王春霞，程久欢，孙继超

（海洋石油工程股份有限公司设计院， 天津 300451）

在海洋油气田平台项目中，离心泵广泛用于原油、生产水、油田注水、消防水、压载水等流体的输送。离心泵泵属于回转机械，过大的外力会造成变形、振动和噪声，甚至损坏设备。与泵连接的管线应有足够的柔性，避免热应力过大导致泵管口被撕裂或接口法兰泄漏。通过对泵系统管线进行应力分析，对管口载荷进行校核，优化管道布置方案，设计合理的支吊架或弹簧支架，控制其所受的力和力矩在规范或厂家提供的许用值范围之内，以保证管道及设备的安全运行。

1 泵类管道布置的推荐做法[1]

结合工程实践经验，泵类管道布置较好的推荐做法如下：

（1）为使泵体减少受管端力的作用，应在靠近泵的管段上设置适当的支吊架或设置必要的弹簧支吊架。

（2）若泵为侧面进口，顶部出口，则应在入口侧设支架或可调支架，出口上方应设吊架或弹簧吊架；若泵靠近其吸入料液罐布置，且又不是同一基础时，要考虑罐基础下沉引起的管道垂直位移对泵接管口的影响[2]。

（3）对于大型的泵出口，要注意止回阀关闭时的推力作用，在止回阀及切断阀附近应设置坚固的支架，以承受水击及重力载荷。

图1中（a）～（f）是常见的离心泵进出口管线的布置方式[3]，其中(a)～(e)管线的进出口采用对称布置适用于热力管线的布置，优点是增加管道柔性，并在互为备用工况时，两台泵的热应力相差小，泵间管道对设备管口的影响小，但增加了管子和弯头，增加了压力损失和成本。

(f)适用于常温管道的布置，优点是管道最短，压力损失小，但是在备用工况运行时，由于两台泵的运行状态不同，备用侧温度较低，造成热应力不一致，对管道及管口载荷影响较大。

图1 离心泵推荐布置方法

2 离心泵管线应力分析要点

（1）离心泵进出口管线要有足够的柔性，管线由于阀门、压力、热应力作用在泵的管嘴的外载荷（力和力矩）不超过标准规范（API 610）或制造厂家的许用值。

（2）在满足工艺要求的前提下，管道布置应简捷，减少不必要的弯头，减少压力损失，避免发生气蚀。

（3）应进行模态分析，在保证柔性的同时，也应具有足够的刚度，防止泵进出口管线发生共振，一般要求管线的本征频率避开泵一阶频率的正负30%。

（4）在存在备用泵的情况下，由于备用泵一侧的管道温度较低，应考虑相对伸长量最大的不利因素，分析工况应包括一用一备，或多用一备等实际操作工况组合。

（5）对泵类转动设备的管嘴载荷校验，只要求进行操作温度下的校核，不需要进行设计温度和极端温度的校核，与泵连接的滤器、容器等设备管嘴需校核最极端工况下的受力。

（6）对进出口法兰进行泄漏校核，防止法兰面处因弯矩过大而造成失效泄漏。

3 离心泵管线应力分析实例

利用CAESAR II应力分析软件，基于某渤海项目两种离心泵（侧进侧出、侧进顶出）管线分析案例，对影响管口受力的关键因素进行对比分析。

3.1 离心泵—侧进顶出

3.1.1 系统描述

本系统由三台反冲洗泵、三台反冲洗滤器及一台注水缓冲罐组成，操作温度为60℃，设计温度为90℃，设计压力为900kPa，泵进出口管嘴为6”，磅级为CL150，管嘴的许用值取API 610的2倍[4]。正常操作时两用一备。注水缓冲罐布置在反冲洗泵的上层甲板，因此泵入口汇管布置在泵入口的上方。根据实际可能发生的工况组合，分三种工况进行分析，建立如图2的三个模型：(a)A、B泵工作，C备用；(b) A、C泵工作，B备用；(c)B、C泵工作，A备用。工作泵的操作温度是60℃（黄色），压力为设计压力900kPa。备用泵的操作温度为正常操作温度的一半即30℃，设计压力为101kPa，备用泵的操作温度和设计压力的输入分界点为滤器入口截止阀至泵出口截止阀，如图2中紫色显示区域。

3.1.2 布置方案

方案一是根据配管专业提供的原始布置方案，滤器的进出口和泵的入口直接相连，且滤器出口和泵间直管段③只有400，滤器入口截止阀布置在水平管线上，各分支立管①的弯头处分别设置刚性支撑弯头支架②，摩擦系数为0.3。出口管线的止回阀和截止阀，布置在水平管段上，避免了阀门重量作用在泵嘴上。对(a)工况分析后，出口三个管嘴的载荷满足规范的要求，而B、C泵的入口管嘴的载荷超过了许用值，校核结果如表1所示。其中B泵入口轴向、径向的力都超标，而且比例较大，现在以B泵为例，进行优化调整，找出影响泵管口载荷的因素。

图2 方案一

方案二：修改入口侧弯头支架的摩擦系数。支架与钢结构的接触面及对应的摩擦系数通常有三种，如表2所示。

方案一中，弯头假腿与钢板直接接触，摩擦系数为0.3，现在假腿和钢板间垫3mmPTFE垫板，B泵入口载荷如表3所示。修改摩擦系数后，轴向力的值减小到许用值范围以内，可见摩擦载荷对设备管口载荷有显著的影响，减小摩擦系数，即减小了对管道热涨的约束，减小了在轴向方向的推力。

