富溶劑泵管線的應力分析

(海工英派爾工程有限公司，山東 青島 266061)

石油化工裝置中，各類離心泵以其操作費用省、維修量小等諸多優點，得到了廣泛應用。離心泵是回轉機械，是一種精密機械，一旦其受到的外力，超過許用值，泵本體就會發生形變，產生振動、噪聲，進而燒毀或損壞軸承[1]。因此在泵的進出口管道設計過程中，必須充分考慮因熱脹引起的管道作用在泵管嘴處的力和力矩。本文中提及的應力計算，均由CAESAR II完成。CAESAR Ⅱ是由INTERGRAPH公司開發的管道應力分析專業軟件，它被廣泛的應用于石油、化工、電力、鋼鐵等領域[2]。通常，管道應力分析包括管道柔性設計、靜力分析和動力分析[3]。本文以某加氫裝置內富溶劑泵為例，闡述泵進出口管道的應力計算，校核一次應力、二次應力，校核泵管嘴受力，以及管道固有頻率對振動的影響[4]。

1 應力分析建模基礎數據

圖1 富溶劑泵流程簡圖

在汽油加氫裝置溶劑抽提單元中，富溶劑泵部分的流程為富溶劑由抽提蒸餾塔(C19601)塔底進入富溶劑泵(P19603AB)升壓，然后進入溶劑回收塔(C-19602)進行溶劑回收，如圖1。

泵出入口管線參數如1所示。

表1 出入口管線參數表

注：該裝置中富溶劑泵的入口為DN100，出口為DN80，端進頂出。

圖2 表2中力和力矩坐標系(用于端進頂出的臥式泵)

離心泵管嘴受力不應超過制造廠提供的允許值。API-610(美國石油學會標準)有關于管嘴受力的規定是管嘴允許受力的最嚴格標準，制造廠可根據其實際經驗數據，允許較大的受力[1]。本文中提及的富溶劑泵進出口管嘴受力按照API610中對管嘴負荷表的2倍進行校核，見圖2與表2[5]。

表2 管口負荷表

2 富溶劑泵管道系統應力分析

2.1 管道系統模型

本文對流程圖中的管道作應力分析，泵入口管道規格及參數見表1。本文中有P19603A/B兩臺泵，一開一備。按實際配管規劃，在CAESAR II中建立的配管模型如圖3所示。

圖3 富溶劑泵應力模型

2.2 模型應力分析

在運行模型以前，需要對模型進行檢查并初步優化。因泵出入口管線經過管廊，并且都有固定點，因此泵入口管線固定點前的部分、泵出口管線固定點后的部分模型可以去掉。根據P&ID，P19603A/B為一開一備，故需要設置兩種工況來模擬泵一開一備的情況。

圖4 富溶劑泵優化后應力模型

在Caesar II運行后，得出應力計算報告如下：

①一次應力比為16.1%，二次應力比A開B備工況下為13.8%，二次應力比B開A備工況下為25.0%，說明管道系統有足夠的剛性和柔性。

②表3為泵管嘴操作態受力情況。可以看出，操作態備用泵入口Fb、mc不能滿足2倍API610管嘴受力的要求。偏大的原因主要是由于入口管線布置不合理，操作態X方向熱位移產生的軸向應力過大導致。

③表4為操作態各支架應力、力矩及位移。從表中可以看出，支架節點1160脫空，該管線管徑為Φ114.3×6.02，通過泵管嘴受力的分析可知，該處支架托空，對管嘴受力影響不大，該處支架可以刪除。

④表5為管道系統固有頻率。為防止管道系統固有頻率與激振頻率接近產生共振，破壞管道，故管道系統應有足夠的剛性，來保證管道系統固有頻率大于5Hz。從表中可以看出管道系統有一處小于5Hz，需要增加導向或止推支架。因此該管道系統需要尋求更合理的布管方式與支架設置方式。

表3 泵管嘴受力情況

表4 各支架節點熱態應力、力矩及位移

表4(續)

表5 管道系統固有頻率

3 優化后的富溶劑泵管道系統應力分析

3.1 優化后的管道系統模型

經過管道系統以及泵管嘴的受力分析得出的優化方向，本文對該管道系統進行了優化。優化后的計算模型如圖5所示。

圖5 優化后富溶劑泵應力模型

3.2 優化后模型的應力分析

運行該應力模型，得到優化后模型的應力報告。主要分析結果如下：

①一次應力比為16.0%；二次應力比A開B備工況下為21.7%， B開A備工況下為17.4%；說明優化后的管道系統滿足管道柔性的要求，二次應力分布比初始狀態更好。

②表6為管道系統模型優化后富溶劑泵管嘴受力情況。

通過對初始模型的計算，泵入口管嘴受力不符合API610的要求。一開一備情況下，都是fb方向力過高。通過研究管道走向，可以明顯看出，泵入口管道分布不均勻，而且固定點位置不合理，Z向熱脹導致的mb力矩過大。因此優化方法是調整管線布置，盡量保持泵入口管線呈對稱布置，固定點向Z軸正向移動。通過表6可知，模型優化后泵管嘴受力符合API610的要求。

③表7 管道系統模型優化后管道系統固有頻率。管道系統固有頻率可以通過增加管道剛性來提升，但是管道剛性增加，必然會限制管道熱脹的方向，從而影響泵管嘴的受力。通過分析，管道系統固有頻率4.641Hz處為1150～1170段，振動方向為Z方向。該段管道內有一處支架，考慮設置導向支架，限制管道Z向的位移，提升剛性。因該處管段距離泵出口較近，為防止管線剛性太大影響泵管嘴受力，將導向間隙設置為3mm。通過計算結果可知，管線優化完全符合預期要求。

表6 管道系統模型優化后泵管嘴口受力情況

表7 管道系統模型優化后管道系統固有頻率

表8 管道系統模型優化后各支架節點熱態應力、力矩及位移

表8(續)

④表8為管道系統模型優化后各支架節點熱態應力、力矩及位移。從表中可以看出，支架節點1160脫空，但為保證管道系統的固有頻率，該處設置導向支架，且支架受力在合理的范圍內。

4 結論

對于該模型，難點主要有兩點，一是泵管嘴受力不符合API 610的要求；二是管道系統固有頻率小于5Hz。下面對該模型的計算，進行總結：

(1)泵是精密設備，管嘴受力一旦超出許用范圍，不止會對泵體造成損傷，而且還可能損傷軸承。因此，管道布置時，在保證管道系統有足夠柔性的前提下，應使泵進出口管道最短，且進出口管道盡量對稱。

(2)通過CAESAR Ⅱ對不同布置方案的管道系統進行應力分析，找出較優的管道布置方案。通過調整管道布置方案，合理設置導向或者固定支架，在保證管道系統具有足夠柔性的前提下，減小管道系統對泵管嘴受力的影響。

(3)管道需要足夠的柔性，同時應具有足夠的剛性，避免管道固有頻率與激振頻率接近產生共振，破壞管道。