摘要：在加氢过程中，需要使用高温高压加氢进料泵，泵的进出口管嘴受力和力矩需要符合API610相关规定，因此进料泵管道的配管设计很重要。利用CAESAR Ⅱ对汽油加氢装置中的加氢进料泵进出口管线进行一次应力、二次应力分析与管嘴受力分析，得出结论：通过改变管系的走向，适当地设置限位或者固定支架，可以在保证管系柔性的前提下，减小管系位移对泵管嘴受力的影响，从而设计出合理的加氢进料泵进出口管道方案。
关键词：加氢进料泵; 应力分析；CAESAR Ⅱ；管嘴受力；柔性；位移
加氢精制工艺在石化行业应用广泛。加氢装置的特点有：操作需高温环境；需较高压力；介质具有强腐蚀性并易燃易爆。这些特点决定了加氢装置中配管的设计具有一定的独特性。在加氢过程中，需要使用高温高压加氢进料泵，泵的进出口对受力和力矩要求较高，因此进料泵管道的配管设计很重要，将影响到泵的使用状态和年限。CAESAR Ⅱ广泛应用于石油、石化、化工、电力、钢铁等行业[1]。通常，管道应力分析包括管道柔性设计、静力分析和动力分析[2]。管道应力分析的主要目的是使管道各处的应力水平在规范允许的范围内，从而对管道系统进行优化设计。
本文利用CAESAR Ⅱ对某石化公司40万t/a催化汽油加氢装置中的加氢进料泵进出口管线进行应力分析，找出使管线应力和泵管嘴受力均满足应力要求的管线安装方式。从而设计出合理的加氢进料泵进出口管道施工方案,以满足化工企业的安全生产需要[3]。
在汽油加氢装置中，加氢进料泵部分的流程为重汽油由催化汽油切割塔(C101)塔底进入加氢进料泵(P103A/B)升压，然后进入催化汽油换热器(E101A/B)进行换热，如图1所示。
图1 加氢进料泵流程简图
泵出入口管线参数表如表1所示。
表1 出入口管线参数表
参数入口管线出口管线介质催化汽油操作温度191.3℃193.8℃操作压力0.63MPa3.3MPa介质密度526.7kg/m3525.7kg/m3管道外径×壁厚Φ219.1mm×15.09mmΦ168.3mm×14.27mm保温层厚度70mm80mm管道材质20#碳钢20#碳钢
注：该装置中加氢进料泵的出入口皆为DN100，顶进顶出。
离心泵管嘴受力不应超过制造厂提供的允许值。API610规定了管嘴受力的标准，制造厂可根据其实际经验数据，允许较大的受力[4]。本项目要求泵进出口管嘴受力按照API610中对管嘴负荷表的2倍进行校核(见图2与表2[5])。
1—轴中心线；2—吐出口；3—吸入口；4—泵中心；5—轴承座中心线；6—垂直平面
图2 表2中力和力矩坐标系(用于顶部出入口的卧式泵)
表2 管口负荷表
本文对流程图中的管道作应力分析，泵入口管道规格及参数见表1。本文中有P103A/B两台泵，正常生产时只有一台运行，另外一台泵备用。初始配管模型如图3所示。
图3 加氢进料泵应力模型
运行模型，生成Caesar Ⅱ应力计算报告。主要分析结果如下：
(1)一次应力比率为28.1%，二次应力比率为34%，说明管系的柔性足够。
(2)表3为泵出入口热态受力情况。可以看出，泵出入口热态受力情况均不能满足2倍API610管嘴受力的要求。两个泵出口的Fc、Ma、Mc都偏大，泵入口的Fa、Mb等也偏大，主要是热涨导致管系位移相互作用的结果。
表3 泵出入口热态受力情况
NodeFa/NFb/NFc/NMa/(N·m)Mb/(N·m)Mc/(N·m)备注515Limits356028402320200026601360A泵热态-35086405854-5385-1744-1420出口810Limits356028402320200026601360B泵热态3370-281-69444607-23692451出口25Limits356028402320200026601360A泵热态133771458-105815473110857入口240Limits356028402320200026601360B泵热态4534-4633-2017248041896268入口
(3)表4为各支架节点热态受力及位移。从表4中可以看出，支架节点916脱空，该管线管径为Φ168.3 mm×14.27 mm，由于支架脱空，该管线的跨距超过允许跨距，这样也会造成反应器入口管嘴的Y方向受力会增大。
因此，该管系需要更合理的布管方式与支架设置方式。
经过受力分析，对该管系进行了优化。优化后的应力模型如图4所示。
表4 各支架节点热态受力及位移
