張立強，劉海麗，高 虹

（北京航天動力研究所，北京100076）

0 引言

隨著全球石油化工行業(yè)的不斷發(fā)展，行業(yè)內對機泵的技術質量要求日益提高，機泵類產品的設計規(guī)范及標準也在不斷的更新升級[1]，機泵類產品對于相關標準規(guī)范的偏離越來越不被使用現(xiàn)場所接受，同時生產現(xiàn)場對機泵整體噪聲、振動的要求也越來越嚴格[2]，因此產品的改進升級也越來越受到了各方的重視，在近幾年的使用中，高速泵行業(yè)體現(xiàn)的尤為明顯。

原有小功率臥式高速泵外形如圖1所示。該泵由B35式電動機與增速箱直聯(lián)，利用電動機輸出軸作為增速箱的低速軸。增速箱采用飛濺潤滑[3]，高速軸為滾動軸承支撐，最高轉速為9 106 rpm，性能參數(shù)范圍為：最大流量30 m3/h，最高揚程500 m，最大電機功率37 kW。本泵型最初的設計原則是結構緊湊。

API 610作為機泵行業(yè)遵循的一項國際標準規(guī)范，從2003年修訂的第9版開始，規(guī)定高速泵增速箱與驅動機之間需用撓性聯(lián)軸器連接[4]。與此同時，原泵型在現(xiàn)場實際使用中也反映出一些不便于日常維護的缺點。由于原泵電機與增速箱直聯(lián)，造成維護檢修該泵增速箱時需將電機及增速箱同時拆解，在使用現(xiàn)場需多個專業(yè)同時配合才能完成。在結構方面，電機軸與增速箱潤滑油直接接觸，易造成潤滑油反滲透至電機內部，對于要求防爆的生產現(xiàn)場存在一定的安全隱患。在一般的石油化工建設項目中，在全裝置投料初期，都會要求對所有旋轉設備的電機進行單獨試車，由于原泵增速箱結構的限制，該泵型無法滿足電機單試或者驗收的要求，同時該泵電機尺寸屬于特殊定制，使用現(xiàn)場出現(xiàn)問題后也無法及時實現(xiàn)與通用電機的互換，造成該泵用電機通用性不足，導致使用成本增加。

圖1 小功率臥式高速泵Fig.1 Horizontal miniwatt high-speed pump

1 高速泵的結構改進過程

1.1 高速泵結構改進設計原則

高速泵結構改進設計的目的是在保證該泵各項技術性能不變的前提下，符合最新的國際標準，同時針對原有高速泵結構上的諸多不足進行改進設計，而且改進后新泵型的成本保持與原泵型基本相當，這樣才能使新泵型保持技術及經濟的雙優(yōu)勢。

基于以上的設計目標，結構改進設計中堅持最大化使用現(xiàn)有零部件的原則，對泵頭水力及密封部分不做改動，僅對增速箱結構、電機連接方案進行改進設計。改進后的結構應該能最大化的提高零部件的通用性，同時盡量減少新零部件的種類和數(shù)量。

1.2 應用分解與組合思維改進增速箱結構設計

為了將原泵型增速箱與電動機分離（圖2a），就必須對原增速箱（圖2b）進行改進。改進最直接的方式是重新對增速箱進行設計，但是重新設計就意味著將產生一個全新的增速箱，改動后必然造成成本大幅提高及原有零部件的大量報廢。這與最初的設計目的和原則是不符的。同時，由于增速箱為高速泵核心部件，設計全新增速箱將大大提高改型后整泵機械性能的不確定性。

圖2 原小功率臥式高速泵剖面圖Fig.2 Cross-section drawing of original horizontal miniwatt High-speed pump

應用分解與組合思維[5]改進增速箱結構設計，新結構必須在利用原有增速箱的基礎上展開。按照移植思維法則的設計方法，利用原有的增速箱就需有新零件來承擔原有電機端蓋的功能，即新零件需要具有以下幾項功能：①可以和原有增速箱無縫對接（作為增速箱的端蓋，新零件應該可以和原有增速箱無縫對接）；②可以承載低速軸（由于設置聯(lián)軸器，需重新設計低速軸以替代原有電機軸，新的低速軸需有新的零件來承載）；③作為整泵的底腳支撐（原泵型所有零部件重量通過增速箱與電機的連接最終都由電機底腳來承擔，因此該新零件也必須要具有承載整泵重量的功能）。

