數(shù)量為2級(jí)(珠95，珠光體數(shù)量<98%～95%)，如圖9所示。碳化物數(shù)量為1級(jí)，磷共晶數(shù)量為2級(jí)，如圖10所示。

圖9 石墨分布形態(tài) 圖10 基體組織

4 泵殼結(jié)構(gòu)模型有限元分析

4.1 泵殼結(jié)構(gòu)實(shí)體模型

根據(jù)測(cè)繪結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)，應(yīng)用SolidWorks三維建模軟件建立的泵殼結(jié)構(gòu)實(shí)體模型如圖11所示。

圖11 泵殼三維實(shí)體模型 圖12 泵殼網(wǎng)格劃分

4.2 泵殼結(jié)構(gòu)有限元網(wǎng)格模型

在所建立的泵殼三維結(jié)構(gòu)模型的基礎(chǔ)上，利用Hypermesh網(wǎng)格劃分軟件對(duì)泵殼結(jié)構(gòu)進(jìn)行網(wǎng)格劃分。由于泵殼內(nèi)部結(jié)構(gòu)曲面較復(fù)雜，為了提高計(jì)算精度對(duì)泵殼內(nèi)部結(jié)構(gòu)網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化，同時(shí)對(duì)泵殼曲面過渡處的單元質(zhì)量加以控制，以提高計(jì)算結(jié)果的精確性。原殼網(wǎng)格細(xì)化模型如圖12所示,泵殼網(wǎng)格模型共有574 288個(gè)單元、138 367個(gè)節(jié)點(diǎn)。

4.3 泵殼的邊界條件

4.3.1 載荷邊界條件

泵殼的流道逐漸擴(kuò)大，出口為擴(kuò)散管狀。液體從葉輪流出后，其流速平緩降低，一部分動(dòng)能轉(zhuǎn)變?yōu)殪o壓能。在泵殼結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計(jì)算中，主要考慮工作過程中的壓力載荷，內(nèi)部流體壓力所造成的機(jī)械載荷相對(duì)較大，液體溫度的影響相對(duì)較少[1，2]。

該臥式離心泵流量為2 000 m3/h，配用功率為250 kW，揚(yáng)程為32 m，轉(zhuǎn)速為980 r/min，其運(yùn)行工況為進(jìn)口壓力0.6 MPa、出口壓力0.95 MPa。隨著蝸殼內(nèi)收集流量的增加，結(jié)構(gòu)半徑向排出口逐漸增加，液流速度減小，泵殼內(nèi)部壓力沿液流方向逐漸增大，出口附件基本達(dá)到平衡狀態(tài)，趨于恒定[3]。因此，蝸殼表面力的分布一般較為復(fù)雜，分析時(shí)將蝸殼內(nèi)壁面載荷視為小面積區(qū)域內(nèi)受到的靜壓大小均勻分布，方向垂直于壁面。

4.3.2 接觸邊界條件

工作中，泵的進(jìn)出水口與管道為彈性連接，泵蓋處法蘭與葉輪驅(qū)動(dòng)電機(jī)支架固定，約束泵蓋安裝法蘭處沿其軸向的自由度；同時(shí)泵殼結(jié)構(gòu)下部通過地腳螺栓與基礎(chǔ)連接，因此在螺栓孔處設(shè)置固定約束，約束其3個(gè)方向的位移。

4.4 泵殼的材料參數(shù)

泵殼材料為灰口鑄鐵HT250，其抗拉強(qiáng)度極限為250 MPa，密度為7.28×103kg/m3，彈性模量為1.38×105MPa，泊松比為0.156。

