張翼飛 李銀強 歐鳴雄

（1.江蘇雙達泵業(yè)股份有限公司；2.江蘇大學(xué)農(nóng)業(yè)工程學(xué)院）

2019年12月到2020年2月期間， 某煤焦化企業(yè)的3臺大型脫硫液循環(huán)泵接連發(fā)生斷軸事故。起初， 泵制造廠以為是泵軸選材或熱處理不當、泵軸強度不夠所致，但經(jīng)更換更高強度材料的泵軸后，斷軸事故依然發(fā)生。 筆者經(jīng)過深入調(diào)查，并應(yīng)用剩余法（Method of Residues）找出雙吸泵斷軸事故發(fā)生的原因。

1 事故詳細經(jīng)過

煤焦化企業(yè)脫硫工段共有3臺臥式雙吸離心泵，兩開一備。泵型為API 610標準［1］分類的BB1型臥式單級雙吸離心泵（圖1）。額定流量3 200 m3/h、揚程80 m、 轉(zhuǎn)速1 480 r/min、 輸送介質(zhì)比重1.03～1.10，輸送液體為硫氰酸鈉、硫代硫酸鈉等，工作溫度30～50 ℃； 泵選用滾動軸承； 泵軸材料為3Cr13（馬氏體鋼）和05Cr17Ni4Cu4Nb（沉淀硬化不銹鋼， 亦即17-4PH鋼）； 泵入口管路外徑DNS=600 mm，泵出口管路外徑DND=400 mm，泵的入口壓力約0.04 MPa；泵入口管路由DN800 mm變徑到DN600 mm，出口由DN400 mm變徑到DN700 mm；驅(qū)動電機功率1 000 kW， 泵與電機經(jīng)膜片聯(lián)軸器直聯(lián)，但使用各自獨立的底座。

圖1 臥式雙吸離心泵剖面圖

斷軸基本上都發(fā)生在同一位置，即泵非驅(qū)動端安裝葉輪處（圖2）。 根據(jù)客戶和售后服務(wù)人員反映，新泵剛起動運行時振動并不大，監(jiān)測點振動值為5 mm/s左右，但在運轉(zhuǎn)過程中逐步增大，甚至超過10 mm/s。斷軸位置為光軸、沒有退刀溝槽，只有一個軸向鍵槽。 拆卸檢查發(fā)現(xiàn)，葉輪耐磨環(huán)與泵體耐磨環(huán)有輕微刮拉痕跡，但此為正常。

圖2 軸斷裂位置示意圖

為保證生產(chǎn)，斷軸事故發(fā)生后泵制造廠及時為客戶更換了新軸，期間設(shè)計人員和材料專家也前往現(xiàn)場做原因分析，起初判斷是由于泵軸選材或熱處理不當、泵軸強度不夠所致。 但新制作的軸（3Cr13棒材）運行一段時間后，再次發(fā)生斷裂，泵制造廠又更換泵軸材質(zhì)， 由原來的3Cr13變成了強度更高的05Cr17Ni4Cu4Nb（17-4PH），但運行數(shù)天后，泵軸再次發(fā)生斷裂。

因此，對泵設(shè)計計算、結(jié)構(gòu)、選材及性能等進行了評審分析，排除了下列常見的可能導(dǎo)致斷軸事故的潛在原因：

a. 按照泵設(shè)計理論和相關(guān)力學(xué)知識，對泵軸強度重新校核， 表明在正常運轉(zhuǎn)工況條件下，選用3Cr13材料泵軸，強度已足夠，另外，此型號泵是非常成熟的技術(shù)產(chǎn)品，有大量同參數(shù)、同材質(zhì)產(chǎn)品的使用業(yè)績，因此排除了軸材料強度不夠的可能性；

b. 排除了退刀槽部位應(yīng)力集中的可能性；

c. 排除了熱處理不當?shù)目赡苄裕?/p>

d. 排除了泵軸選材不當?shù)目赡苄裕?/p>

e. 排除了泵軸遭受腐蝕后強度降低的可能性；

f. 排除了泵軸硫化物應(yīng)力腐蝕（SSC）的可能性；

g. 排除了汽蝕誘發(fā)振動，導(dǎo)致泵軸斷裂的可能性；

h. 排除了葉輪轉(zhuǎn)子不平衡力引發(fā)泵軸斷裂的可能性。

2 設(shè)備現(xiàn)場調(diào)查

為進一步分析事故原因，泵技術(shù)人員再次到客戶現(xiàn)場實地考察，詳細了解設(shè)備的實際使用情況。 經(jīng)勘查，現(xiàn)場管路系統(tǒng)布置非常緊湊，在約10 m×10 m的地面上布置了3臺雙吸泵， 如圖3所示。