將以上3項功能進行組合，利用三維設計軟件Solidworks設計了新端蓋零件（圖3）。此新零件的各尺寸分別參考了原電機端蓋尺寸、電機軸尺寸以及低速齒輪尺寸等參數(shù)，在此不再贅述。為加強該零件的上述第③項功能，分別在零部件內外部均增設加強筋。

圖3 新增速箱端蓋三維模型Fig.3 Three-dimensional model of side cover on new gearbox

1.3 低速軸潤滑設計及剛度校核

原泵型低速軸由電機軸代替，因此對于整泵本身并不涉及低速軸承的潤滑。在結構改進后，由于增加了低速軸，所以必須解決低速軸承的潤滑問題。由于齒輪及高速軸承采用飛濺油潤滑[6]，如果低速軸承沿用電機的脂潤滑方式，齒輪箱的噪聲、溫升等參數(shù)受不同潤滑脂的影響較大[7]，同時還涉及到防止齒輪箱潤滑油進入低速軸承的密封問題，故在綜合考慮后，低速軸依然采用油潤滑的方案。

在低速軸的潤滑設計中，利用齒輪箱油位線高于低速軸承外圈的特點（圖4），設計低速軸承的定位肩高于軸承外圈而略低于油位線，這樣可以滿足在齒輪箱加油時，潤滑油可以順利進入增速箱端蓋的空腔內，而在正常運轉時，由于軸承定位肩的存在，又可以使?jié)櫥土粼诳涨粌?，保證對低速軸承的持續(xù)潤滑，使低速軸承處于油浴潤滑的狀態(tài)，即減小了結構的復雜性又降低了運行使用的維護費用。

圖4 新增速箱端蓋剖面圖及局部放大圖Fig.4 Cross-section drawing and partial enlarged detail for side cover on new gearbox

高速泵傳動部件的核心即為增速箱部分，而影響增速箱齒輪壽命、振動、噪聲等性能指標的重要因素就是軸系的剛性[8]，軸系剛性不足將使高速齒輪嚙合達不到應有的精度要求，嚴重影響齒輪壽命及增速箱機械運轉性能[9]。按照成本最小化原則，低速軸承選用高速泵通用型號6308軸承，配備最大功率37 kW電機對低速軸的剛性進行校核。低速軸受力情況分析如下（圖5）。

按照該泵最大功率計算，低速軸傳遞轉矩[10]

式中：P為傳遞功率，kW；n為低速軸轉速，rpm。

圖5 低速軸組件受力分析Fig.5 Force analysis diagram of low speed shaft

由此可知低速軸受到最大轉矩M2=9.55×106×37/3000=117783 N·mm

已有低速齒輪最小半徑R=78 mm，則Fr=M2/R=117 783/78=1 510 N

在切向力Fr的作用下，低速軸齒輪處撓曲變形和轉角為[11]：

式中：E為低速軸材料彈性模量，E=210 GPa；I為慣性矩，對于低速軸而言I=πd4/64=3.14×404/64=1.256×10-7m， B=113 mm，C=50 mm。由此可知：δ=7.8×10-3mm，θ=1.8×10-4。

按照標準[5]，齒輪軸的許用撓度要小于齒輪模數(shù)的0.01～0.03倍，許用偏轉角要小于0.005 rad。該低速齒輪模數(shù)為1.5，顯然上述計算值都在標準規(guī)范要求范圍之內，說明低速軸承跨度的選擇以及軸徑的選擇都是滿足要求的。

1.4 其余零部件的改進設計

低速軸聯(lián)軸器安裝側軸徑尺寸按照與已有小功率立式高速泵相同的設計，使得改型后的新結構可以與其他高速泵聯(lián)軸器、聯(lián)軸器用平鍵以及骨架油封[5]通用，最大化使用已有產品庫存，減少成本投入。

在新泵型的設計開發(fā)中新零部件還有軸承壓蓋、軸套等，對整泵而言共涉及新零部件5件，相對于原泵的近80種零部件而言，新泵型使用已有配件占到了近95%，最大程度的減少了新泵改型成本并保證了已有優(yōu)越性能的延續(xù)，也大幅降低了改進改型失敗的風險。結構改進后增速箱三維模型如圖6所示。

