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離心泵泵體強度分析及安全評估方法研究

文檔作者：熊珍兵文檔來源：安德里茨(中國)有限公司		點擊數(shù)：	更新時間： 2022年04月28日
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2012年第4期 小番柱采 ·23·
離心泵泵體強度分析及安全評估方法研究
熊珍兵
(安德里茨(中國)有限公司，佛山；528000)
摘要：為了克服傳統(tǒng)的離心泵泵體強度設計及校核方法的不足，研究了基于有限元方法及“分析設計法” 的泵體
強度分析及安全評估方法。首先，探討了借鑒壓力容器行業(yè)中“分析設計法”進行泵體強度校核的可行性。然后，根據(jù)
壓力泵體與一般壓力容器的異同點，提出在泵體強度設計校核中應用“分析設計法”的一些關鍵技術及結果評定準則。
最后，根據(jù)利用有限元方法對泵體強度進行校核的應用要求，以某型號泵體為實例，采用ANSYS軟件對其進行了靜力
學計算，并結合應力分類及應力線性化技術對泵的隔舌部位進行了詳細的強度分析與校核。泵的靜態(tài)耐壓試驗及長期實
際運行充分驗證了該泵體強度分析及校核方法的可靠性。
關鍵詞： 離心泵體強度分析有限元法分析設計法應力分類應力線性化
引 言
傳統(tǒng)的離心泵泵體設計通常是先根據(jù)客戶給
定的泵設計參數(shù)，然后利用現(xiàn)有的大量經(jīng)驗數(shù)據(jù)
及經(jīng)驗公式來進行泵體壁厚的估算與設計11_2】，在
設計完成后再根據(jù)樣機測試的試驗結果對產(chǎn)品進
行適當?shù)男拚鹘y(tǒng)的設計方法雖然簡便，但卻
存在諸多缺陷：首先，公式及經(jīng)驗系數(shù)存在一定
的局限性，對于復雜結構的泵體來說，使用經(jīng)驗
公式一般很難準確計算出各個部位的應力值；其
次，泵體的設計除了要滿足一定的強度要求外，
還要滿足一定的剛度要求，傳統(tǒng)的設計校核方法
很難算出某些關鍵部位的變形量。
隨著計算機技術及數(shù)值模擬技術的發(fā)展，有限
元方法開始廣泛應用到泵結構及水力性能的優(yōu)化
設計中。大多數(shù)文獻對強度計算結果的分析評價
準則都涉及較少 ，它們基本上都是簡單地將計
算結果與一個許用值來進行對比評價。然而，由
于不同類型的應力對結構破壞的影響因素是不同
的，例如相同大小的拉應力、壓應力或者彎曲應
力對結構的破壞效果是完全不一樣的，因此，必
須深入地研究泵體結構校核的應力評價方法及準
則。本文以有限元方法為基礎，研究了借鑒壓力
容器行業(yè)比較流行的“分析設計法”進行泵體應
力分析的可行性，并根據(jù)泵產(chǎn)品與普通壓力容器
的異同點，著重探討了運用“分析設計方法”對泵
體進行強度分析校核的一些關鍵技術與方法。
1 借鑒“分析設計法"的可行性
目前，國際上常用的離心泵Ⅱ類及Ⅲ類標準
(如ISO 5 199和ISO 9908)，對離心泵泵體的設計均
未給出明確的材料許用應力及評價標準。然而，
ISO 9905離心泵技術條件I類標準和API 610：
(1995)石油、重化工和天然氣工業(yè)用離心泵標準
卻對離心泵泵體的強度設計給出了一定的指導原
則。其中ISO 9905在4．4節(jié)指出了泵殼的設計應
力不應超過相關材料規(guī)范中給定的數(shù)值，同時對
受壓部件的計算方法和材料的安全系數(shù)的選擇應
該符合相關的國家標準；API 610：(1995)在2．2
節(jié)提出了更明確的指導原則，它要求泵體材料的
設計應力不應超過ASME規(guī)范第1I卷中給定的數(shù)
值，同時，對于鑄造材料，應當援用ASME規(guī)范
第Ⅷ一1冊中規(guī)定的安全系數(shù)，并且指出對于各類
非鑄造的壓力泵殼應當符合ASME規(guī)范第Ⅷ一1冊
中的設計規(guī)則。
顯然ISO9905和API 610給出了應用ASME壓
力容器規(guī)范進行泵體強度設計的可行性和指導原
則。其實，離心泵泵體作為一種旋轉(zhuǎn)動力機械的
主要受壓部件，其本身就可以看作是一種特殊的
壓力容器，從目前公開出版的論文資料『參考文獻
· 24· 小番柱采 2012年第4期
7】可以看到，ASME規(guī)范第Ⅷ一2冊中給定的壓力
容器“分析設計法”是完全可以移植到離心泵泵
體的強度設計與校核中的。
2 “分析設計法"的運用研究
2．1 “分析設計法”簡介
“分析設計法”是一種以彈性應力分析和塑性
失效準則為基礎的設計方法，早已被世界各國公