NodeFX/NFY/NFZ/NMX/(N·m)MY/(N·m)MZ/(N·m)DX/mmDY/mmDZ/mm1100-230390000-2.2465.4980.5601500-77290000-1.8435.176-2.6343500-37010000-7.40504.2993700-5917000010.736016.7303760-5004000016.883029.1603950-1466900002.32705.4985600-938800004.9680-0.0246000 000002.3210.219-4.1807200-112200001.5140-1.8257600-825400004.66600.4419100-9121000021.2990-1.6559160 0000013.6651.2770.514
图4 优化后加氢进料泵应力模型
运行该应力模型，得到优化后模型的应力报告。主要分析结果如下：
(1)一次应力比率为24%，二次应力比率为25.6%。说明优化后的模型同样满足管道柔性的要求，并且比初始模型的柔性更好。
(2)表5为一次优化后泵出入口热态受力情况。表6为一次优化后弹簧支吊架表。
对于泵出口，优化的方法主要是在支架节点600与720处做固定支架，并且适当增加垂直方向的直管段长度。既可以满足柔性，还减少了管系热涨位移对出口管嘴的影响。由表5可以看出，优化后的泵出口管嘴受力可以满足2倍API610管嘴受力的要求。
对于泵入口，优化的方法主要是改变管子的走向，由原来从X方向步步低直接入泵，改为先向X方向多走一段在结构梁上做支架，然后再反向从-X方向进入泵，并且在节点140位置设置限位称重支架。
由表5可以看出，优化后的泵入口管嘴受力除了Fa方向不能满足2倍API610管嘴受力的要求，其他方向均可满足要求。Fa为泵管嘴垂直方向的受力，因此可以考虑通过调整弹簧支吊架的荷载来减少管嘴的受力。因此需要进行二次优化。二次优化的模型不做改变，仅对弹簧支吊架的操作荷载进行调整。 表7为二次优化后泵出入口热态受力情况。
表5 一次优化后泵出入口热态受力情况
NodeFa/NFb/NFc/NMa/(N·m)Mb/(N·m)Mc/(N·m)备注515Limits356028402320200026601360A泵出口3(OPE)-263619752050-1667-1218-339810Limits356028402320200026601360B泵出口3(OPE)28932530-16261741-153710425Limits356028402320200026601360A泵入口3(OPE)-4978835-2302-17954951260240Limits356028402320200026601360B泵入口3(OPE)5296-1719916-2007265
表8为二次优化后弹簧支吊架表。从表7、表8可以看出，适当地调整弹簧热态载荷，可以实现降低入口管嘴垂直方向受力的目的。二次优化后泵出入口热态受力情况均满足2倍API610管嘴受力的要求。
表6 一次优化后弹簧支吊架表
节点个数型号垂直位移/mm弹簧热态荷载/N理论安装荷载/N弹簧刚度/(N·cm-1)水平位移/mm荷载变化/%1101TD30-127.4676538741811791.586131501TD30-117.145524158648721.89712
表7 二次优化泵出入口热态受力情况
NodeFa/NFb/NFc/NMa/(N·m)Mb/(N·m)Mc/(N·m)备注515Limits356028402320200026601360A泵出口3(OPE)-263619752050-1667-1218-339810Limits356028402320200026601360B泵出口3(OPE)28932530-16261741-153710425Limits356028402320200026601360A泵入口3(OPE)1141795-2126-18116801158240Limits356028402320200026601360B泵入口3(OPE)2519-21998715-2008360
表8 二次优化的弹簧支吊架表
节点个数型号垂直位移/mm弹簧热态荷载/N理论安装荷载/N弹簧刚度/(N·cm-1)水平位移/mm荷载变化/%1101TD30-147.525130001452020201.409121501TD30-127.1488000884311791.90811
(3)优化后各支架节点热态受力及位移见表9。为了解决支架节点916脱空的问题，在该节点的位置设置了一个小π型弯，增加管系柔性，使支架在节点916处避免脱空，满足跨距的要求，换热器管嘴Y方向上受力也随之减小。
表9 优化后各支架节点热态受力及位移
