循环水泵断轴原因分析及改进措施

徐卫斌

(中国石化上海石油化工股份有限公司烯烃部，上海 200540)

中国石化上海石油化工股份有限公司(以下简称上海石化)烯烃部3#烯烃装置循环水老区U-GA-1001A循环水泵，是与上海石化300 kt/a乙烯装置同步建设投用的，为乙烯装置水冷器设备提供冷却循环水，至今已连续运行30年。该泵由汽轮机驱动，长期处于运行状态。由于该泵运行时间已长，近年来一直处于不完好状态下运行，主要问题为该泵的轴承振动速度值长期维持在7～8.5 mm/s，处在评定标准的C(振速4.5～11.2 mm/s)区[1]。联轴器叠片也出现周期性的失效状况，需停泵检修，从而在切换过程中造成循环水系统流量、压力波动，対老区循环水场的稳定供水产生了很大的影响。为彻底解决这一问题，装置按照计划对泵头进行整体更换处理，但在更换后运行仅3个半月，泵轴就发生了断裂故障。文章通过对循环水泵断轴故障产生的原因进行综合分析，通过实施针对性的改进措施，解决存在的问题，确保循环水泵的正常运行，保证乙烯装置循环水的稳定供应。

1 循环水泵的概况及故障情况

1.1 循环水泵的概况

U-GA-1001A循环水泵为单级双吸式离心泵，流量为10 000 m3/h，扬程为62 m，功率为2 100 kW，转速为590 r/min，密封形式为填料密封，叶轮形式为闭式双吸式，安装方式为卧式、进口水平、出口水平，轴承润滑方式为油脂润滑，联轴器形式为叠片联轴器。泵输送介质为循环水(含有一定氯)，水中添加缓蚀剂。该泵由汽轮机驱动，汽轮机额定转速为6 063 r/min，功率为2 100 kW，附带减速齿轮箱。在本次设备更新中，驱动端维持不动，汽轮机、减速齿轮箱利用旧设备，只更换泵头。

U-GA-1001A循环水泵泵头更换过程中，为确保泵头更换后机组稳定运行，在更换泵头的同时做了以下工作：第一，在泵进口新增一台金属膨胀节(原设计只在泵出口有一台膨胀节)，尽可能减少管道应力对泵的影响；第二，对泵的联轴器也重新进行了设计，从现场检修条件出发，为有效降低安装难度，采用叠片联轴器，叠片为连杆型散片型式。

1.2 循环水泵的故障情况

U-GA-1001A循环水泵更换泵头后，于2017年6月投用，运行至9月，操作人员于巡检中发现该泵两侧轴承箱箱体温度突然升高，用辐射温度计测得外表温度值为100～120 ℃，立即加注润滑脂，温度没有任何下降趋势，随即停泵进行检查。拆开轴承箱检查轴承，发现部分润滑脂变黑，静态下从外观看轴承无明显缺陷。盘车检查发现转子有明星卡涩现象，打开泵体水平大盖检查，发现叶轮与泵壳的相对位置与正常安装位置有偏移现象，准备将叶轮转子组件吊下，对叶轮轴向位置进行校正。在吊装泵转子组件的过程中，半根轴断裂掉落，断裂部位发生在叶轮键槽处(见图1)。

(a)轴向 (b)径向

图1 泵轴断裂部位

2 故障原因分析

2.1 联轴器

循环水泵随机设计的联轴器为叠片式联轴器，采用了连杆型散片形式。

循环水泵出现故障停止运行后，发现联轴器叠片有明显的损坏情况，而且数量比较多，部分叠片出现了扭曲变形,见图2(a)；一部分叠片已经出现了断裂现象,见图2(b)。

通过与联轴器生产厂家共同研究分析，发现散片形式的叠片太厚，运行中容易产生叠片受力不均匀的现象，叠片的补偿性能无法完全发挥，不能满足泵运行时的扭矩需求，容易发生部分叠片变形、断裂现象，如果继续运行，必将导致所有叠片最终完全断裂。

