劉建新

（中國石化海南煉油化工有限公司，海南 洋浦 578101）

國內(nèi)外學(xué)者在轉(zhuǎn)子動力系統(tǒng)動力特性取得了一定成果，而在轉(zhuǎn)子系統(tǒng)平穩(wěn)運動及高溫高壓條件動靜件間熱變形量控制等方面不夠深入。本文采用理論分析和數(shù)值模擬相結(jié)合方法開展泵轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)子系統(tǒng)不平衡度以及在高溫高壓極端工況口環(huán)間隙熱變形等相關(guān)研究，對指導(dǎo)二甲苯塔底泵設(shè)計具有重要學(xué)術(shù)價值，并具有重要的工業(yè)意義。

1 模型建立

二甲苯塔底泵為BB2 型，其參數(shù)：流量3096m3/h，揚程154m，轉(zhuǎn)速1485r/min，電機(jī)功率1000kW。兩雙吸葉輪采用交錯布置方式，葉輪外徑745mm，葉片寬度66mm，葉片數(shù)5 片。

2 邊界條件

轉(zhuǎn)子動力系統(tǒng)計算有限元分析中單元類型對分析結(jié)果有很大影響，查尋得單元類型為高階三維10 節(jié)點SOLD187 固體結(jié)構(gòu)單元，該單元通過10 個節(jié)點來定義，每個節(jié)點有3個沿著X，Y，Z 方向的平移自由度，具有很好的二階位移模式可很好地模擬不規(guī)則圖形。泵軸材料20Cr13，彈性模量206GPa，泊松比3.0，比重8.9。

為更好地獲得高溫高壓條件動靜間隙分布，需對其進(jìn)行熱變形分析，在部件接觸面、口環(huán)位置進(jìn)行網(wǎng)格加密處理?？紤]計算機(jī)計算能力和準(zhǔn)確性，最終網(wǎng)格單元總數(shù)為406 萬，節(jié)點數(shù)為536 萬。本文采用熱-固耦合有限元分析方法，依托ANSYS Workbench 工作平臺。在流固接觸面施加溫度載荷（temperature）。在泵體、托架、泵蓋等外部與空氣接觸面存在熱對流現(xiàn)象，故在與空氣接觸的表面施加熱對流（convection）載荷。為防止泵進(jìn)口產(chǎn)生汽化，計算時保證工藝等流程可靠運行，泵進(jìn)口壓力為1.479MPa，介質(zhì)溫度為300℃。

3 結(jié)果分析

3.1 轉(zhuǎn)子動力特性分析

（1）臨界轉(zhuǎn)速。根據(jù)泵運行條件和約束條件，借助有限元分析方法，獲得了轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的1 階臨界轉(zhuǎn)速及變形圖，如圖1 所示。

圖1 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)臨界轉(zhuǎn)速及變形圖

從圖1 看出一階固有頻率73.875Hz，一階臨界轉(zhuǎn)速4432.5r/min，而軸實際運行轉(zhuǎn)速1485r/min。根據(jù)旋轉(zhuǎn)機(jī)械設(shè)計要求，臨界轉(zhuǎn)速與實際運行轉(zhuǎn)速比為2.98，遠(yuǎn)大于規(guī)定的1.4 倍，故PX 泵軸臨界轉(zhuǎn)速的設(shè)計滿足要求。

（2）轉(zhuǎn)子系統(tǒng)不平衡響應(yīng)分析。轉(zhuǎn)子系統(tǒng)不平衡響應(yīng)分析，可以預(yù)測可能存在的不平衡響應(yīng)特性，在設(shè)計階段予以避免，保證泵運行的穩(wěn)定性和安全性。根據(jù)上述分析結(jié)果，設(shè)定研究角速度范圍，為便于分析定義入口左側(cè)為葉輪1，右側(cè)為葉輪2。假定葉輪1 處分別存在質(zhì)量為0.001kg、偏心距為0.001m 的不平衡量1，結(jié)果如圖2 所示。

