基于Hilbert-Huang變換的混流泵流動誘導(dǎo)振動試驗

李 偉，季磊磊，施衛(wèi)東，楊勇飛，平元峰，張文全

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基于Hilbert-Huang變換的混流泵流動誘導(dǎo)振動試驗

李 偉，季磊磊，施衛(wèi)東，楊勇飛，平元峰，張文全

（江蘇大學(xué)國家水泵及系統(tǒng)工程研究中心，鎮(zhèn)江 212013）

混流泵水力誘導(dǎo)的機(jī)組振動是混流泵運(yùn)行失穩(wěn)的重要因素之一，為了研究混流泵水力激振誘導(dǎo)的機(jī)組振動情況，基于本特利408數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，測量獲得了空載和負(fù)載工況下混流泵泵體和泵體基座不同位置處的振動信號，通過希爾伯特-黃變換對原始振動信號進(jìn)行經(jīng)驗篩分分解，獲得了不同模函數(shù)分量的頻譜分布。研究結(jié)果表明，相比空載運(yùn)行，混流泵負(fù)載工況運(yùn)行時水力誘導(dǎo)的機(jī)組振動明顯加劇，但在不同方向上，水力激振引起的振動各不相同。方向上2個工況下的振動頻譜分布基本相似，而在方向、方向和混流泵底座上，負(fù)載工況下波形的頻帶分布變窄，能量分布較為集中，且方向的原始振幅要明顯大于方向，約為方向原始振幅的2倍。混流泵負(fù)載工況運(yùn)行時，低頻振動占據(jù)主要振動能量分布，使得不同模函數(shù)分量的主頻向低頻方向移動，水力誘導(dǎo)混流泵機(jī)組的振動以中低頻振動為主。該研究可為有效降低或防止混流泵水力誘導(dǎo)的機(jī)組振動惡化提供參考。

泵；振動；信號分析；混流泵；空載；希爾伯特－黃變換

0 引 言

混流泵廣泛應(yīng)用于農(nóng)業(yè)排灌、城市供排水、礦山、大型水利工程等領(lǐng)域。在混流泵機(jī)組的運(yùn)行過程中，總是存在著不同程度的振動，一方面是由于軸向平衡共振、轉(zhuǎn)子不平衡、安裝原因?qū)е碌臋C(jī)械振動，另一方面很多已經(jīng)確定的振動問題都與流動的大尺度振蕩有關(guān)。當(dāng)這些振動超過一定限度時，就會對設(shè)備造成不同程度的危害，不僅降低水泵效率，而且縮短了機(jī)組零部件的使用壽命，嚴(yán)重時甚至導(dǎo)致機(jī)組被迫停機(jī)[1-5]。

隨著水力機(jī)械單機(jī)容量和尺寸的增加，人們對流動誘導(dǎo)機(jī)組振動的研究越來越重視，許多文獻(xiàn)探討了非定常流動誘導(dǎo)的水力機(jī)械系統(tǒng)穩(wěn)定性問題[6-9]。在水輪機(jī)領(lǐng)域，張松松[10]研究了不同工況下額定功率為500 kW的小型混流式水輪發(fā)電機(jī)組的振動問題，研究發(fā)現(xiàn)在負(fù)荷變動的過程中，發(fā)電機(jī)內(nèi)部磁拉力不平衡，機(jī)組的軸線不直和對中不良，以及導(dǎo)葉開度變化造成的水力不平衡是導(dǎo)致軸心軌跡出現(xiàn)大范圍偏移的主要原因。Shi等[11]采用數(shù)值模擬的方法研究了非定常流動下導(dǎo)葉式水輪機(jī)內(nèi)部的壓力脈動特性，發(fā)現(xiàn)渦室內(nèi)壓力脈動的時域特性呈明顯的周期性變化；壓力脈動的主頻集中在低頻區(qū)域，并且是葉片通過頻率的2倍。孟龍等[12]發(fā)現(xiàn)機(jī)組同時存在轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡問題及間隙過大問題，根據(jù)軸心軌跡特性逐步調(diào)整上導(dǎo)及水導(dǎo)間隙。

