大型切焦泵的高精式轴向力平衡机构的制作方法
【技术领域】
[0001]本发明涉及一种泵类产品，具体是涉及一种切焦泵的轴向力平衡机构。
【背景技术】
[0002]随着重质化和劣质化原油的增加，随着减压深拔技术的发展，随着轻质油品需求量快速上升，原油深加工成为炼油行业的发展主攻方向。由于延迟焦化装置及其工艺具有工艺成熟、投资较低、操作成本较少和对原料适应性强的特点，使其在诸多原油深加工工艺中具有独特的优越性，并得到迅速发展。延迟焦化装置大型化是世界石油化工的必然发展趋势，因它具有明显的投资少、劳动生产率高和生产费用低的优点。延迟焦化装置的大型化包括其装置规模的大型化和焦碳塔的大型化。
[0003]在2014年以前，我国有100多套延迟焦化装置。最大规模为160万吨/年，最大焦碳塔径为Φ9.4米。2014年研制并于2015年在中国石化镇海炼化分公司一次投产成功的目前世界上最大型的切焦泵，装置规模为210万吨/年，焦碳塔径为Φ9.8米。其中一台切焦泵选用了国产产品，它是目前世界上最大型的切焦泵之一。包括进口产品在内的切焦泵，大多选用单平衡鼓结构来平衡其泵轴的轴向力，在回流工况(即最小流量)下使用时运行适应性较差；另外，很多情况下，强调了切焦泵在满负荷点的高效率的设计理念，而忽视部分负荷(例如切焦泵的回流工况)时的可靠性，使其水力特性不理想，表现在回流工况时的止推轴承温升急剧上升；严重的水力不稳定造成很大的泵轴振动和压力脉动，其数值远远高于额定工况时的对应值，运行不安全可靠。随着切焦泵的大型化和高压化，这种现象更为突出，因此原则上不允许在回流工况下长时间的运行，限制了使用范围。为了使新研发的目前最大型的切焦泵的技术更先进，在保证其基本性能不低于进口产品的前提下，对切焦泵的泵轴的平衡机构进行优化设计，使其包括回流工况在内所有工况运行时既安全又可靠是十分必要的。
【发明内容】
[0004]本发明的目的在于克服上述的不足，而提供一种能保证切焦泵在包括回流工况在内的各个运行工况下均安全、稳定、长时运行的大型切焦泵的高精式轴向力平衡机构。
[0005]本发明解决其技术问题所采用的技术方案是:大型切焦泵的高精式轴向力平衡机构，包括泵轴、装在泵端盖上的平衡套、平衡套压盖，在所述泵轴与平衡套、平衡套压盖之间装有平衡鼓盘，该平衡鼓盘依次通过间隔环、卡环、卡环压盖装在泵轴上；所述平衡鼓盘与平衡套之间、平衡鼓盘与平衡套压盖之间均具有节流间隙。
[0006]采用本发明结构后，在平衡鼓盘与平衡套之间的径向节流间隙起到平衡大部分的轴向力(约87%);平衡鼓盘与平衡套之间的轴向节流间隙起着平衡小部分轴向力作用(约12%);平衡鼓盘与平衡套压盖之间的径向节流间隙起着微调小部分轴向力的作用(约1% )。本发明适用于高压多级离心泵，特别适应大型延迟焦化装置使用，其在该延迟焦化装置的回流工况时运行很稳定；在回流、预充、钻孔、切焦四个工况的切换过程运行也很平稳。并同时具有较高的泵效。
【附图说明】
[0007]下面结合【具体实施方式】及附图对本发明进一步的详细说明。
[0008]图1为本发明的结构示意图。
[0009]图2为图1中的平衡鼓盘分别与平衡套、平衡套压盖之间具有节流间隙的结构示意图。
【具体实施方式】
[0010]如图1、图2所示，本发明大型切焦泵的高精式轴向力平衡机构(可简称平衡机构)，包括泵轴6、(通过定位销15)装在泵端盖13上的平衡套14、平衡套压盖11，在所述泵轴6与平衡套14、平衡套压盖11之间装有平衡鼓盘2，该平衡鼓盘2 (依次)通过间隔环