圖3 泵設(shè)備布置平面圖

調(diào)查人員站在檢修操作平臺上，幾分鐘雙腿就有被“劇烈高頻振動”振麻的感覺。 經(jīng)檢查，平臺振動的原因是泵管路與平臺焊接聯(lián)結(jié)在一起所致，即振動來自于泵管路。

結(jié)合文獻［2］，初步判斷與泵連接的管路、調(diào)節(jié)閥門、彎頭的布置至少存在兩個嚴重不合理：

a. 選用閥門類型和安裝位置不合理。 泵入口近距離使用楔式閘閥，不符合閥門中心線到泵入口的距離L≥7DNS的原則（如圖4所示，本例中DNS=600 mm，所以L至少為4 200 mm）。

圖4 雙吸泵入口直管段的長度要求

b. 選用直角三通和安裝位置不合理。 泵入口、出口都不應(yīng)該直接使用直角三通，之前都應(yīng)有一段直管段，并且遵循L≥7DNS的原則。

3 原因分析

3.1 泵入口、出口直角三通對泵整體受力的影響

根據(jù)流體力學(xué)知識，液流在沖擊到三通底部后轉(zhuǎn)向90°時，會對三通底部產(chǎn)生沖擊力。 將泵入口和出口分別作為一個控制體（圖5），并對兩個控制體分別應(yīng)用動量方程［3］。

圖5 泵入口、出口控制體

假設(shè)泵入口、 出口管道內(nèi)流動都是定常、不可壓縮均勻流動，對泵入口管道來說，入口來流從閥門流出后進入直角三通， 轉(zhuǎn)向90°后、 經(jīng)過DN800 mm到DN600 mm變徑后進入泵內(nèi)。

經(jīng)過計算，在泵入口側(cè)，入口直角三通和泵入口管道對介質(zhì)的約束力為：=9594.3 N，=19137 N，據(jù)此，介質(zhì)對入口彎頭等作用力為：－9594.3 N，－19137 N，因此，總受力為21 407 N在x-y平面坐標中如圖6所示。

圖6 泵入口側(cè)受力

圖7 泵出口側(cè)受力

可以看出， 由于泵出口使用了直角三通，因?qū)е抡麄€泵體受力非常大。 所有這些應(yīng)力由管道支承來承擔，不應(yīng)該由泵入口、出口法蘭承受，否則會引起嚴重的泵扭曲變形，損壞設(shè)備，這正是該設(shè)備的安全隱患。

3.2 泵入口閥門與三通的安裝位置對泵軸向力、徑向力的影響

雙吸離心泵葉輪的兩個入口流動狀態(tài)必須均勻一致，才能使軸向力自動平衡。 如果閥門的安裝位置距離泵入口很近，或者在泵入口處有彎頭管路， 葉輪兩側(cè)液流的流動狀態(tài)將不一致，葉輪一側(cè)會產(chǎn)生漩渦區(qū)［2］，這樣兩個葉輪（雙吸葉輪相當于兩個獨立單吸葉輪）的實際工況點不一致［4］，因此軸向力也不會自動平衡。

此外，雙吸泵入口閥門中線到泵入口法蘭的距離L1應(yīng)至少為入口管路外徑的7倍以上，即遵循L1≥7DNS原則， 并且禁止近距離使用楔式閘閥，因為此類閥門除了嚴重損壞葉輪入口流動狀態(tài)外，還會誘發(fā)泵汽蝕［5］。

3.3 出口直角三通對轉(zhuǎn)子動力的影響

從上述計算結(jié)果可以看出，輸送介質(zhì)受力主要在泵出口側(cè)，因此將泵出口側(cè)作為研究關(guān)注重點。

從泵出口法蘭流出的液體，沖擊到彎頭底部后，液體的水平方向速度U2x瞬間變?yōu)?，然后液流轉(zhuǎn)變成垂直方向速度U2z，如圖8所示。

圖8 泵出口直角三通示意圖

根據(jù)動量定律，流速變化時，會產(chǎn)生一定的沖擊波，即流體力學(xué)上的水擊現(xiàn)象，此沖擊波會反向向泵出口側(cè)傳遞，反擊葉輪。 參考茹柯夫斯基（Joukowsky）公式［2］，水擊波的壓力為：

式中 a——壓力波傳播速度， 鋼管中介質(zhì)為水時，取800～1 200 m/s；

g——重力加速度；

Δc——流速變化絕對值 （即沖擊彎頭底部速度變化值）。

本例中Δc=1.8 m/s（在DN700 mm的管中平均流速沿x向瞬間降為0）。故ΔHmax為216 m液柱高度（ΔHmax=1200÷9.8×1.8=216）， 是本泵揚程的約2.5倍，可見，水擊波的壓力遠比泵的揚程高。