然而，混流泵作為水力機(jī)械的一種，由于水力不穩(wěn)定誘導(dǎo)機(jī)組振動的研究文獻(xiàn)較少，大部分學(xué)者僅單純的關(guān)注了泵內(nèi)非定常流場結(jié)構(gòu)或僅單一的研究了泵不穩(wěn)定運(yùn)行時的振動特征[13-15]。施衛(wèi)東等[16]研究了高比轉(zhuǎn)速混流泵不同工況下的葉輪進(jìn)出口等位置的壓力脈動時域和頻域特性，研究結(jié)果表明混流泵最大壓力脈動發(fā)生在葉輪進(jìn)口前，泵運(yùn)行偏離最優(yōu)工況越遠(yuǎn)，葉輪進(jìn)口處壓力系數(shù)幅值越大。劉建瑞等[17]研究發(fā)現(xiàn)在相同流量下，徑向間隙越小，監(jiān)測點頻域振幅越大。李偉等[18]發(fā)現(xiàn)流量工況的改變影響了轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的不平衡量和不對中程度，并且隨著遠(yuǎn)離設(shè)計流量點，不平衡量引起的軸系工頻振動和不對中引起的水平方向振動不斷加劇。Wang等[19]研究發(fā)現(xiàn)，隨著流量的增大，壓力脈動的峰值逐漸減小，不同監(jiān)測點處壓力脈動的主頻為葉片通過頻率和其倍頻，而不同監(jiān)測點處的振動頻率為軸頻和其倍頻。

在振動信號的處理方面，希爾伯特-黃變換（Hilbert-Huang transform，HHT）是在傅立葉變換、小波變換等方法的基礎(chǔ)上構(gòu)建的一種信號時頻分析理論，它引入了固有模態(tài)和經(jīng)驗篩分（empirical mode decomposition，EMD）概念，能夠?qū)⒄駝有盘柗纸鉃橛邢薜木哂袑嶋H物理意義的本征模函數(shù)，并對每個本征模函數(shù)進(jìn)行Hilbert變換，得到每個本征模函數(shù)的瞬時頻譜，常用來對機(jī)械故障進(jìn)行診斷[20-22]。本文以導(dǎo)葉式混流泵為研究對像，在前期研究其內(nèi)部流動和軸系振動的基礎(chǔ)上[23-24]，基于本特利408數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)和希爾伯特-黃變換，對比分析了混流泵空載和負(fù)載運(yùn)行時的振動特性，探索混流泵水力非定常特性誘導(dǎo)的機(jī)組振動，為降低或防止混流泵運(yùn)行中的機(jī)組振動惡化提供參考。

1 試驗對象及試驗裝置

1.1 試驗對象

本文研究的導(dǎo)葉式混流泵模型的參數(shù)如下：流量opt=380 m3/h，揚(yáng)程=6m，轉(zhuǎn)速=1 450 r/min，比轉(zhuǎn)速s=480。葉片數(shù)=4，導(dǎo)葉葉片數(shù)d=7。葉輪進(jìn)口直徑in=92 mm，出口直徑out=121 mm試驗用混流泵模型泵如圖1所示。

圖1 混流泵模型

1.2 泵外特性試驗裝置

試驗測量在江蘇大學(xué)國家水泵及系統(tǒng)工程技術(shù)研究中心的250 mm不銹鋼軸（混）流泵閉式試驗臺上進(jìn)行，該試驗臺專門用于混流泵、軸流泵模型泵段及模型裝置試驗，試驗裝置系統(tǒng)如圖2所示。

1.增壓泵 2.渦輪流量計 3.出口閘閥 4.水箱 5.進(jìn)口閘閥 6.伸縮管 7.排氣孔 8.進(jìn)口測壓段 9.試驗泵段 10.扭矩儀 11.電機(jī) 12.排氣孔 13.出口測壓段 14.橡膠軟接頭

