磁力泵故障原因分析及处理措施

张洪彬

（云南云天化石化有限公司， 云南 安宁 650300）

磁力泵是聚丙烯装置挤压造粒机热油系统中的关键设备［1-4］。 某公司挤压造粒机热油系统磁力泵为德国SPECK 公司生产的单级悬臂式离心泵［5-6］，电机通过联轴器驱动外磁缸转子，磁力穿透隔离套驱动带有叶轮的内磁转子实现导热油的输送。磁力泵上采用的是静密封结构，而非传统离心泵的动密封结构，因此密封形式更加可靠。该磁力泵转速2 900 r/min，体积流量45 m3/h，入口压力0，出口压力0.5 MPa（G），扬程60.2 m，介质导热油温度250 ℃。

该磁力泵在运转过程中频繁发生异响、 卡塞堵转等故障， 拆卸后检查发现因外磁缸与隔离套摩擦，导致磁片破损与隔离套卡塞（图1），而磁缸修复难度大， 给挤压造粒机的安全稳定运行带来极大隐患。

图1 外磁缸磁片损坏情况

1 磁力泵结构及工艺流程

1.1 结构

磁力泵结构见图2。 外磁缸主要依靠位于泵壳驱动端的2 个支撑轴承进行固定， 隔离套安装在叶轮背面的泵盖上，将隔离套内部的介质密封。内磁缸与叶轮安装在中间轴上， 依靠托架体及滑动轴承支撑，滑动轴承由导热油进行润滑。

图2 磁力泵结构示图

1.2 工艺流程

磁力泵工作流程简图见图3。 磁力泵主要是将导热油输送至管道加热器进行加热， 之后导热油再进入挤压造粒机， 通过热传递的方式对挤压造粒机进行加热， 加热后的油通过管道回到磁力泵入口形成闭合的循环加热系统。 若磁力泵发生故障，则会导致挤压造粒机无导热源而停止工作，使整个聚丙烯装置停车。

图3 磁力泵工作流程简图

2 磁力泵故障原因排查［7-10］

2.1 异物进入

从磁力泵结构看， 外磁缸对应的泵壳位置虽然有观察孔，但外磁缸磁片未凸出结构，即便异物进入， 也会受离心力影响无法进入磁片与隔离套间的间隙内， 且异物进入外磁缸表面会跟随介质旋转至底部观察孔排出。 磁力泵拆检后未发现有明显异物存在， 因此可以排除异物进入导致磁缸损坏的可能性。

2.2 磁片脱落

该磁力泵外磁缸磁片粘接固定在磁缸壳体上，若运行过程中脱落，会导致磁片与隔离套发生摩擦损坏。 磁力泵拆检后发现外磁缸磁片为均匀偏置磨损，且均为表面磨损，未见磁片脱落情况，因此可以排除磁片脱落导致磁缸磨损损坏的可能性。

2.3 轴承损坏

磁力泵外磁缸由驱动端泵壳上的2 个轴承支撑，属于悬臂式支撑结构，如果轴承发生损坏，可能导致外磁缸转子倾斜， 导致外磁缸与隔离套发生碰擦。

在拆卸外磁缸转子支撑轴承时， 发现轴承游隙增大， 联轴器端轴承座与轴承外圈配合位置发生磨损， 磨损量约0.5 mm。 外磁缸转子以轴承2为支点发生倾斜（图4），导致磁片与隔离套发生碰擦，而磁片（衫钴）硬度高、脆性大，碰擦即导致磁片破损进而与隔离套卡塞堵转。因此，轴承座磨损导致外磁缸倾斜与隔离套发生碰擦损坏， 是外磁缸损坏的直接原因。

图4 外磁缸倾斜损坏示图

3 磁力泵故障处理措施［11-18］

3.1 磁片包封处理

对外磁缸转子拆解发现，外磁缸内侧磁片为裸露状态，而磁片（衫钴）具有硬度高、脆性大的特点， 只要产生摩擦和碰撞即有可能造成磁片破碎。为解决裸露磁片易破损的问题，对磁力线进行重新设计排布，在不影响磁力传动性能的情况下，在外磁缸内侧加装一件不锈钢包封， 将磁片全部包覆在金属壳体内加以保护， 这样即便是有轻微摩擦，也不会导致磁片破损。改进后外磁缸实物见图5。

图5 改进后外磁缸实物

3.2 外磁缸转子结构优化

3.2.1 原外磁缸转子受力分析

对磁力泵进行测量， 外磁缸转子2 个支撑轴承距离为100 mm， 轴承2 距联轴器端面距离为200 mm， 轴承2 至外磁缸末端长度为300 mm。 拆卸后对外磁缸组件进行称重， 外磁缸组件质量达10 kg， 重心在轴承2 至外磁缸末端1/2 的位置；半联轴器总质量为1 kg，重心在轴承2 至半联轴器方向180 mm 处。 因此，可以将外磁缸转子简化为杠杆进行受力分析（图6a）。

图6 优化改进前后外磁缸转子受力分析

根据杠杆平衡条件， 外磁缸转子以轴承2 作为支点的平衡条件为：

式中，F1为磁缸重力，F2为半联轴器重力，F3为轴承座压力，N；L1为磁缸重心距离轴承2 长度，L2为半联轴器重心距离轴承2 长度，L3为轴承1 距离轴承2 长度，mm。

将F1=98 N、F2=9.8 N、L1=150 mm、L2=180 mm、L3=100 mm 代 入 式（1），计 算 得F3=129.36 N。 因此，外磁缸转子要达到平衡状态，则需要轴承1 所在位置的轴承座提供129.36 N 的向下压力才可以实现。

3.2.2 优化后外磁缸转子受力分析

为降低轴承座和轴承损坏风险， 在不改变现有泵壳结构尺寸和不影响磁力传动性能的基础上对泵内件进行优化设计，主要包括对外磁缸减重，同时缩短外磁缸与轴承2 的距离， 从而降低轴承1 所在位置轴承座提供的向下压力。 经过磁力传动计算优化设计的磁力泵结构见图7。

图7 优化后磁力泵结构示图

实际加工后对磁力泵进行测量，外磁缸2 个支撑轴承距离为100 mm，轴承2 距离联轴器端面距离为200 mm，外磁缸长度缩短后其末端距轴承2 距离为250 mm。半联轴器总质量为1 kg，重心在轴承2 至半联轴器方向180 mm 处；外磁缸组件减重后质量为5.5 kg，其重心在外磁缸端面距轴承2 的1/2 距离处。 同样采用简化的杠杆原理进行受力分析（图6b），并根据式（1）计算得出轴承1的承载力F3=49.735 N。 因此，外磁缸转子要达到平衡状态， 只需要轴承1 所在位置轴承座提供49.735 N 的向下压力即可实现。

通过对外磁缸转子组件质量和长度的优化，使轴承1 所在位置轴承座提供的向下压力仅为原设计的38.4%， 从而有效降低了轴承和轴承座损坏风险。

4 结语

对挤压造粒机热油系统中磁力泵损坏原因进行了分析， 通过采用对外磁缸内圈裸露磁片进行包封处理， 对外磁缸转子组件减重和缩减悬臂长度等改进措施后，有效避免了磁片碰擦破碎风险，降低了轴承承载力。泵体回装进行出厂性能测试，工艺性能和力学性能均满足设计要求。 磁力泵安装到装置现场试车运行正常，满足工艺使用需求，经过近2 个月的运行，未发生磁缸碰擦损坏现象，达到了预期检修目标。