仪征—长岭原油管道输油泵机械密封的匹配性研究

邢世平，陈 彬，喻志芳

（中国石化管道储运分公司仪长输油处，湖北武汉 430077）

仪征—长岭原油管道输油泵机械密封的匹配性研究

邢世平，陈 彬，喻志芳

（中国石化管道储运分公司仪长输油处，湖北武汉 430077）

通过对仪—长输油处主输油泵进口机械密封损坏和失效的原因分析，并参考国外机械密封在设计上的成功之处，对机械密封进行了匹配性研究和改造，在不改变原有密封载荷系数的情况下，采取措施改变密封端面的摩擦状态，变气液相为全液相，从而彻底消除了主输泵密封装置的泄漏隐患，取得了很大的经济效益。

主输油泵；机械密封；匹配性研究；泄漏；全液相

1 概况

仪—长原油管道起于江苏省仪征市，止于湖南省长岭市，途经江苏、安徽、江西、湖北、湖南5省。该管道于2005年12月投入运营，管道入口输量为2 700万t/a，管道沿途逐站分输，依次向安庆、九江、武汉、荆门、长岭5家炼化企业输送原油，输量逐步降低，输油干线的管径由D 864 mm逐段变小至D 406 mm。管道全线采用密闭输送工艺，根据管输原油物性，全线为加压加热输送方式，共有和县、无为、怀宁、黄梅、大冶、赤壁输油站6座加压热泵站，干线输油泵全部为德国鲁尔公司生产的ZM型泵，共有39台，该型号输油泵是目前世界上技术先进、质量可靠、监测设施完善的多级重型离心泵，已广泛应用于中石油、中石化长输管道上，我公司鲁宁管道、甬沪宁管道也大多采用该型号泵，为仪—长线的正常原油供应做出了很大贡献。

由于输送介质为原油，进口压力高，并具有不同批次油品黏度变化大的特点，因而其密封技术难度大；目前使用的密封流程为API plan 11（Production recirculation from pump discharge to seal through a flow control orifice），从泵出口引流经节流孔板后对密封腔进行冲洗，形成一个密封循环冷却系统。使用介质为原油 （含杂质），温度40~60℃，压力＜10 MPa，转速2 950 r/min。

密封装置结构见图1。

2 故障现象及分析

2.1 机械密封的损坏

自2008年年底以来，该泵已接连出现几起机械密封严重失效必须进行更换的情况，将进口密封装置解体后发现有下列严重损坏现象：

（1）动静环结焦严重。

（2）静环偶有碎裂。

（3）静环密封O形圈偶有断裂。

2.2 故障分析

针对以上现象我们组织技术力量对其进行分析，认为：对于高压机械密封装置，其端面比压的选择是设计成败的重中之重，如果比压过高，端面间摩擦剧烈，产生大量的摩擦热，会造成原油轻烃组分的汽化，端面液膜不易形成，动静环间呈现气液两相状态，会使端面间组份产生炭化；如果比压过低，高压下轻烃组分的渗透性很强，形成液膜过厚，易产生泄漏。根据失效现象和静环尺寸，我们初步判断为载荷系数设计过大，造成高压下端面比压过大。正确的设计载荷系数是端面间形成合适的液膜厚度且不发生泄漏的有效方法，但是这需要大量的试验来验证，不适合解决目前的问题。为此，采用了现在比较先进的强制润滑型密封端面的设计，又称流体动压式密封设计：在不改变现有密封载荷系数的情况下，采取措施改变端面的摩擦状态，变气液两相为全液相。这样做的好处是，现场运行风险小，能起到立竿见影的效果。具体措施是在静环端面上开月牙状动压槽 （见图2）。

当密封环旋转时，动压槽能使液体强制性地进入端面进行冷却，在密封环的初始表面上形成与槽数相等的流体动力楔和高压区，由于切向流和压力降，在每一个槽后形成慧尾状的润滑楔。随着密封面上载荷和滑动速度r的增加，摩擦系数反而减小（见图3~4）。

在密封区1上为纯液相摩擦，在密封区2上为边界摩擦。流体动力效应将在端面间形成0.2~1.5 μm的缝隙，此时泄漏量极小。在载荷系数不变的情况下，动压槽的存在提高了液膜反压系数，但同时端面作用的有效面积减小，端面比压保持不变。