在試驗泵段進(jìn)、出口位置各安置一個麥克公司生產(chǎn)壓力變送器以便進(jìn)行揚(yáng)程的測量，壓力變送器為WT-1151型電容式壓力變送器；進(jìn)口測量用壓力變送器測量范圍為±100 kPa，精度為0.2；出口測量用壓力變送器測量范圍為0～600 kPa，精度為0.2。流量測量采用上海自儀九生產(chǎn)的公稱壓力為1.6 MPa，精度為0.5的LWGY-250型渦輪流量計。采用上海良標(biāo)智能終端股份有限公司生產(chǎn)的精度為0.2級的ZJ型轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速測量儀測量模型泵的軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩和軸功率，轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速測量儀測量誤差為±0.2%。測試系統(tǒng)達(dá)到1級精度要求。

2 振動數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)與信號分析方法

2.1 振動數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)

按照試驗要求搭建好實驗臺并連接好數(shù)據(jù)采集和檢測系統(tǒng)。將本特利加速度傳感器接入本特利408數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)。試驗采用本特利公司生產(chǎn)的200350加速度傳感器進(jìn)行振動信號的采集，該傳感器靈敏度系數(shù)為100，頻率范圍0.5～10 kHz，傳感器頭部有電磁鐵，使用時直接將傳感器貼于待測位置即可。為了獲得混流泵泵體在不同方向上的振動特性，在泵體環(huán)形渦室的對稱中心處、靠近轉(zhuǎn)軸處和泵體基座上設(shè)置了傳感器進(jìn)行監(jiān)測，傳感器的現(xiàn)場布置如圖3所示。傳感器輸出的信號由本特利408數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)進(jìn)行采集和后處理，該系統(tǒng)由408動態(tài)信號處理儀器（DSPi）以及ADRE Sxp軟件構(gòu)成。其中，ADRE Sxp軟件可進(jìn)行各種信號的幅值分析、頻譜分析、變化趨勢分析等，還可通過自選擇濾波繪制伯德圖和頻譜圖以及軸心軌跡等各種試驗結(jié)果分析曲線。

1.模型泵 2.電機(jī) 3. Y方向振動傳感器（CH2） 4.底座上振動傳感器（CH4） 5. X方向振動傳感器（CH1） 6. Z方向振動傳感器（CH3） 7.本特利408數(shù)據(jù)采集系統(tǒng) 8.壓力變送器

首先，進(jìn)行額定負(fù)載工況下的試驗。在試驗開始階段，將出口閥門全開，先啟動泵類產(chǎn)品測試系統(tǒng)并調(diào)試好軟件，開始記錄數(shù)據(jù)，再啟動電機(jī)，調(diào)節(jié)出口閥門，使流量計讀數(shù)達(dá)到設(shè)計工況點并且穩(wěn)定在380 m3/h，轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在1 450 r/min時，分別獲取能量性能參數(shù)，隨后啟動并觸發(fā)本特利408數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，開始記錄泵體的振動信號。關(guān)閉電源停機(jī)，待管路內(nèi)流體重新穩(wěn)定，重新將出口閥門全開，進(jìn)行上述3次重復(fù)性試驗，并記錄試驗數(shù)據(jù)。在相同運(yùn)行條件下進(jìn)行空載試驗，關(guān)閉混流泵上下游管道閥門，并將泵體內(nèi)的水排盡，振動信號采集方法與負(fù)載試驗時相同。

2.2 振動信號的分解和變換

HHT變換是基于信號局部特征，自適應(yīng)地篩選出模函數(shù)分量，克服了小波變換中選擇小波基的困難[25]。同時，它可以在時間和頻率同時達(dá)到很高的精度，克服了傳統(tǒng)的傅里葉變換只能得到信號某一段時間內(nèi)頻率的均值，無法準(zhǔn)確描述頻率-時間變化的缺陷。HHT變換通過生成復(fù)解析信號，得到復(fù)平面上具有明確解析意義的瞬時頻率[26-28]。故本文采用Hilbert-Huang變換對獲得的振動信號進(jìn)行處理。