方案三：调整滤器出口与泵入口间直管段的长度。

方案二的校核结果表明，减小摩擦系数不能明显改善径向方向的载荷，这是由于径向载荷超标的原因是系统的某些支架脱空，造成阀门管线的重量落在管口上，需要通过改变系统的柔性，使重量分布均衡。先逐渐增加直管段的长度至500、600、700、800，可以从图3看出，径向载荷比逐渐减小，到800时已低于许用值。因此，增加泵与滤器之间管段的直长度可以有效减小泵口径向载荷。

表1 方案一管嘴载荷

表2 摩擦系数

表3 方案二管嘴载荷

图3 方案三管嘴载荷比

方案四：调整入口截止阀的位置。

方案三虽然可以有效降低载荷，但海洋石油平台空间紧张，泵与滤器之间直管段不宜过长，需将滤器入口阀门布置在分支立管上，如图4所示。这种布置方式不仅增大泵入口直管段的长度，增加了滤器入口管线的柔性，而且将阀门重量转移到弯头支架上，减小管口载荷。

方案五：增加入口管线弯头，增加分支立管的高度。

该方案也是增加了入口管线的柔性，通过水平管线吸收热涨位移，减小热涨推力；立管高度增加可以减小远端管道对泵管口的侧向推力。但是增加弯头会增加系统阻力和管道成本。

图4 方案四

图5 方案五

3.2 案例二：离心泵—侧进侧出

3.2.1 系统描述

本案例分析的是三台注水泵系统操作温度为60℃，设计温度为90℃，设计压力19800kPa，泵进出口管嘴为8”和6”，压力等级CL1500，壁厚SCH160。磅级大于600的离心泵，在设备澄清阶段，向厂家提出管嘴许用值要不低于API 610规定的3倍要求，同时厂家应提供有限元分析报告。

3.2.2 布置方案

方案一如图6所示，为配管原始的布置方案，当泵A、B泵工作，C泵备用时，载荷最大管嘴校核结果如表4所示。其中，A泵进口载荷超出许用值接近4倍，从图7的热位移变形可以看出，A泵入口管线有较大变形，这是因为止推支架设置在靠近C端一侧，管线只能向A侧热涨。由于入口弯头支架已脱空，入口管线及阀门重量作用在管嘴上，同时对管嘴形成较大的力矩，如不调整，会造成管口破坏。

方案二：设置弹簧支架。

对于系统压力等级高的系统，壁厚较厚，刚性大柔性小，管道重量、阀门法兰重量都相对较高，造成管口径向力超标，同时产生较大的摩擦阻力，导致作用在管口侧向推力大，管道热胀冷缩产生的热应力也比低磅级管线要大，对管线柔性设计要求较高，只通过改增加弯头，改变管线走向很难满足要求，考虑设置弹簧支架，在管线有竖直方向位移时，弹簧支架仍能承受管道载荷，使整个管道系统重量平衡。弹簧的设计标准为NB/T 47039-2013《可变弹簧支吊架》。弹簧的选用步骤如下：

（1）去掉刚性支撑，分析得到管道变动位移（向上或向下）。

（2）从弹簧表中估算弹簧的行程范围。

（3）载荷行程一定的情况下，选择满足热载要求的最小牌号弹簧。

（4）确定弹簧的荷载范围满足冷态载荷的要求，冷载的计算方法如下。

（5）冷载=热载+位移×弹簧刚度（位移向上）。

（6）冷载=热载-位移×弹簧刚度（位移向上）。

如果冷载超过了弹簧表中的载荷范围，就需要选择大牌号的弹簧或者大行程的弹簧。

（7）校核所选弹簧的载荷变化率：

对于普通管道，行程变化范围内载荷变化率限制为25%，对于像蒸汽透平接口附近和与转动设备连接的管线，载荷变化率限制在10%。

（8）选用的弹簧支架满足所有备用工况的管口载荷要求。

图6 方案一

图7 热位移变形图

图8 方案二

表4 方案一管嘴载荷

按照以上步骤，在入口分支的立管弯头处各设置一个弹簧支架，对于出口环向超标的问题，水平弯头处设置单向限位支架，使出口水平管线的摩擦阻力作用在支架上，减小泵口受力，如图8方案二所示。经调整后，所有管口载荷均减小至许用值以下，如表5所示。

表5 方案二管嘴载荷

4 结语

结合工程实例，通过对侧进顶出、侧进侧出两种离心泵系统布置方案的研究，总结出减小离心泵管口外载荷的方法：(1)在泵管道前期设计时尽量增加管道的柔性，设备与泵口尽量避免直接连接，走L形或U型路径，并留有足够的空间，便于根据受力情况对管线进行调整；(2)在靠近泵的管段上预留支架位置，以使管段受力平衡，避免管口承受过大的力和弯矩；(3)在支架接触面上增加PTFE垫板，减小摩擦系数；(4)合理设置弹簧支架，减小因管道在热态下脱空造成管口承载过大，同时在位移小的位置设置限位支架，保证系统的刚度，避免振动；(5)在空间允许的情况下，适当加大泵管嘴与连接滤器或设备之间的直管段长度，以减小由于管线挠度过大而产生的力和力矩。