3、卡环4、卡环压盖5装在泵轴6上；所述平衡鼓盘2与平衡套14之间(即bl、b2)、平衡鼓盘2与平衡套压盖11之间(即bw)均具有节流间隙。也称为双平衡鼓和平衡盘联合结构形式(即双平衡鼓盘结构)。所谓双平衡鼓盘就是在平衡鼓盘和平衡套、平衡套压盖联合结构上，平衡鼓盘与平衡套之间的径向节流间隙bl起到平衡大部分的轴向力(约87%，这部分的平衡鼓盘称为小平衡鼓)，平衡鼓盘与平衡套压盖之间的径向节流间隙bw也起着微调小部分轴向力作用(约1%，这部分的平衡鼓盘称为大平衡鼓)；在双平衡鼓盘结构中的平衡鼓盘与平衡套之间的轴向节流间隙b2起着平衡小部分轴向力的作用(约12% )的水力结构。
[0011]其中，所述泵端盖13具有平衡液回液孔12。所述泵轴6(及平衡鼓盘2)的左侧为末级叶轮1，设为驱动侧；所述泵轴6 (及平衡鼓盘2)的右侧上装有推力盘9、主推力瓦8、副推力瓦10及调整环7等，设为非驱动侧。
[0012]本发明大型切焦泵的高精式轴向力平衡机构由静止和转动两大组件构成:其静止组件部分主要由安装在泵端盖13上的平衡套14、平衡套压盖11、“0”型密封圈16、定位销15、主推力瓦8、副推力瓦10等组成；其转动组件部分主要由安装在泵轴6上的平衡鼓盘2、间隔环3、(分半)卡环4、卡环压盖5以及泵轴6、推力盘9及调整环7等组成。将包括末级叶轮I在内的所有叶轮产生的总轴向力设为Fz，其方向朝驱动侧；包括平衡鼓盘2在内的高精式轴向力平衡机构产生的平衡力Fp与该总轴向力Fz方向相反，其方向朝非驱动侧。在常规水力设计计算时，均以额定工况参数为依据进行计算的，并在理论上使Fp = Fz。当切焦泵运行在不同工况时，则Fp幸Fz，而且当偏离额定工况越远时，Fp和Fz的差值越大，切焦泵轴承的承受载荷就越大，运行越趋于不稳定，这是基本趋势。
[0013]根据已定的泵性能和叶轮尺寸，计算额定工况下平衡机构前后的压力差ΛΡ值和平衡力Fp，并使Fp = Fz。现设平衡机构入口的压力为P1，其出口(回液孔)的压力为P4，平衡鼓盘与平衡套之间形成的空腔Q产生的压力为P2，平衡机构与泵端盖之间形成的压力为P3，其出口的液体与切焦泵入口压力区液体(压力为Po)连通(P4 = Po+0.05MPa)。则此平衡机构前后的压力差ΛΡ = Ρ1-Ρ4。此双平衡鼓盘结构的平衡区段可分三个(ΔΡ1+ΔΡ2+ΔΡ3)构成，即平衡鼓盘的小平衡鼓前后的压力降AP^AP1= Ρ2-Ρ1);平衡鼓盘前后的压力降ΔΡ2(ΔΡ2= Ρ3-Ρ2);平衡鼓盘的外圆大平衡鼓前后的压力降ΔΡ3(ΔΡ3 =P3-P4)。此双平衡鼓盘结构的平衡力由三部分组成，即Fp = FP1+Fp2+Fp3o其中，Fpi是小平衡鼓产生的平衡力(由AP1产生的)疋^是平衡鼓盘与平衡套之间形成的空腔Q产生的平衡力(由AP2产生的)；F P3是平衡鼓盘与平衡套压盖的径向节流间隙bw内产生的平衡力(由ΔΡ3产生的)。
[0014]因此，通过可以调整的FP2+FP3的数值，确定切焦泵的止推轴承负荷Fz，使其尽量小。由于切焦泵在非额定工况运行或在起动和停车时Fp幸Fz而产生的残余轴向力Fz由其止推轴承承受。为了尽量减小Fz值，在Fp和Fpi的数值一定的情况下，可以通过调整平衡鼓盘的轴向节流间隙b2值来实现。
[0015]根据已计算出的总压力差Λ P数值，根据使用条件，再兼顾切焦泵效率、稳定运行程度(特别是回流工况)和结构尺寸的合理性等综合因素进行分析、对比，进行优化设计。慎重确定AP1' ΛΡ2、八己与ΛΡ的比值关系。当所述平衡鼓盘2的前后压差AP2为总压差ΔΡ的12?16%时，在该切焦泵运行在