EMD是用波動上、下包絡(luò)平均值確定“瞬時平衡位置”的方法，分解過程相當(dāng)于對原始信號進(jìn)行分頻濾波，最終得到不同頻段的特征信號。對于任意時間序列()經(jīng)過EMD分解，可以得到一系列模函數(shù)分量，其表達(dá)式如式（1）所示。

式中本征模式函數(shù)1()、2()、···、c()分別表示原始信號中所有頻率下由高頻到低頻的信號成分；余量r()表示信號的趨勢項或漂移。

在任意的某一時間序列()時，Hilbert-Huang變換()可表示為

構(gòu)造解析函數(shù)

式中()和()分別稱為信號()的瞬時振幅和瞬時相位。其中

由瞬時相位可得信號的瞬時頻率（）

在進(jìn)行Hilbert-Huang變換之后，各模函數(shù)分量可以轉(zhuǎn)化為信號對應(yīng)的以時間為變量的瞬時振幅和瞬時頻率。由于Hilbert-Huang變換對局部特性的要求較高，所以應(yīng)去除所分析信號在頻域中的虛假成分。以時間和頻率為自變量，振幅為因變量，就能得到Hilbert-Huang幅值譜(,)，即

式中表示取實部；a()，ω()是以時間為變量函數(shù)，可以構(gòu)成時間、頻率、幅值的三維時頻譜圖。

3 試驗結(jié)果與分析

3.1 能量性能試驗結(jié)果

獲得混流泵模型3組試驗外特性數(shù)據(jù)，如圖4所示。通過試驗結(jié)果可知，所進(jìn)行的3次試驗所得的揚(yáng)程和效率曲線基本一致，揚(yáng)程的最大誤差在3%以內(nèi)而效率誤差在2%以內(nèi)，證明了本次試驗可重復(fù)性好，試驗所得結(jié)果可靠性高。

3.2 機(jī)組振動信號的EMD分解

測試得到了混流泵在設(shè)計流量工況和空載運(yùn)行下泵體的（CH1）、（CH2）、（CH3）3個方向上的振動信號以及泵體底座上的振動信號（CH4），通過對4個加速度傳感器所得信號進(jìn)行希爾伯特-黃變換，得到了不同傳感器所對應(yīng)的EMD分解圖（未全部標(biāo)出），如圖5所示。

注：Q為試驗流量工況，m3·h-1；Qopt為設(shè)計流量工況，m3·h-1。

由圖5可知，從原始信號可以看出，在負(fù)載工況下，各個傳感器所采集的信號的幅值均有所增加，尤其是泵體上方向、方向和底座上的振動明顯增大，而在方向上，振動增加不明顯，從2個流量工況下方向傳感器對應(yīng)的EMD分解圖可以看出，和空載運(yùn)行時相似，混流泵在設(shè)計流量工況下運(yùn)行時，方向上各個模函數(shù)分量的曲線較為相似，說明混流泵在運(yùn)行時，水力激振對方向上的振動影響較小，這和混流泵的安裝形式和出口方向有關(guān)。從2個流量工況下方向和方向傳感器對應(yīng)的原始振動信號和其EMD分解圖可以看出，混流泵在空載運(yùn)行時，其泵體在2個方向上的振動幅值較小，而當(dāng)混流泵運(yùn)行在負(fù)載工況時，2個方向上的振幅均明顯增大，呈條帶狀分布，并且方向的原始振幅要明顯大于方向，約為方向原始振幅的2倍。同時，方向EMD分解圖上對應(yīng)的各模函數(shù)分量和剩余項的振幅也均要大于相應(yīng)的方向上的各分量幅值。