開承認和廣泛采用。在“分析設計法”中彈性計
算的應力根據(jù)其產(chǎn)生原因和導出方法被分成一次
總體薄膜應力(Pn)、一次局部薄膜應力(JplJ、一
次彎曲應力(Pb)、二次應力(Q)和峰值應力(
等五大類。由于各類應力對于結構破壞的危害程
度是不同的，ASME B&amp;amp;PV規(guī)范根據(jù)等安全裕度原
則對不同的應力類型規(guī)定了不同的許用極限，對
于危險性較小的應力給出了比危險性較大的應力
更高的許用值。
2．2 運用“分析設計法”進行泵體強度分析的
關鍵步驟
運用“分析設計法”進行強度校核的關鍵在
于如何正確的進行應力分類，并將有限元法計算
得到的總應力場分解成規(guī)范中定義的各類應力。
由于離心泵泵體的結構比一般的壓力容器更加復
雜，因此，在對其進行應力分類及分解時必須格
外小心?？偟膩碇v，在進行泵體應力分析時，可
以參照一般壓力容器的相關分析方法 ，按照下
面的步驟進行。
第一步：進行總體應力分類。對泵體關鍵部
位的應力根據(jù)其所在位置及產(chǎn)生原因?qū)⑵浞譃橐?
次應力、二次應力及峰值應力三大類。其中，一
次應力P是平衡外載荷所必需的應力，它可以是
二次應力Q是由相聯(lián)部件的約束或結構自我約束
產(chǎn)生的正向應力或者剪切應力，具有自限性，一
般來說，二次應力多與結構的總體不連續(xù)有關；
峰值應力F是由局部結構不連續(xù)引起的，它具有
局部性和自限性。
第二步：進行局部應力分解及分類。根據(jù)第
一步的分類判斷，進一步運用應力線性化工具將
一次應力部位的應力(P)沿可能的危險截面分解
成一次薄膜應力及一次彎曲應力尸b，并根據(jù)應力
在泵體結構位置上的不同，將一次薄膜應力劃歸
為一次總體薄膜應力Pm或一次局部薄膜應力 。
第三步：根據(jù)壓力容器中有關的應力評價準
則，對計算結果進行比較評價。
3 泵體強度分析評定準則
首先，泵體作為承壓部件，其設計強度與一般
的壓力容器有諸多共同點，因此，參照一般壓力容
器的設計準則，對于泵體，也首先要保證其在設計
壓力下不會因為總體塑性變形而失效。其次，泵作
為透平機械，又有其獨特的特點，例如在泵的開
初 — 停機—— 開機的過程中，泵體要承受加壓一
卸壓——加壓的循環(huán)載荷，故為了確保泵體有足夠
的壽命，還需保證泵體在多次開機— —關機— —開
機的極限循環(huán)載荷下不會發(fā)生低周疲勞破壞。因此，
根據(jù)應力分類與應力分解的結果并參照ASME B&amp;amp;PV
規(guī)范的相關要求 ”，對壓力泵體的強度評價準則
可以簡單地描述如表1所示。表1中，．S 為材料的
設計應力強度，Sm=Min． ／3．0，R Q2／1．5)，Sa為
由材料疲勞曲線得到的許用應力幅值。
4 實例分析
4．1 分析模型
正向應力或者剪切應力，它的特點是沒有自限性； 以圖1所示的某型號單級單吸離心泵的泵體
表1 各類應力評定標準
＼＼ 應力分類 一次應力
＼ 薄膜應力 局部薄膜應力 彎曲應力 二次應力 峰值應力 備注
計算工況＼＼
＼ P珂 - ， Pb ． Q F
設計工況 固 ： 鹵 L — 匾圈‘： 口計算應力
(測試壓力工況) ④ ： ⑨ ⑧ ‘
I v
開停機危險工況 -．-．．一一一 一一 一一一一一一．．一一一一．：一 一． ． ． 匠 固，一一 匱 。許用應力
(關死點壓力工況) ⑧ ④

· 26· 小景柱采 2012年第4期
SP1
SP2
圖4 隔舌部位應力線性化切面
pa仙d簍0f上蠢nin 0n y：
。?！?” ‘ol ‘oj ‘ ’ 。。，‘ol。
Ut站
圖5 隔舌部位應力線性化結果
不同部位的主要應力類型是一次應力、二次應力，
還是峰值應力。然后再進行局部應力分類及分解，
并按照表1給定的應力評定標準對其進行校核。
首先，從隔舌的位置來看，其遠離計算的約
束點，并與泵體相聯(lián)接的各個法蘭也相隔甚遠。
因此，根據(jù)圣維藍原理，隔舌位置的應力應該不
是由于聯(lián)接部件的相互約束及計算約束而引起的，
其應力不屬于二次應力的范疇，為了安全起見，
可將其全部劃分為一次應力。其次，從隔舌本身
的結構來講，其中間部位比較平坦，厚度變化甚
小，而兩端與泵壁相鄰的部位，其結構曲率及厚
度變化均較大。所以，隔舌中間部位的應力水平
應該按照總體薄膜應力及彎曲應力來校核，而隔
舌兩端的應力應該按照局部薄膜應力及彎曲應力
來校核。
對隔舌部位的總體應力進行分類后，就可以
根據(jù)應力線性化技術，將其總體應力沿著可能的
危險截面分解為薄膜應力及彎曲應力。為了得到
圖6 工況2下強度應力分布
盡可能詳細的應力分布情況，在寬度方向?qū)⒏羯?