圖2 中可以看出，葉輪在臨界轉(zhuǎn)速附近存在較大不平衡位移響應(yīng)，且兩處響應(yīng)都在二階臨界轉(zhuǎn)速時候較大，葉輪1處最大位移響應(yīng)-4.4～-4.0mm，葉輪2 處最大正位移響應(yīng)4.0～4.5mm。兩葉輪處不平衡響應(yīng)偏差較小且不平衡響應(yīng)位于二階臨界轉(zhuǎn)速附近。

根據(jù)上述結(jié)果，在兩葉輪處同時施加0.5N，設(shè)置分析類型，并指定激振頻率范圍為50～600Hz，分4000 個子步求解，葉輪唯一響應(yīng)和軸承支反力響應(yīng)如圖3 所示。

圖2 存在不平衡量1 葉輪1、2 處位移響應(yīng)圖

圖3 同向施加不平衡量葉輪1 和2 位移響應(yīng)圖和支反力響應(yīng)圖

由圖3（a）可以看出，葉輪在一階臨界轉(zhuǎn)速附近存在較大不平衡位移響應(yīng)，葉輪1 處最大位移響應(yīng)1.2mm，葉輪2處最大位移響應(yīng)1.5mm。由圖3（b）可看出，軸承在臨界轉(zhuǎn)速附近存在較大支反力響應(yīng)，軸承1 在二階臨界轉(zhuǎn)速附近支反力較小，在三階臨界轉(zhuǎn)速附近支反力最大達(dá)400N。軸承2在一階臨界轉(zhuǎn)速附近支反力最大達(dá)3950N。

3.2 熱變形及熱應(yīng)力分布

圖4 為300℃時，驅(qū)動端泵體口環(huán)和葉輪口環(huán)及非驅(qū)動端泵體口環(huán)和葉輪口環(huán)變形示意圖。可以看出，無論是驅(qū)動端還是非驅(qū)動端處泵體口環(huán)，其變形量都大于相應(yīng)葉輪口環(huán)變形量，且泵體口環(huán)和葉輪口環(huán)變形量最大位置相對應(yīng)。

圖4 動靜間口環(huán)變形示意圖

模擬得出，非驅(qū)動端泵體口環(huán)最大變形量1.472mm，葉輪口環(huán)最大變形量1.295mm，非驅(qū)動端口環(huán)相對變形量0.177mm；驅(qū)動端泵體口環(huán)最大變形量1.474mm，葉輪口環(huán)最大變形量1.291mm，驅(qū)動端口環(huán)相對變形量0.184mm；考慮加工、高溫和安全運轉(zhuǎn)的因數(shù)，參考API610 運轉(zhuǎn)間隙推薦表，最終確定泵體口環(huán)和葉輪口環(huán)間隙為0.5mm。

4 結(jié)語

二甲苯塔底泵轉(zhuǎn)子系統(tǒng)平穩(wěn)運行和高溫高壓條件下動靜部件熱變形量控制是設(shè)計關(guān)鍵因素。本文采用有限元法對現(xiàn)有極端工況條件下PX 泵轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進(jìn)行運動分析，并對高溫高壓下動-靜口環(huán)間隙進(jìn)行計算，結(jié)果表明：一階臨界轉(zhuǎn)速與實際運行轉(zhuǎn)速比為2.98，遠(yuǎn)大于規(guī)定的1.4 倍，轉(zhuǎn)子動力系統(tǒng)運行不會出現(xiàn)共振現(xiàn)象。300℃高溫、1.479MPa 進(jìn)口壓力條件下，驅(qū)動端口環(huán)相對變形量0.184mm，考慮加工、高溫和安全運轉(zhuǎn)因數(shù)，最終確定泵體口環(huán)和葉輪口環(huán)之間的間隙為0.5mm。