雙吸離心泵多工況振動特性試驗

陳建華， 黎義斌， 劉 欣

(1. 江蘇大學 國家水泵及系統(tǒng)工程技術研究中心， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013； 2. 蘭州理工大學 能源與動力工程學院， 甘肅 蘭州 730050)

離心泵廣泛應用于城市給排水、農(nóng)田灌溉、消防安全和水利工程等領域，在國民經(jīng)濟建設中具有舉足輕重的作用.離心泵在運行過程中產(chǎn)生振動，特別在偏離設計工況下，轉子所受的周期性徑向力或軸向力作用使振動更加顯著[1-2].長期的超負荷振動不僅會降低泵的運行效率，而且影響機組零部件的使用壽命.因此，研究離心泵在多工況運行時的振動特性具有重要意義.

蔣愛華等[3]認為流體振動主要由壓力脈動、汽蝕、水錘效應、湍流、流固耦合以及偏工況下的不穩(wěn)定流動等引起.楊敬江等[4]應用數(shù)值模擬方法分析了雙蝸殼離心泵空化流動對隔舌部位壓力脈動特性的影響，進一步闡明了空化流動誘導泵振動產(chǎn)生噪聲的機理.F. MENZLER等[5]指出流體誘發(fā)的振動既包括與葉輪通過頻率成倍數(shù)的振動與噪聲，也包括帶頻振動與噪聲.尹江南等[6]選用某6葉片單級單吸離心泵為研究對象，對葉輪磨損后葉片進口邊的振動特性進行試驗，并進行了不同磨損程度下泵的徑向、縱向、軸向和基座方向的振動信號時頻分析.王新海等[7]基于Kriging模型研究了立式船用離心泵浮筏參數(shù)對泵振動特性的影響.楊波等[8]應用VOF(volume of fluid)兩相流模型和k-ε湍流模型,并結合網(wǎng)格滑移技術對外混式自吸泵的自吸過程進行了非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬,同時測量了自吸過程中葉輪及蝸殼內(nèi)的壓力變化，闡明了自吸泵的自吸機理.陳長盛等[9]研究了轉速、流量變化對船用離心泵振動的影響，指出離心泵振動水平與轉速的4～9次冪成正比，流量變化對低、高頻段振動的影響比中頻段更為明顯.對于大型泵轉子系統(tǒng)而言，由于力的作用引起的動態(tài)力和軸系振動較大，但軸承、機殼的剛度和阻尼也較大，經(jīng)軸承和機殼傳遞后，在軸承體上測得的振動值將顯著低于實際值，所以軸承或機殼上的振動值并不能準確反映轉子振動幅值[10-11]，故需要對泵的軸系振動特性進行深入研究.

筆者采用LMS Test.Lab測試系統(tǒng)對某雙吸離心泵在不同流量和轉速下運行時的殼振和軸振進行測試，通過頻譜圖、瀑布圖及軸心軌跡圖等方法研究流量、轉速對離心泵振動特性的影響，為降低離心泵的振動提供一定參考.

1 泵振動試驗裝置及測量方法

振動幅值可反映離心泵受到的激振力大小，即反映泵運行狀況的好壞.目前常用總振幅來衡量泵運行的穩(wěn)定性，評定方法有2種：一種是軸承的振動評定，利用接觸式傳感器(加速度傳感器或速度傳感器)放置在軸承座上進行測試；另一種是軸的振動評定，利用非接觸式傳感器(電渦流式位移傳感器)測量軸相對于機殼的振動值.評定參數(shù)可用振動烈度(速度均方根值，代表振動能量的大小)、振動位移峰-峰值表示.

1.1 泵振動試驗裝置

雙吸離心泵性能參數(shù)為Qd=3 300 m3·h-1，揚程Hd=856 m，轉速n=5 215 r·min-1.葉輪為雙吸葉輪，葉片數(shù)Z=5片.采用油潤滑滑動軸承，泵軸與電動機通過液力耦合器相聯(lián).

