1检查情况
事故发生后，将该泵进行了解体检查，情况如下：
（1）叶轮与轴配合松动，叶轮内孔已磨损，直径方向扩大2mm。叶轮密封圈四周不均匀磨损，大磨损量达4mm。叶轮键槽啃坏，轮毂两边有裂纹。
（2）叶轮挡套已松动，起不到轴向固定的作用。挡套与叶轮间F－4密封垫片冷流变形。
（3）断裂部位在左挡套与叶轮之间靠近挡套键槽的地方，裂纹源离键槽近处。断口的宏观形貌可分为裂源区、疲劳扩展区和终断区三个区域。裂源发生在键槽边的应力集中处，整个断口属脆性断裂。
2分析讨论
2.1水力径向力的影响
我们知道，泵在设计工况下运行经济效益好，而且其蜗壳内的所有截面上沿叶轮出口圆周上压力分布是均匀的，叶轮出口的速度保持不变，流体是对称的。
当泵开停车或远离设计工况点运行时，蜗壳内压力平衡遭到破坏。
这一不平衡的压力作用到转子上，使轴承担由此而产生的径向推力，亦即水力径向力。泵的流量小时，径向力指向蜗室小截面方向；流量大时，径向力指向蜗室大截面方向；方向角分别约等于50度及240度。其数值由下经验公式给出：
P＝0.36＊［1－（Q／Qd）2］＊H＊B 2＊D2＊γ
式中：P???作用在叶轮上的径向力（公斤）；Q d???设计流量；Q???实际工作流量；H???泵的扬程；B 2???叶轮出口总宽度（包括前后盖板）米；D 2???叶轮外径；γ???液体重度（公斤／米3），（水的重度为1000公斤／米3）；随着生产负荷由四机增至六机，贫液循环量要求流量由150M 3／h控制在250～280M 3／h取小值，泵的叶轮宽度31mm～64mm取小值，叶轮外径Φ420，相关数据代入上式：P＝0.36＊［1－（250 2／150 2）］＊240＊0.031＊0.42＊1280 P＝2559.84公斤由此可知，泵的水力径向力是很大的。从宏观上看，径向力使泵轴产生弯曲，轴的弯曲挠度如超过叶轮密封圈等部件的设计间隙值，就会与泵壳发生接触磨损，同时泵壳的反作用力使泵轴产生振动。流量调节在设计工况流量前后，其径向力的大小和方向均发生变化，同样造成泵的振动。
从水力径向力对轴上的某一相对的任一微元来讲，泵轴每旋转一周，就受“拉－0－压”交变应
2改造后压缩机操作参数
“塔后分氨”，合成气入合成塔105D前只有169F起到过滤作用，油是合成塔催化剂的毒物，在入塔前必须除掉，否者会危害到合成塔。改造后机组选用的Windback密封，安全可靠、泄漏量低，保力循环。生产实践表明，在交变应力下工作的构件，即使大工作应力低于材料的屈服强度，经长期运转后，首先在表面上产生微观裂纹，并逐渐扩展到临界尺寸后，就会导致低应力脆断－机械疲劳破坏。
随着泵轴某一相位任一微元的应力循环，致使同相位的叶轮与挡套之间一张一合。张开时削弱了挡套的背紧力，当垫片上的残余压紧力小于保持密封所必须的小残余压紧力时，使F－4垫片发生残余变形过大而冷流。
2.2离心力的影响
设转子的质量为m，转子的质量偏心距为e，机器的固有频率为w，则在转子旋转时就会产生离心力mew 2.影响质量偏心因素有制造偏心，弹性变形，安装偏心和运行中产生的转子偏心。转子制造的允许偏心距常用线速度ea加以控制。对于安装和运行过程中由于转子松动、磨损等因素形成的偏心距是个随机变量，无法明确。
在静坐标系上看，离心力是旋转的，在它与径向力同相位时互相叠加，造成轴更大的弯曲，产生叠加的弯曲应力使轴的应力幅值和应力比发生变化。大量实验表明：应力每循环一次的疲劳裂纹扩展速度随应力比增大而增大，使构件疲劳寿命降低。
3事故的处理情况
鉴于贫液泵的损坏原因，为防止类似事故，我们采取如下措施：3.1改进叶轮的轴向背紧结构。
将叶轮挡套的键结构去掉，改成螺纹结构；直接用挡套轴向固定叶轮，再用轴套螺纹背紧防松。
3.2修复叶轮。将偏磨密封圈去掉，叶轮内孔光刀见亮两毂端打磨补焊，再光刀。
3.3转子每次组装后进行整体动平衡处理。通过以上措施使泵的振动情况大大改善，轴承处振幅为20u，运转非常平稳。
3.4多次改变泵轴材质。由原设计17－4PH沉淀型不锈钢，陆续改为45＃钢或40Cr，σb＝550MPa和17－7PHAl，σ＝900MPa后，但问题仍存在，即贫液泵泵轴运行周期一年左右即断裂报废。
4建议
对中、高速泵，水力径向力是不容忽视的！只有按照设计工况下稳定地操作，才是减少泵轴交变应力的根本措施。
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