此外，在现场安装时还发现，散片形式的叠片，零件种类、数量相对较多，现场安装时步骤繁琐，安装出错的概率较高，容易造成叠片安装错位，叠片受力不同步，发生损坏现象。

(a)叠片扭曲变形 (b)叠片断裂

图2 叠片损坏情况

2.2 循环水泵轴材料

2.2.1 材料的化学成分分析

为了确认循环水泵轴的材料是否与原设计相符，本次将泵断轴材料取样送专业机构进行化学成分分析，分析结果见表1所示。

表1测试结果表明：泵断轴材料化学成分与标准材料牌号20Cr13材料成分相符，与原设计相符，该材料属于马氏体不锈钢。

表1 泵轴材料化学成分分析 %

2.2.2 循环水泵轴强度的分析

按照高强度钢的许用扭应力来核算轴的直径d[2]：

d≥(98～106)(P/n)1/3

=(98～106)(2 100/590)1/3

≈150～162 mm

式中:P为轴传递的功率，kW；n为泵的转速，r/min。

核算泵轴径d要求大于162 mm，实际泵轴最细处轴径尺寸为185 mm，完全达到要求，满足运行扭矩的需求。

2.2.3 泵轴断口的宏观形貌分析

循环水泵轴断口的宏观形貌照片(图3)显示：整个断口较为平坦，泵轴周边无塑性变形，在断口上可观察到裂纹扩展不同阶段的扩展台阶。键槽左侧尖端处存在机械擦伤，该泵轴当时的旋转为逆时针方向，该处是键槽受力侧。在键槽尖端断口上明显观察到裂纹圆弧扩展条纹，可判断该处为裂纹萌生部位，整个断口呈脆性断裂断口特征。由于从轴断裂到取样分析存在一定时间，断口表面已氧化，且键槽尖端起裂部位已严重损坏，因此观察不到起裂处是否存在原始缺陷。

(a)径向 (b)轴向

图3 泵轴断口宏观形貌照片

2.2.4 泵轴键槽处材料金相检查

为了观察键槽起裂部位与相对另一侧键槽尖端处材料的金相组织有无差异，请专业机构对键槽两侧进行了金相检查。泵轴材料的金相组织为回火索氏体加少量的铁素体，证明该材料经调质处理，高温回火后可获得良好的综合力学性能，该材料组织无异常。同时比较键槽两侧的金相组织，并无差异，键槽左侧断口处不存在材料内部缺陷。

2.2.5 泵轴断口微观形貌分析

为了查明泵轴断裂的具体原因，对循环水泵轴断口起裂区域附近进行了微观形貌分析。从键槽起裂部位附近的裂纹扩展区微观形貌照片来看，可以观察到断口已严重氧化，断口材料呈现具有马氏体位向的板条状花样，但依稀可观察到疲劳扩展的条纹。局部区域疲劳扩展特征较为明显，因此可以判定本次泵轴断裂失效机理为疲劳裂纹扩展所致。

2.3 泵安装

安装顺序：先进行基础加固，泵头定位，直至对中数据端面和径向偏差均不大于0.08 mm，再安装进出口膨胀节；膨胀节、接管就位后，复核泵的中心数据，进行最终调节，盘车顺畅，等待开车。通过与泵生产厂家的讨论，认为泵的安装和管道连接状况没有问题。因此通过对泵运行后的情况进一步分析，判断泵轴断裂的具体原因。

2.3.1 位移的影响

泵启动后，由于出口压力达到0.6 MPa，高压侧(出口)向低压侧(进口)有一股推力，进而使泵出现位移，泵整体往泵进口方向挪动，这一点在之后的检修中得到了证实；停泵后对泵的中心数据进行了检查，发现泵整体向泵进口方向偏移了0.9 mm，也就是说当泵启动时，泵头克服进出口管道的应力后向泵进口移动(0.9+X)mm，泵停运后，泵头向泵出口方向回弹Xmm。