采用比利時LMS國際公司生產(chǎn)的LMS Test.Lab 16通道振動模態(tài)測試分析系統(tǒng)測量該離心泵在變流量、變轉速工況下軸承體振動值、軸振值及軸心軌跡圖.該系統(tǒng)由SCADAS Mobile Frontend 數(shù)據(jù)采集前端和Test.Lab Software振動模態(tài)測試分析軟件2部分組成.數(shù)據(jù)采集前端最大采樣率為204.8 kHz，支持固定采樣、階次跟蹤、倍頻程濾波和角度域分析功能.測試采用6個333B30型ICP單軸加速度傳感器(靈敏度為100 mV·g-1，量程為10 V)和2個CWY-DO-501型電渦流位移傳感器(靈敏度為10 mV·μm-1，量程為1 mm，探頭直徑為4.5 mm，頻率響應為DC-5 kHz，分辨率為1 μm(測軸振)).搭建的測試裝置如圖1所示.

圖1 現(xiàn)場測試裝置

測點布置如圖2所示，測點1和2分別布置在驅動端、非驅動端軸承體上，每個測點分別沿x(軸向)、y(水平)和z(豎直)3個方向各布置1個加速度傳感器，測點3布置于非驅動端軸承體靠內(nèi)側端面，通過工裝夾具將2個電渦流傳感器相互成90°固定在非驅動端軸承體內(nèi)側端面上(分別命名為位置1和位置2)，并調(diào)整電渦流傳感器與軸外表面的初始間距在0.3到0.5 mm范圍內(nèi).

圖2 測點布置圖

1.2 泵振動測量方法

試驗采用2組非接觸式的電渦流振動位移傳感器進行間隔90°方向上的振動測量，利用振動分析儀對2組信號進行合成可得到軸心軌跡.非接觸式的電渦流振動位移傳感器固定在軸承體端面上，軸振動時，軸與電渦流振動位移傳感器之間的間隙發(fā)生變化，電渦流振動位移傳感器產(chǎn)生相應的電壓變化，并把信號傳遞到振動分析儀進行分析.

測試開始前先暖機，雙吸離心泵在設計工況下運行1 h.測試開始時，首先將流量調(diào)至1 650 m3·h-1(0.5Qd)并運行5 min，記錄1組殼振和軸振數(shù)據(jù)；再依次調(diào)節(jié)流量分別為2 310 m3·h-1(0.7Qd)、3 300 m3·h-1(1.0Qd)、3 630 m3·h-1(1.1Qd)和3 960 m3·h-1(1.2Qd)，記錄試驗數(shù)據(jù)；然后依次調(diào)節(jié)轉速分別為5 215、4 500、3 500、2 500、1 500 r·min-1，記錄試驗數(shù)據(jù)；完成所有測試后，停止運行，進行數(shù)據(jù)處理和分析.

2 試驗結果與分析

2.1 泵殼振測試結果

雙吸離心泵在額定轉速下不同流量工況時的殼振測試曲線如圖3所示，整體上，流量對殼振振動烈度有一定的影響，殼振振動烈度隨流量的增大出現(xiàn)一定的波動，不同測點不同方向振動烈度的變化幅度不同；測點1和測點2的x方向振動烈度隨流量的增大呈先減小后增大的趨勢，在1.1Qd工況時振動烈度最小，但測點2的x方向殼振振動烈度的變化趨勢比測點1的x方向更明顯；徑向殼振振動烈度變化趨勢與軸向不同；測點1和測點2的y方向、z方向殼振振動烈度隨流量的增大呈先減小后增大再減小的趨勢，在0.7Qd工況時殼振振動烈度最小，在設計點流量時殼振振動烈度最大，超過設計點流量后，測點1和測點2的y、z方向殼振振動烈度變化趨勢略有不同.而在0.6Qd、0.8Qd和0.9Qd工況下，由于工作量及時間限制，測點1、2沿著3個方向的振動烈度并未做試驗.

圖3 不同流量比下測點1、2沿3個方向的振動烈度

流量對殼振振動烈度的影響較為復雜，流量的變化引起葉輪徑向力和軸向力的變化，同時流量的變化也引起流體流態(tài)的變化，這些都會對振動產(chǎn)生影響.振動是一個綜合指標，高效點并不意味著振動最小，圖3中各測點各方向振動烈度最小的點均不在高效點.

雙吸離心泵在額定流量下不同轉速運行時的殼振測試曲線如圖4所示，整體上，轉速對殼振振動烈度有很大的影響，振動烈度隨轉速的增大而增大(并不是線性關系)，這一趨勢在測點1和測點2的x、y、z方向上均有體現(xiàn)，但各測點不同方向振動烈度的變化又略有不同；測點1和測點2的z方向振動烈度最大，轉速從1 500 r·min-1增大至5 215 r·min-1時，振動烈度分別增大了約5.0倍和2.8倍；測點1和測點2的y方向振動烈度略高于x方向，轉速從1 500 r·min-1增大至5 215 r·min-1時，振動烈度均增大了約4.0倍；測點1和測點2的x方向振動烈度最小，轉速從1 500 r·min-1增大至5 215 r·min-1時，振動烈度分別增大了4.6倍和2.3倍.