在泵體底座上，雖然傳感器所測方向和方向相同，但其原始振動的幅值卻略小于方向的振幅，這是由于泵體底座和試驗臺的接觸面積較大，泵體上振動傳遞到底座上有所減弱，因而振幅相對較小。由于在負(fù)載工況下方向上的振幅明顯增大，因此，對比方向上空載工況和負(fù)載工況下的各模函數(shù)分量和剩余項的振幅可知，隨時間的變化，負(fù)載工況下各模函數(shù)分量的振幅在一段時間內(nèi)存在周期性，各個波峰值和波谷值出現(xiàn)的頻次較高且相鄰波峰值和波谷值的差值相差不大，而空載工況下各模函數(shù)分量的振幅在不同時間段內(nèi)會出現(xiàn)極值，并且波峰值和波谷值相差較大。因此，在負(fù)載工況下，混流泵泵體的整體振動幅值明顯增加，而在空載運(yùn)行下，雖然整泵的振幅較小，但會出現(xiàn)振動極值。綜上所述，混流泵在負(fù)載運(yùn)行時，其水力誘導(dǎo)的機(jī)組振動明顯加劇，EMD分解圖上各模函數(shù)分量上和剩余項的振幅也明顯增加，但在不同方向上，水力激振引起的振動幅值各不相同。

圖5 振動信號EMD分解圖

3.3 設(shè)計工況和空載工況下頻譜分析

獲得了不同模函數(shù)分量的頻譜分布（未全部標(biāo)出），如圖6所示。混流泵空載和額定工況載荷下振動原始信號頻譜較為復(fù)雜，除主頻信號及前幾階分頻信號外，其余信號大多被寬頻信號所覆蓋，難以看出其頻譜信號特征。經(jīng)EMD分解后，各階模函數(shù)的頻譜分布由模函數(shù)1到殘余項11，主頻呈逐漸降低趨勢。結(jié)合圖5可知EMD成功的將振動信號按頻率高低按降序分解出來，其中殘余項11與模函數(shù)11頻率分布主要集中于零附近，其所對應(yīng)模函數(shù)信號周期性也不明顯，可判定此兩項為分解中產(chǎn)生的虛假分量[29]，對于混流泵振動信號分析不具有參考意義。模函數(shù)9附近模量的頻譜主要成分為軸頻（24.16 Hz）以下的低頻信號，這部分信號主要對應(yīng)于葉輪與導(dǎo)葉內(nèi)部液體回流以及漩渦結(jié)構(gòu)等低頻流動現(xiàn)象。模函數(shù)5~模函數(shù)7模量的頻譜能量較高且分布較為集中，對應(yīng)信號主要來源于轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動以及葉輪與導(dǎo)葉葉片之間的動靜干涉。模函數(shù)1~模函數(shù)3模量的頻譜主要反應(yīng)機(jī)械的高頻信號，根據(jù)文獻(xiàn)[30]中結(jié)論，這部分信號對機(jī)組的不穩(wěn)定以及故障較為敏感。