NodeFX/NFY/NFZ/NMX/(N·m)MY/(N·m)MZ/(N·m)DX/mmDY/mmDZ/mm1100-1300000000.4877.5251.3231200-169600008.99505.6671380-392300001.7590-5.2321404095-2604-258800010.500001500-800000001.8867.148-0.2863150-51800000-4.9430-9.4453400-629500006.70502.9893750-5339000014.899016.5153950-1211000002.53403.7505600-308200003.2570-0.2257600000003.2640.233-0.2569160-155100008.5540-16.795
(1)加氢进料泵的温度与压力都比较高，尤其是管嘴为顶进顶出的方式，采用常规的配管方式，虽然管道的柔性可以满足要求，但是管系热胀产生的位移相互作用，泵的管嘴受力很难满足2倍API610所规定的受力要求。满足动设备的管嘴受力是加氢进料泵管道的设计的关键问题[6]，因为必须对管系进行优化。
(2)利用CAESAR Ⅱ对管系进行应力分析，可以对比找出较优的配管方案。通过改变管子的走向，适当设置限位或者固定支架，可以在保证管系柔性的前提下，减小管系位移对泵管嘴受力的影响。
(3)弹簧支吊架不能单一根据软件计算结果而定，应参考计算出的载荷及位移，并根据现场实际情况选取[7]。
参考文献：
[1] 唐永进．压力管道应力分析[M]．2 版．北京：中国石化出版社，2003．
[2] 李东坡，姚腾飞，王杰.基于CAESARⅡ的火炬总管应力分析[J]．管道技术与设备，2016(2): 51-54．
[3] 彭林峰．加氢进料泵进出口管道设计探讨[J]．科技资讯，2012(34):75.
[4] 张德姜，王怀义，刘绍叶.工艺管道安装设计手册[M]．4版.北京:中国石化出版社，2009．
[5] Centrifugal pumps for petroleum，heavy duty chemical and gas industry services:API610[S].
[6] 张文华，张林青.高压加氢进料泵管道设计探讨[J]．石油化工设计，2009，26(4)：34-36.
[7] 刘宗旭．高温泵的配管及应力计算[J].当代化工，2016，45(5):1020-1022.
Stress Analysis of Hydrogenation Feed Pump Pipeline
LU Yang
(Cooec-Enpal Engineering Co., Ltd.， Qingdao 266061， China)
Abstract: In hydrogenation process, hydrogenation feed pump with high temperature and high pressure was needed. The moment and force of nozzle of the pump inlet and outlet need to comply with API610. So piping design of hydrogenation feed pump is very important. CAESAR II was used to analyze primary stress,secondary stress and nozzle stress of hydrogenation feed pump inlet and outlet pipeline in hydrogenation process The following conclusions were drawn that through changing the direction of pipeline and setting limit or fixing support, under the premise of ensuring piping flexibility , influence of piping displacement on nozzle of pump stress was reduced, thus a reasonable hydrogenation feed pump inlet and outlet pipeline design scheme was designed．
联系客服