4.5 泵殼強(qiáng)度仿真計(jì)算結(jié)果及分析

泵殼強(qiáng)度仿真計(jì)算結(jié)果如圖13所示。從圖13可以看出，泵殼應(yīng)力較高的區(qū)域?yàn)檫M(jìn)水口端法蘭螺孔處、隔舌以及蝸殼起點(diǎn)與出口端根部連接處，隔舌端部處的最大應(yīng)力為30.47 MPa，蝸殼起點(diǎn)與出口端根部連接處應(yīng)力最大值為61.4 MPa；泵殼外部加強(qiáng)筋處應(yīng)力也較大。由于鑄鐵材料屬于脆性材料，壓縮時(shí)的強(qiáng)度極限通常是抗壓強(qiáng)度極限的4倍～5倍，故只需考慮其所受的最大拉應(yīng)力是否大于材料的許用應(yīng)力即可。材料的許用應(yīng)力[σ]=σb/n(其中n為安全系數(shù))，其值與泵的結(jié)構(gòu)、大小和比轉(zhuǎn)速有關(guān)[4]，對(duì)于單吸式懸臂泵，n一般取值范圍為4～15之間。由分析獲得最大Von Mises應(yīng)力為61.4 MPa，通過計(jì)算可知安全系數(shù)為4.07，因此蝸殼起點(diǎn)與出口端根部連接處應(yīng)力值處于臨界值位置。

圖13 泵殼應(yīng)力場(chǎng)云圖

事故時(shí)運(yùn)行工況泵殼強(qiáng)度有限元分析結(jié)果表明，隔舌起始部位、隔舌舌角部位擴(kuò)散管部分及蝸形體內(nèi)流道隔板部分的上邊部為應(yīng)力較高的區(qū)域，是泵殼易發(fā)生破壞的區(qū)域[5，6]。

5 泵殼斷裂原因分析

破裂泵殼為SLW400-500臥式離心泵，流量為2 000 m3/h，配用功率為250 kW，揚(yáng)程為32 m，轉(zhuǎn)速為980 r/min。SLW系列臥式離心泵當(dāng)進(jìn)口壓力大于0.4 MPa時(shí)，制造時(shí)泵的過流部分和聯(lián)接部分應(yīng)采用鑄鋼材料[7]。

泵殼破裂事故發(fā)生時(shí)，泵的進(jìn)口壓力為0.6 MPa超過了0.4 MPa。分析認(rèn)為，SLW系列臥式離心泵的進(jìn)口壓力超過0.4 MPa時(shí)，泵殼應(yīng)采用鑄鋼材料。

泵殼材料力學(xué)性能拉伸試驗(yàn)結(jié)果表明，泵殼材料拉伸試驗(yàn)值低于HT250材料抗拉強(qiáng)度性能要求，與HT250材料抗拉強(qiáng)度性能要求不符。

直徑為Φ24 mm的泵殼材料機(jī)加工試棒加工面上可見彌散分布的孔洞，泵殼鑄件存在疏松缺陷。

泵殼材料金相組織檢驗(yàn)結(jié)果表明，石墨類型為A類型(片狀石墨呈無方向性分布、有部分粗大厚片狀石墨分布)，石墨長(zhǎng)度為3級(jí)，珠光體數(shù)量為2級(jí)(珠95，珠光體數(shù)量<98%～95%)，碳化物數(shù)量為1級(jí)，磷共晶數(shù)量為2級(jí)。

分析認(rèn)為，泵殼材料金相組織中，石墨長(zhǎng)度3級(jí)，石墨長(zhǎng)度較長(zhǎng)，部分粗大厚片狀石墨為不良石墨形態(tài)[8]。泵殼鑄件存在疏松缺陷，與泵殼材料組織中的不良石墨形態(tài)有關(guān)。泵殼材料金相組織中的不良石墨形態(tài)分布、泵殼鑄件存在疏松缺陷，均對(duì)泵殼力學(xué)性能產(chǎn)生不利影響。

事故時(shí)運(yùn)行工況泵殼強(qiáng)度有限元分析結(jié)果表明，隔舌起始部位、隔舌的舌角部位擴(kuò)散管部分及蝸形體內(nèi)流道隔板部分的上邊部為應(yīng)力較高的區(qū)域，是泵殼易發(fā)生破壞的區(qū)域。

6 結(jié)論

綜上所訴，循環(huán)泵泵殼破裂的主要原因如下：①泵殼材料金相組織中的不良石墨形態(tài)分布、泵殼鑄件存在的疏松缺陷，對(duì)泵殼力學(xué)性能產(chǎn)生不利影響；②泵殼材料的抗拉強(qiáng)度小于HT250材料抗拉強(qiáng)度；③泵殼材料不滿足泵的使用工況；④泵殼隔舌起始部位、隔舌的舌角部位擴(kuò)散管部分及蝸形體內(nèi)流道隔板部分的上邊部為應(yīng)力較高的區(qū)域，是泵殼最先發(fā)生破壞的區(qū)域。