劃分成了20等份，并在每個截面的中間部位對其
進行應力線性化分析。圖4是隔舌部位的應力線
性化的切面圖，圖5是隔舌部位各切面位置上的
應力線性化結果。根據(jù)應力線性化結果可以看出，
整個分析區(qū)域的最大平均薄膜應力為108．8 MPa，
最大薄膜應力與彎曲應力之和為278．2 MPa。顯
然，隔舌位置的薄膜應力小于1倍的許用強度應
力(sII)，且薄膜應力與彎曲應力之和小于1．5倍
許用強度應力(．sⅡI)，所以，隔舌在設計工況下安
全可靠。
為了確保泵體在多次開關機情況下不至發(fā)生
低周疲勞破壞，還需對啟動工況下的總體應力水
平進行校核。圖6是泵體在極限啟動工況下的應
力分布，從圖中可以看出，泵體在極限啟動工況
下最大的強度應力為531．8 MPa，顯然，此值小于
3s ，故無需進行疲勞壽命分析就可以判定此泵體
的低周疲勞性能安全可靠。
4．4 計算結果的驗證
為了驗證計算結果的可靠性，此型號泵在設
計計算完成后，首先對其進行了靜壓試驗，試驗
結果表明該泵體在1．5 MPa的內(nèi)壓測試下無滲漏、
冒汗、甚至開裂等問題。目前，該泵已成功運用
于多個重要項目，且運行一直比較穩(wěn)定。
5 結論
研究了采用有限元法及壓力容器行業(yè)通用的
“分析設計法”對泵體進行強度分(下轉(zhuǎn)第22頁)
{{ ¨ 柳 √量呈 柳枷 誨 m mm—一
· 22· 小番柱采 2012年第4期
圖3 長葉片扭曲葉片、短葉片圓柱葉片
4 結論
1)根據(jù)該系列18種樣機試驗數(shù)據(jù)，對加大流
量設計放大系數(shù)、水力幾何參數(shù)的選取等進行了歸
納總結，提出了推薦選用值，從而為低比轉(zhuǎn)數(shù)離心
泵設計提供有益的參考依據(jù)。
2)文獻[1，2，3]未提出低比轉(zhuǎn)數(shù)離心泵進口角
／3 的選擇原則，結合理論分析和試驗驗證數(shù)據(jù)，提
出了 值的推薦取值范圍。
3)對于長短葉片設計，驗證了長葉片采用扭曲
葉片的效果，在相同幾何參數(shù)下能夠提高效率3％，
該種方法值得繼續(xù)驗證和推廣。
圖4 長、短葉片皆為圓柱葉片
41在試驗中發(fā)現(xiàn)對于用加大流量法設計的流量
小于10 m 的低比轉(zhuǎn)數(shù)泵，認為文獻[3]的關于平
衡孑L泄漏量引起汽蝕性能下降的結論不適用，反而
會改善汽蝕，該現(xiàn)象需要進一步研究和試驗驗證。
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(上接第26頁)析與校核的可行性及具體方法。實
踐證明，運用該方法開發(fā)的泵產(chǎn)品能夠安全可靠
地運行。該研究對提高泵產(chǎn)品的研發(fā)速度、增強
泵產(chǎn)品的可靠性具有重要意義。
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