原密封补偿环碎裂，而且碎裂得十分有规律，在O形圈接触面左侧，环面碎裂为3~4块，而接触面右侧，环面保持完整。对此，我们利用进口密封环尺寸数据建模进行了有限元分析，结果发现在密封结构运行一段时间后，静环的热变形如图5（a），而静环的压力变形如图5（b）所示，两个相反的变形方向导致其变形的支点恰恰就是O形圈接触环带，这说明静环在热变形过程中，当变形达到一定量时，在O形圈槽部位受到阻碍，产生巨大内应力导致破裂；而在静环尾部由于温度低，变形量小而保持完整。

在分析进口机械密封失效现象时，也总结出了其设计上的成功之处：

（1）一般国内高压密封的设计通常采用动环补偿式，旋转部件多，易产生动不平衡问题；而在我们这样的高压工况下，国外密封采用静止式设计，旋转部件少，而且弹簧不与介质接触，管道中的杂质对弹簧没有阻塞作用，这对水联运以来管道杂质多的情况非常有效。

（2）国内在设计静环防转结构时通常采用固定销防转，销与防转槽之间为线接触，在高压启动泵时，巨大的扭矩往往将静环尾部防转销凹槽打碎，造成静环破裂；而国外在静环的防转上采用了新颖的防转措施，在这种活动防转销的设计中，销与防转槽之间为面接触，有效地减少了大扭矩启动时销与槽之间的撞击力。经我们观察，未发生一例静环尾部碎裂现象。

（3）同样尺寸的密封结构，国外设计时其弹簧数量比国内设计的多一倍，最多达到31个弹簧，而且是奇数。经我们仔细分析，弹簧数量多可提高圆周上弹簧力的均匀性，奇数弹簧设计只是为了避开背部冷孔而少加工了一个弹簧孔。

3 总体改造方案

（1）调整布水环孔分布角度，避开冲洗孔。

（2）采用流体动压式密封端面设计。

（3）采用静止式密封补偿环设计。

（4）采用大数量弹簧加载。

（5）静环采用活动防转销防转结构。

（6）将载荷系数保持在 0.72，反压系数取0.65。

（7）将动静环的高宽比适当加大，减小压力变形。

（8）动静环材质采用国外常压烧结，以增大动静环间抗烧蚀能力。

4 密封设计计算 （见图6）

（1）设计参数如下：

静环端面外径D2：123.5 mm

静环端面内径D1：111.5 mm

静环O形圈内径de：115 mm

介质压力P：9 MPa

每套密封弹簧数n：31件

弹簧刚度Kq：2.6 N/mm

设计压缩量h：4 mm

反压系数λ：0.65

设计载荷系数K：0.72

（2）弹簧比压Ps的计算式：

根据结构参数，计算得Ps=0.145 MPa

（3）载荷系数K由下式计算：

计算得K=0.72

（3）端面比压Pb的计算式为：

Pb=Ps+P （K-λ）

计算得Pb=0.775 MPa，在正常范围内。

5 结束语

经过我们的匹配性研究设计和试用，改进后的密封装置在2008年10月装机一直正常运行至今，寿命已超过进口产品，彻底消除了主输泵密封装置的泄漏隐患，而且价格仅仅是进口机械密封装置的1/3，取得很大的经济效益，也为其他高压油泵密封装置的设计提供了宝贵的借鉴意义。

[1]杨筱蘅.输油管道设计与管理[M].东营：中国石油大学出版社，2006.

[2]张诚.原油管道运行技术[M].北京：石油工业出版社，2009.

[3]蒲家宁.管道水击分析与控制[M].北京：机械工业出版社，1991.

[4]范才明.管道输油泵机械密封非正常损坏的预防措施[J].管道储运，2008，（11）：60-61.

Study of Mechanical Seal Matching Performance of Oil Pumps Used in Yizhen-Changling Crude Oil Pipeline

XING Shi-ping（Yi-Chang Oil Transportation Department of SINOPEC Pipeline Storage and Transportation Company,Wuhan 430077,China），CHEN Bin,YU Zhi-fang

Based on the reason analysis of mechanical seal damage and failure in the imported main crude oil pump and the study of foreign successful mechanical seal design,the matching research and reformation of the mechanical seals were carried out.In the condition of keeping original seal load coefficient,the measures were taken to alter seal face friction state and change gas-liquid phase into all liquid phase.Consequently,potential leakage trouble in the main crude oil pump was eliminated thoroughly and significant economic benefit was gained.

main oil pump;mechanical seal;matching study;leakage;all liquid phase

TE974.1

B

1001－2206（2011）04－0098－03

邢世平 （1971-），男，河北邢台人，工程师，1992年毕业于承德石油高等技术专科学校自动化专业，主要从事输油设备运行、维护等工作。

2010-08-11；

2011-06-17