圖6 結構改進后增速箱部分三維模型Fig.6 Three-dimensional model of improved gearbox

2 優(yōu)化改進后樣機成套及試驗結果分析

由于在設計階段按照成本最小化以及零部件通用化的原則進行了改進設計，因此改型后的新泵只需額外加工5件新設計零件，其余均可使用高速泵已有庫存零部件。最終在最小的成本下完成了新泵樣機的成套，如圖7所示。

圖7 結構改進后樣機實物圖Fig.7 Picture of prototype for improved pump

2.1 結構改進后高速泵性能試驗比較

高速泵由于轉速高，機組的振動是影響其安全運行的重要因素，也直接反應設備安全穩(wěn)定運行狀況[12]。在樣機成套后，該泵在試驗臺滿負荷連續(xù)運轉6小時，隨后進行了包括水力性能、機械運轉、振動、噪聲及軸承溫度在內的試驗。由于該泵并不涉及水力性能的改變，所以在此不再列舉水力性能試驗數(shù)據(jù)。表1和表2是結構改進后和改進前在振動、噪聲、溫度等關鍵參數(shù)方面的對比數(shù)據(jù)。

從表1和表2數(shù)據(jù)可以看出，結構改進后的振動速度、振動位移、噪聲以及軸承溫度不僅達到了設計之初的要求，振動速度、振動位移的相關數(shù)據(jù)更優(yōu)于原結構。分析原因認為，雖然改進后相較于原設計增加了傳動環(huán)節(jié)（聯(lián)軸器），但是由于原結構中的增速箱以及泵頭都直接與電動機剛性連接，B35安裝方式的電動機法蘭端面加工精度直接決定了增速箱配合的精度，而此法蘭端面的精度只能由電機制造廠來保證，無法精確達到高速泵的要求；另外，由于原結構中電機及增速箱、泵都為剛性一體結構，因此電機本身的振動也直接反映在了泵機組上[13]，電機振動的超標將直接導致泵機組的振動超標[14]；改進結構采用了撓性聯(lián)軸器，將電機的振動與泵機組隔離，因此在保證加工及裝配精度的前提下，改進結構的振動小于原結構。經試驗，樣機各項試驗指標均達到了高速泵的連續(xù)運轉要求，實現(xiàn)了試驗一次成功。

表1 結構改進前、后樣機振動數(shù)據(jù)對比Tab.1 Comparison of vibration data before and after structure optimization

表2 結構改進前、后樣機噪聲和溫度數(shù)據(jù)對比Tab.2 Comparison of noise and temperature data before anf after structure optimization

2.2 改進結構外形參數(shù)及成本比較

改進后的高速泵相對于原設計而言，前者在寬度、高度以及長度方向上都有所增加。按照18.5 kW電機、單端面密封的配置，改進后整泵長度為1 366 mm，原長度為1 142 mm。

改進結構外形尺寸的增加主要原因是聯(lián)軸器的設置，該泵結構尺寸的增大幅度較小，屬于帶聯(lián)軸器高速泵外形尺寸的合理范圍，其外形參數(shù)可以滿足用戶的需求。

結構改進后整泵零部件總體略有增加，如果將人工成本及出廠試驗等各項軟成本計算在內，結構改進后的成本增加占整機成本的比例可以控制在5%以內，該成本的增長是可以接受的。

進一步考慮實際應用的情況，結構改型后對于現(xiàn)場的使用維護成本等各方面效益的貢獻要遠大于其成本增長的影響，該泵也符合了最新的標準規(guī)范，可以大幅提高該泵型的適用范圍[15]，因此本次結構改進有著積極的意義。該泵改進的成功也說明了相關國際標準對于提高國內機泵行業(yè)的整體實力和產品質量有著積極的促進作用，對國內機泵行業(yè)的更新?lián)Q代有重要的借鑒意義。

3 結論

為滿足API 610國際標準要求，對原有小功率臥式高速泵按照組合設計開發(fā)了新的增速箱。改進設計中，最大限度采用原有增速箱及相關零部件，并將新的低速軸承由原來的脂潤滑改為油浴潤滑。

經過試驗，表明改進設計后該泵型各項機械性能指標良好，低速軸承溫度降低，加裝聯(lián)軸器后整泵機組的振動速度與振動位移也大幅減小，符合新標準的要求。該泵型的改進提高了維護便利性和適用范圍，外形滿足用戶要求，成本增幅控制在5%可接受的范圍內。

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