泵管道布置及应力计算【范本模板】

泵管道布置及应力计算
摘要:石化生产装置中，泵是不可缺少的用于输送介质的机械。

离心泵借助其性能范围广泛、流量均匀、结构简单、运转可靠、操作费用最低，维修工作量小等诸多优点,约占工艺用泵总量的80%～90%。

泵上管道的布置显得尤为重要。

本文具体阐述了泵进出口管道及其支吊架设计的注意事项和泵管口校核的API 610标准。

并对实际工程项目中的两台泵管道进行了应力分析,发现由于泵进口管线的柔性不够，使得其管口受力超出了标准限制。

为此，在原配管的基础上，通过增加L型弯用管道的自然补偿以增加管道自身的柔性。

经分析后,发现管口受力有了很明显的改善，通过标准进行了校核，其满足标准规定。

此外值得注意的是，泵管道的柔性并不是越大越好。

因为柔性的增加意味着管段的增多，管道中压力降的增大。

这除了增加了建造成本外,还可能使其中的介质气化导致泵及管道的噪声和振动。

在实际工程项目中,要根据具体情况进行泵管道的布置，使其技术上满足泵标准受力要求,运行中达到安全稳定。

关键词：泵离心泵布置管道应力
在石化行业设计中，泵是不可或缺的输送液体或使液体增压的机械.泵主要分为三大类，即离心泵、往复泵和旋转泵.由于离心泵的性能范围广泛、流量均匀、结构简单、运转可靠、操作费用最低,维修工作量小等诸多优点，因此在石油化工厂中多采用离心泵。

在此所讨论的泵为离心泵.同时各设备之间的连接自然离不开管道,管道在石油化工生产装置建设中占
据着很重要的位置，它是物料输送的工具.
由于泵属于旋转机械,其承受管道的作用力和力矩受到极大地限制。

当泵管口受力大时,使泵的外壳发生变形，泵旋转的同轴度受到影响，造成泵发出噪音和振动，甚至损坏，则使管口受力尽可能小,并在允许的范围之内显得尤为重要。

最理想状态就是使泵管口不受管道的作用力，显然这是不可能的。

这些力要么来自于管道的热膨胀要么来自于管系本身的重力，应用泵管线应力分析，并通过改变泵管线的走向和确保其得到合理的支撑，以分析其管口受力。

如何设计泵管线及相应支撑，使泵管口的受力满足机械要求，直接影响着泵的使用寿命和管道的安全运行.
1 泵管道设计注意事项
1）泵的入口管道设计
泵吸入管道的设计是确保泵经常处于正常工作状态的关键，应在设计上采取措施防止产生汽蚀现象。

一般需要注意以下几点：a、当塔或容器的最低液面与泵入口中心线的高差确定后，为了提高有效汽蚀余量，应减少入口管道系统的阻力,尽可能地缩短管道长度，减少弯头数。

b、吸入管道中途不得有气袋。

如果难以避免，应在高点设放气阀。

c、泵入口变径管的安装应使气体不在变径处积聚，避免安装不当而产生气蚀。

2）泵的出口管道设计
泵出口阀门的设置位置一般有三种型式。

如图1所示。

图1 泵出口阀安装示意图
3）泵管线上支吊架设计注意事项
在泵管道设计时，为了减小管道作用于泵管口的力和力矩，通常改变管线走向，使其具有足够的柔性。

同时在其支吊架设置方面一般来讲应注意三个方面的问题。

第一，应在阀门附近设置支吊架，避免阀重作用于泵管口处。

第二，靠近泵管口处的支吊点如存在垂直位移，应考虑选用弹簧支吊架，使热态时支吊架不会脱空，仍能承受管道载荷。

第三，在管系中的对称位置附近设置限位或导向支架，其作用是承受远端管道的水平推力，避免作用于泵管口处.
2 管道校核标准（注：红色字我觉得可以不要.。

）
1）一次应力校核条件
压力载荷和持续外载荷在管道上产生的应力属于一次应力。

其中持续外载荷包括管道基本载荷（管子及其附件的重量，管内介质的重量和管外保温的重量）、支吊架的反作用、以及其他集中和均布的持续载荷.在此未考虑偶然载荷的作用。

σL=F
A
+
PD
4S
+
M
W
≤[σ]h
式中σL-—为管道的纵向应力，MPa；
F--压力引起轴向力之外的附加轴向力,N；
A——管道横截面积，mm2;
P—-设计压力，MPa；
D-—平均直径，mm；
S—-壁厚，mm；
M-—合成弯矩，N·mm；
W——抗弯截面模量，mm3；
[σ]h-—材料在预计最高温度下的需用应力，MPa。