此反向沖擊波到達葉輪的傳遞時間t=L2/a，即1.67 ms。 L2為三通彎頭底部到泵葉輪的距離，本系統(tǒng)中L2=2 m。

因水擊波的傳播速度遠大于葉輪出口液流的流動速度，水擊波會傳遞到葉輪腔，并將在1.67 ms內(nèi)傳遞到泵轉(zhuǎn)子 （與泵出口液流方向相反），持續(xù)不斷交互作用在葉輪葉片和蓋板上，由水擊波產(chǎn)生的荷載可以視作一種額外的荷載。

文獻［4］對泵水擊過程的描述為，水擊波通過泵出口管道返回至葉輪腔內(nèi)， 葉輪的葉片、蓋板、泵體都將受到此交互作用的影響；進入到葉輪流道腔內(nèi)的水擊波進入葉輪內(nèi)，受到旋轉(zhuǎn)葉片的阻抗后返回。 而進入蓋板腔的水擊波在到達耐磨環(huán)部位后，也受到阻抗，然后水擊波返回，如此反復(fù)。 結(jié)果是葉輪受力會以某種方式增大，在其反復(fù)作用下，泵軸可能發(fā)生疲勞性斷裂。 文獻［4］中還表示，目前泵內(nèi)水擊波產(chǎn)生的作用力還難以應(yīng)用理論進行準確計算。

3.4 泵軸強度校核

綜上所述，本裝置雙吸泵運轉(zhuǎn)時，葉輪除了承受產(chǎn)生流量、揚程所需的載荷外，還承受由水擊波作用產(chǎn)生的額外的交變應(yīng)力載荷，這些載荷也會被傳遞到平鍵和鍵槽上，泵軸因此可能發(fā)生一定的變形。 為了應(yīng)用有限元分析法分析軸受力情況，假設(shè)泵軸發(fā)生了一定的變形，在此情形下計算泵軸的應(yīng)力強度。

圖9是按照泵軸、 鍵和鍵槽的真實尺寸建立的泵軸斷裂模型，主要關(guān)注軸的鍵槽位置和平鍵的受力、強度變化情況。

圖9 泵軸斷裂有限元分析模型

泵運行時，平鍵、鍵槽受力過程為葉輪擠壓平鍵、平鍵擠壓泵軸。

圖10是泵軸發(fā)生0.2 mm變形情況下的平鍵受力圖。 平鍵內(nèi)部的應(yīng)力強度約為800～900 MPa，最大應(yīng)力可超過1 000 MPa， 大于高強度軸料05Cr17Ni4Cu4Nb（即17-4PH，固溶+550 ℃時效）的屈服強度值1 000 MPa。

圖10 平鍵應(yīng)力強度

圖11是泵軸變形為0.2 mm時，泵軸上鍵槽部位的應(yīng)力強度。 可以看出鍵槽部位強度為800～1 000 MPa左右，最大應(yīng)力超過1 000 MPa，也大于高強度軸料05Cr17Ni4Cu4Nb （即17-4PH， 固溶+550 ℃時效） 的屈服強度值1 000 MPa。 并且最大應(yīng)力的位置也在平鍵長度方向的范圍內(nèi)，在超出平鍵范圍外時，泵軸的應(yīng)力明顯下降。

圖11 鍵槽應(yīng)力強度

圖12是鍵槽底部受擠壓一側(cè)沿鍵長度方向的應(yīng)力強度曲線。 可以看出，最大應(yīng)力位置在平鍵的端部，這也與泵軸斷裂位置基本吻合。 亦即，越靠近平鍵端部，軸上的應(yīng)力越大。

圖12 鍵槽底部（受擠壓側(cè)）沿鍵長度方向的應(yīng)力強度分布

4 結(jié)論

4.1 應(yīng)用剩余法（Method of Residues）認為，斷軸事故的根本原因是泵入口閥門型式和安裝位置不當、出口彎頭位置和結(jié)構(gòu)型式不當造成的泵內(nèi)均勻流動狀態(tài)被破壞，引發(fā)水擊波，從而加大葉輪交互應(yīng)力荷載，泵軸發(fā)生疲勞斷裂。

4.2 雙吸離心泵的進、出口管路布置、閥門、彎頭的配置必須遵守產(chǎn)品使用規(guī)范要求。

4.3 本例中對現(xiàn)有泵軸進行了加粗設(shè)計，對底座和管道支承等采取了加固處理、加強監(jiān)控等臨時措施，待裝置大修時再徹底整改。

4.4 本斷軸事故是一例非常特殊的、幾乎齊聚了雙吸泵管道配置中所有不合規(guī)方式的典型實例，最終導(dǎo)致斷軸事故不斷發(fā)生。