综上所述，泵生产厂家提供的资料上要求的冷态对中数据没有特殊的要求，未将工作状态下设备可能产生的位移量考虑在内，进而泵在运行时产生对中不良的现象。由于强制连接、运行所产生的非正常情况下附加的弯曲应力、扭曲应力，导致泵轴受到疲劳损伤，最终导致泵轴断裂；联轴器叠片也由于承受附加的扭应力而出现变形、断裂。

2.3.2 定位的影响

中心的调节是泵安装中的重要环节，该设备是通过在泵四个底脚下安装垫片来调整中心高度的。原先泵精确对中后，四个脚的垫片数量过多，导致摩擦力降低，进而泵在外力的作用下易产生滑动。调整垫片过多也容易造成垫片高度的偏差，引起泵轴中心的相应偏离。

原底座上配有的对中调整螺栓，在中心调整好后没有将其与泵底座固定，未起到相对定位的作用。

泵进出、口金属膨胀节的定距螺栓未全部上紧，泵运行后，由于刚性不足，导致膨胀节自身产生收缩或拉伸变形，也是导致泵发生移位的一个原因。

3 整改措施及效果

根据以上分析，该泵存在安装不合理、联轴器选型不当等问题，结合设备现场实际使用工况，采取以下改进措施。

(1)调整泵的对中数据，考虑到泵开启后产生的水平反冲推力，在调整中心数据时，泵的位置向泵的出口方向整体平移0.15 mm，当泵投入运行时，打表数据显示，泵的位置往进口方向平移了0.11 mm。这样可以保证泵在运行时，泵轴对中状况处于良好状态。

(2)重新加工对中调整垫片，泵中心调整完毕后，测量计算出各底脚的垫片厚度，定制对中调整垫片，将数量调整到每处不超过3片，安装后重新校正对中数据。

(3)固定泵底座上的对中调整螺栓，在泵安装对中以后，将对中调整螺栓全部保留且全部顶紧泵基础，尽量克服泵出口管线的推力，确保泵基础不发生位移现象。

(4)在泵底脚上加装定位柱销，泵复位对中数据调整准确后，在底脚上开孔安装定位销，确保中心不偏离。

(5)对泵出口管道轴向支撑进行加固，减少泵运行中由于反冲力、管道应力引起的中心偏离。

(6)联轴器叠片改为连杆型组件形式，连杆型组件形式的优点是现场安装方便(叠片、锥形垫圈、带肩衬套一体)、有更好的挠性、补偿性能更好、受力均匀、稳定性更高。对联轴器片组的强度进行了重新计算，通过供应商TDISC程序计算，选型安全因子为2.35，高于美国石油协会(API)671标准中要求联轴器的选型安全因子1.5；疲劳安全因子为2.28，高于API 671标准中要求的1.25。

(7)在调试开泵前确认中心数据，在调试结束后复查中心数据，防止不对中导致设备发生异常。

(8)泵投用后，对泵基础位置进行监测，确认是否出现偏移现象，通过2个月的打表监控，中心没有发生偏移。

通过上述措施的实施，自2017年11月投用起，该泵的运行一直处于良好状态。

4 结论

(1)联轴器叠片的损坏表明泵的运行工况处在不完好状态，其直接原因就是泵中心产生偏离，偏离越大，叠片所受的附加扭力越大、越不均匀，补偿性能越弱，疲劳损坏加快，以至最终出现叠片断裂现象。

(2)根据泵轴断口宏观形貌分析，确认裂源起裂部位在泵轴叶轮处键槽左侧尖端处，该部位属于应力集中部位，运行时应力载荷较高，该处键槽机械损伤和局部变形也可以证明这个判断。根据键槽处的材料金相组织检查，未发现该处材料内部存在缺陷，材料组织较为正常。根据断口微观形貌分析，可以确认造成泵轴断裂的机理为疲劳裂纹扩展所致。

(3)泵的安装是一个系统工程，必须严格按照安装步骤，排除一切影响泵中心数据的因素(本体、管路)。综合分析得出，本次泵断轴的根本原因是泵投用后中心产生偏离，运行状态下对中情况不佳，造成附加的弯曲应力、扭曲应力，泵轴在附加的交变载荷的作用下，最终造成疲劳断裂。