2）二次应力校核条件
计算的最大位移应力范围σE不应超过许用位移应力范围[σ]
A
,
[σ]
A
=f(1.25[σ]c+0.25[σ]h)
若[σ]h大于σL，则
[σ]
A
=f[1.25([σ]c+[σ]h)−σL]
[σ]c—-在分析中的位移循环内，金属材料在冷态（预计最低温度)下的许用应力，MPa；
[σ]h——在分析中的位移循环内,金属材料在热态（预计最高温度)下的许用应力，MPa；
f—-管道位移应力范围减小系数，本文中取1.0。

3）泵管口校核标准
通常泵承受管道的作用力和力矩的允许值由制造厂家提出。

对于制造厂家未提出受力要求的泵，其管口受力一般要求满足API610的规定，如表1所示。

表1 API 610管口载荷表
API 610中对于卧式泵的校核规定如下：
（1）当单个管口各分力和力矩不大于上表中的数值时，表示受力合格,不需要进一步校核；
（2）当单个管口各分力和力矩超出上表的数值，但不大于其2倍，并满足下列两个条件时，也认为泵受力满足要求。

a 单个管口的合力及和力矩满足
F Ri
1.5F R +
M Ri
1.5M R
≤2
式中F Ri——泵各管口所受的合力，N；
M Ri——泵各管口所受的合力矩，N·m；
F R与M R如上表所示为管口的允许合力与合力矩。

b 泵所受的总体合力与合力矩
F RC<1.5(F RS+F RD)
|M YC|<2.0(M YS+M YD)
M RC<1.5(M RS+M RD)
F RC——泵各管口上作用力的合力，N;
F RS-—泵进口的允许合力值,N；
F RD——泵出口的允许合力值，N；
M YC—-泵各管口上力和力矩合成到泵中心Y方向的合力矩,N·m;
M YS——泵吸入口Y方向上的允许合力矩,N·m；
M YD——泵排出口Y方向上的允许合力矩，N·m；
M RC-—泵各管口上所受的合力矩，N·m;
M RS-—泵吸入口上允许合力矩,N·m；
M RD——泵排出口上允许合力矩,N·m；
(3）应用上面公式时应注意问题：
通常，管道载荷对设备的影响分为两种。

一种是作用在单个管口上的受力；另一种是整个设备所有管口的受力之和。

对单管口载荷的受力限制是为了保证管口的完整性和组织泵壳的局部变形。

所有管口的合载荷限制是为了防止泵底座的过量变形.因为泵底座的过量变形会引起泵内部及泵与电动机之间轴的不对称性。

由于不在一条直线上的点，其泵系统的合力矩是不同的。

这将会出现一个问题，合力矩的作用点将选择在什么位置。

泵管口合力矩的限制是为了控制泵支撑系统的变形，所以力矩的求解点最好选择在系统支撑或接近支撑的位置上.API 610选择了泵的中心作为求解点。

假如单个管口与中心点的位置如下图2所示，则其求解公式如下。

图2 管口与中心点的相对位置及坐标图
n
F x,0=∑F x,i
i=1
n
F y,0=∑F y,i
i=1
n
F z,0=∑F z,i
i=1
n
M x,0=∑(M x,i−F y,i∙z i+F z,i∙y i
)
i=1
n
M y,0=∑(M y,i−F z,i∙x i+F x,i∙z i
)
i=1
n
M z,0=∑(M z,i−F x,i∙y i+F y,i∙x i
)
i=1
i=1,⋯,n代表管口数;0点为泵中心点
还有，
F R=√(F x)2+(F y)2+(F z)2
M R=√(M x)2+(M y)2+(M z)2
3 实际情况分析
下面为一实际化工项目中所涉及到的急冷塔碱液循环泵管道。

管道计算温度为129℃，设计压力为进口0.7MPa，出口0。

97MPa，规格（外径×壁厚，mm）进口325×9，出口273×6。

5，保温厚度为80mm，保温材料密度60Kg/m3、介质密度903Kg/m3，管道材料316，腐蚀余量0。

8mm。

泵为两台平行布置，其运行状态为一开一备。

所以在泵管线的应力计算中，最苛刻的工况并非两台泵同时运行或同时关闭，而应该是一台运行一台备用。

在其模拟计算中，加入了这两种工况,一种为1—左边A泵运行右边B泵备用，还有一种为2—B泵运行A泵备用。

泵进出口为侧进顶出，进出口直径DN均为200mm，其泵型式如下图3所示。

泵进口到泵中心的距离为245mm，泵出口到中心的距离为420mm.
图3 泵型式图
a为轴中心线b为轴承座中心线1为泵吐出口2为泵吸入口3为泵中心
图3用于侧面吸入顶部吐出的卧式泵—-对应表的力及力矩坐标系。