混流泵在空載時，在不同位置處的頻譜分布基本相似，原始信號頻譜分布的幅值約為0。而混流泵在負(fù)載工況時，各個傳感器的頻譜分布各不相同。在方向上，2個工況下混流泵的振動頻譜分布基本相似，不同模函數(shù)分量的頻譜分布也基本一致，說明水力激振對方向上的振動影響較小。相比混流泵空載時的頻譜分布，在負(fù)載工況下，方向上原始信號對應(yīng)的頻譜幅值波動較大，頻譜分布較為雜亂，分頻成分較多，隨著模函數(shù)分量的增大，各分量下波形的主頻從高頻向低頻移動。同時，對比2個工況相對應(yīng)的模函數(shù)分量可知，在不同模函數(shù)分量下，負(fù)載工況波形的頻域分布范圍略有縮減。對比方向上空載工況和負(fù)載工況下的各模函數(shù)分量和剩余項的頻譜分布可知，在模函數(shù)1～模函數(shù)3分量下，各個模函數(shù)分量的振動頻譜出現(xiàn)明顯區(qū)別，在空載工況下，3個分量下的振動幅值在600 Hz附近有最高值，而在負(fù)載工況下，這3個模函數(shù)分量下的振動極值從900向300 Hz方向偏移，在其他模函數(shù)分量下，振動頻譜的極值均出現(xiàn)在200 Hz內(nèi)，說明混流泵在負(fù)載工況下，水力誘導(dǎo)振動以中、低頻振動為主。在方向上的振動頻譜分布和方向趨勢類似，均是隨著模函數(shù)分量的增大，頻域波形的主頻從高頻向低頻移動。同時，相比空載工況，在相同分量下，波形的頻帶分布變窄，能量分布較為集中，說明水力誘導(dǎo)的機(jī)組振動加劇了泵體的振動，并且水力振動使得振動主頻向低頻移動，這是水力誘導(dǎo)泵體振動最直觀的體現(xiàn)。在原始振動波形的頻譜分布中，在200～600 Hz內(nèi)振動頻譜的幅值較高，說明該頻段內(nèi)，振動的能量分布較多，水力誘導(dǎo)泵體振動較強(qiáng)。在泵體底座上，從原始信號的頻譜分布可以看出，在0～400 Hz內(nèi)，負(fù)載工況下原始波形頻譜分布的幅值較高，約為其他頻率下幅值的2倍，說明水力因素導(dǎo)致的混流泵底座的振動基本是低頻振動。綜上所述，混流泵在負(fù)載運(yùn)行時，水力誘導(dǎo)振動對泵體的影響較為明顯，低頻振動占據(jù)主要振動能量分布，使得不同模函數(shù)分量的主頻向低頻方向移動，水力誘導(dǎo)混流泵機(jī)組的振動以中、低頻振動為主。

圖6 不同模函數(shù)分量的頻譜分布

4 結(jié) 論

1）通過對原始振動信號進(jìn)行希爾伯特-黃變換可知，混流泵在負(fù)載運(yùn)行時，水力誘導(dǎo)的機(jī)組振動明顯加劇，但在不同方向上，水力激振引起的振動各不相同，方向、方向和底座上的振動明顯增大，而在方向上，振動增加不明顯。

2）混流泵空載運(yùn)行時，在不同位置處的頻譜分布基本相似，原始信號頻譜分布的幅值約為0。而在負(fù)載工況運(yùn)行時，方向上2個工況下的振動頻譜分布基本相似，在方向、方向和混流泵底座上，波形的頻帶分布變窄，能量分布較為集中，水力誘導(dǎo)的機(jī)組振動加劇了泵體的振動。

3）混流泵在負(fù)載運(yùn)行時，低頻振動占據(jù)主要振動能量分布，使得不同模函數(shù)分量的主頻向低頻方向移動。水力誘導(dǎo)混流泵機(jī)組的振動以中低頻振動為主。因此，減弱混流泵負(fù)載運(yùn)行時的中低頻振動是提高混流泵運(yùn)行穩(wěn)定性的關(guān)鍵。

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Experiment of flow induced vibration of mixed-flow pump based on Hilbert-Huang transform

Li Wei, Ji Leilei, Shi Weidong, Yang Yongfei, Ping Yuanfeng, Zhang Wenquan

(,,212013,)