下图4为一开始的泵进出口管道布置.通过模拟计算，可得到泵管口的受力。

图4 泵进出口管道布置
经应力分析，在图4中泵进出口管线的受力如表2所示。

表2 泵管口载荷
表3泵口允许所受载荷（2*API）
由于计算模型中的Y与Z坐标与API 610的坐标不一致，则在计算中需要进行转换。

从表2中可以看出,泵进口的受力(红色字体）超出了API 610标准单管口受力的2倍（如表3所示）。

为此想到了增加管道柔性，其方法:在管道设计中需要考虑自然补偿或设置各种形式的补偿器以吸收管道的热胀和端点位移。

管道走向是根据具体情况呈各种弯曲形状的。

利用这种自然弯曲形状所具有的柔性以补偿其自身的热胀和端点位移称为自然补偿.有时为了提高补偿能力而增加管道的弯曲，例如：设置U形补偿器也属于自然补偿的范围。

自然补偿构造简单、运行可靠、投资少,所以被广泛采用。

自然补偿既要满足设备管口的力和力矩要求；也需满足管道设计经济性和稳定性的要求；以及满足工艺温降、压降的要求。

为了使泵管口的受力及力矩有所改善,提出了管道自然补偿的方法，在此加入了L型弯来增加了泵
管口的柔性.改进之后的管线走向如图5所示.
图5 修改后泵进出口管道布置
表4 修改前后泵进口载荷对比表
除了管道走向上加入了L形弯之外，在泵进口合管上还加入了硬支撑和导向，其目的起支撑管道和限制外面管道在Z轴上对泵口的推力.通过这两种管道走向对泵管口受力的影响,从表4中可以看出其受力有明显改善,并且都小于2倍的API许用值(如表3所示）。

此时还需检验泵口的受力是否满足API 610标准.在此不同时检验两台泵和两种工况，只挑选B泵的第2中工况进行说明。

a. 泵进口的合力及合力矩校核
F Ri=√(3565)2+(4932)2+(2749)2=6678N
M Ri=√(791)2+(1276)2+(2432)2=2858N∙m
6678 1.5×6920+
2858
1.5×4710
=1.05<2
b. 泵出口的合力及合力矩校核
F Ri=√(1015)2+(1787)2+(1650)2=2636 N
M Ri=√(1405)2+(435)2+(18)2=1471 N∙m
2636 1.5×6920+
1471
1.5×4710
=0.46<2
c. 泵所受的总体合力与合力矩校核
F RC=√(3565+1015)2+(−4932+1787)2+(−2749+1650)2=5663
<1.5(F RS+F RD)=1.5×(6920+6920)=20760N
|M ZC|=|2432+(−4932)×0.245+(−18)−1015×0.42|=779 N∙m
2.0(M ZS+M ZD)=2.0×(1760+1760)=7040 N∙m
|M ZC|<2.0(M ZS+M ZD)
M RC=√M RCx2+M RCy2+M RCz2
=√[(−791)+1405+1650×0.42]2+[(−56)−(−2749)×0.245+(−435)]2+7792 =1532 N∙m
1.5(M RS+M RD)=1.5×(4710+4710)=14130 N∙m
M RC<1.5(M RS+M RD)
通过以上的计算可以得到,当泵管道走向修改后,其管口载荷满足API 610标准。

在泵管道的布置后，当通过计算确定走向柔性不够时,可通过修改走向增加其柔性,此时还有一个问题,那就是既然管系柔性增大会降低泵管口的力和力矩，那管系会不会越柔越好呢？其实若管系柔性过量，同样会出现问题。

一个小的干扰力会使管子趋于振动。

同时管系弯头太多会使其产生额外的压力降，可能会使管系的压力小于介质的饱和压力.介质的部分气化使整个系统不稳定。

为了限制管系的振动，一些限制性支架会增加。

这样虽然在外观上管系的振动得到了控制，但内部介质问题仍然存在，噪声也依旧持续,这样会降低泵的效率和使用寿命。

4 结语
在泵进出口管道及其上支吊架设计基础上，对泵管道进行了应力计算。

由于其管口受力没有达到API 610标准，对原有的管道走向进行了优化—通过加入L型弯，进行管道的自然补偿，增加了管道柔性，使其优化后的管道满足了泵管口载荷标准.但管道的柔性并非越大越好。

在实际项目泵管道的配置中,具体管系采用何种配置要实际问题实际解决.这与管系的大小、温度压力的高低、工艺所需温压降、管口受力标准等有关。

压力管道应力分析唐永进中国石化出版社
石油化工装置工艺管道安装设计手册第一篇设计与计算中国石化出版社。