The vibration induced by flow is one of the important factors to the instability of the mixed-flow pump. With the increase of the capacity and the size of mixed-flow pumps, the vibration of the hydraulic components attracts more attention from researchers and engineers. In order to study the vibration of mixed-flow pump induced by hydrodynamic force, based on the Bentley 408 data acquisition system, vibration signals in 3 directions (,and) on the base under unloaded and designed flow conditions of the mixed-flow pump are tested and then analyzed using Hilbert-Huang transform (HHT). The original vibration signal is decomposed by EMD (empirical mode decomposition) using the Hilbert-Huang transform, and the spectral distribution of the different mode function components is obtained. The decomposed signal contains intrinsic modulus with 11 different orders and one residual. The acquired intrinsic modulus represents vibration signal with different frequencies, except the Intrinsic mode function 11 and the residual, which show no periodic characteristics. The results show that the vibration under loaded condition is significantly increased compared with the unloaded operating condition, but the vibrations caused by the hydraulic excitation differ in different directions. When the mixed-flow pump is working under designed operating condition, the low frequency vibration occupies the main vibration energy distribution, making the main mode of the different mode function components move to the low frequency direction, and the hydraulic induced vibration is dominated by the middle and low frequency vibration. In thedirection, the vibration spectrum distribution is similar in the 2 cases, while in theanddirection and on the base of mixed-flow pump the frequency distribution of the waveform is narrowed and the energy distribution is concentrated under loaded condition. Under both loaded and unloaded conditions, the main frequency of the spectrum moves toward the low frequency region with the increase of the modulus order. The difference of the frequency spectrum under loaded and unloaded conditions is more obvious for the intrinsic modulus with lower order, namely Intrinsic mode function 1-3. Under unloaded condition, frequency spectrum of the Intrinsic mode function 1-3 reaches the highest value near 600 Hz; while under loaded operating condition, the position for the peak values moves from 900 to 300 Hz for the spectrum of the intrinsic modulus of the first 3 orders. For the other intrinsic moduli, the peak of the frequency spectrum is distributed below 200 Hz, which indicates that the vibration induced by flow is mainly composed of low and middle frequency vibrations. Compared with the frequency spectrum of vibration signal under unloaded condition, the distribution of vibration spectrum under loaded operating condition is narrower, and the power distribution of the vibration is more concentrated, indicating that the vibration induced by flow increases the vibration of the pump and the hydraulic vibration makes the main frequency of the pump vibration move toward the low frequency region in the frequency spectrum. In the original spectrum under loaded operating condition, the amplitude of the vibration spectrum is higher in the region of 200-600 Hz, which indicates that the vibration power is high in this frequency section, and the vibration caused by hydraulic force is greater there. According to the original vibration signal on the base of the pump, it was found that in the frequency region from 0 to 400 Hz, the amplitude of the vibration spectrum under loaded operating condition is 2 times higher than that of other frequencies, which indicates that low frequency vibration occupies the vibration on the base of the mixed-flow pump. The research results have important engineering application value and theoretical guidance for effectively reducing or preventing the vibration of mixed-flow pumps.

pumps; vibrations; signal analysis; mixed-flow pump; unloaded condition; Hilbert-Huang transform

10.11975/j.issn.1002-6819.2018.02.007

TH313

A

1002-6819(2018)-02-0047-08

2017-07-02

2017-12-08

國家自然科學(xué)基金項目（51679111、51579118）；江蘇省自然科學(xué)基金項目（BK20161472）；江蘇高校優(yōu)勢學(xué)科建設(shè)工程資助項目（PAPD）

李 偉，博士，研究員，博士生導(dǎo)師，主要研究方向為流體機(jī)械（泵）的優(yōu)化設(shè)計、流場計算和動力學(xué)特性研究。Email：lwjiangda@ujs.edu.cn

李 偉，季磊磊，施衛(wèi)東，楊勇飛，平元峰，張文全. 基于Hilbert-Huang變換的混流泵流動誘導(dǎo)振動試驗[J]. 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報，2018，34(2)：47－54. doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2018.02.007 http://www.tcsae.org

Li Wei, Ji Leilei, Shi Weidong, Yang Yongfei, Ping Yuanfeng, Zhang Wenquan. Experiment of flow induced vibration of mixed-flow pump based on Hilbert-Huang transform[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2018, 34(2): 47－54. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2018.02.007 http://www.tcsae.org