軸是泵殼振動的激勵源，轉速大小反映了激勵源激勵能量的大小，也意味著振動能量的大小，而振動烈度體現(xiàn)的是振動能量，所以轉速對殼振振動烈度大小具有直接影響.

2.2 泵軸振測試結果

雙吸離心泵在額定轉速下不同流量工況時的軸振位移峰值曲線如圖5所示，整體上，流量對軸振有很大影響，在高效流量點之前，軸振隨流量的增大呈先減小后增大的趨勢，高效流量點之后軸振出現(xiàn)波動；從0.5Qd到0.7Qd工況，位置1和位置2的軸振位移均有少量減?。粡?.7Qd到高效流量點，位置1和位置2的軸振位移變化均很大，分別增加了約3.6倍和4.0倍；高效流量點后，位置1的軸振位移呈先增大后減小的波動，位置2的軸振位移呈先減小后增大的波動，兩者波動幅度均不大；軸振隨流量的變化趨勢與殼振徑向變化趨勢一致，但在從0.7Qd增大到高效流量點的這一段，軸振變化幅度更大.而在0.6Qd、0.8Qd和0.9Qd工況下，由于工作量及時間限制，位置1和位置2的軸振結果并未做試驗.

圖5 不同流量比下的軸振測試結果

流體流量的變化，導致流態(tài)變化以及徑向力變化，直接作用在軸上，表現(xiàn)為軸振位移的變化，軸振傳遞到軸承座上，因受軸承座剛度、泵殼結構形式等影響，呈現(xiàn)更為復雜的變化.

雙吸離心泵在額定流量下不同轉速時的軸振測試結果如圖6所示，整體上，轉速對軸振的影響較大，隨著轉速的增大，軸振位移增大；位置1的軸振位移在轉速從1 500 r·min-1增大至2 500 r·min-1時基本沒有變化，而從2 500 r·min-1增大至5 215 r·min-1的過程中大致呈線性增長趨勢；位置2的軸振位移在轉速從1 500 r·min-1增大至5 215 r·min-1的過程中逐漸增大，變化趨勢大致呈開口向上的二次曲線；軸振隨轉速的變化趨勢與殼振隨轉速的變化趨勢相似，但更為明顯.

圖6 不同轉速下的軸振測試結果

轉速的增大意味著激勵源激勵力增大，直接作用在軸上，表現(xiàn)為軸振位移增大.而殼振還受軸承剛度、軸承座剛度、泵體結構形式、底座以及連接螺栓松緊等因素綜合影響，則振動從軸傳遞到軸承體上后，也將產(chǎn)生一些波動，變化趨勢更為復雜.

2.3 泵殼振頻譜圖

對殼振測試的數(shù)據(jù)進行FFT變換，得到殼振頻譜圖.將不同流量及轉速下的殼振頻譜放在一起，組成了殼振三維頻譜圖.不同流量時驅動端軸承體和非驅動端軸承體沿x、y、z方向的殼振頻譜分別如圖7、8所示.

圖7 不同流量比下驅動端軸承體x、y、z方向的頻譜圖

圖8 不同流量下非驅動端軸承體x、y、z方向的頻譜圖

從圖7可以看出：驅動端軸承體x、y、z方向的振動烈度在工頻(86.9 Hz)、1倍葉片通過頻率(434.5 Hz)和2倍葉片通過頻率(869.0 Hz)的分量較大；x方向以2倍葉片通過頻率為主要振動分量，隨流量的增大呈先增大后減小的趨勢，在高效流量點處2倍通過頻率振動烈度分量達到最大值(5.50 mm·s-1)；y方向以2倍葉片通過頻率為主要振動分量，隨流量的增大先增大后減小，在高效流量點處2倍葉片通過頻率振動分量達到最大值(3.76 mm·s-1)；z方向以工頻為主要振動分量，隨流量的增大呈先增大后減小的趨勢，在高效點處工頻振動分量達到最大值(10.24 mm·s-1)；驅動端軸承體x、y、z方向主要振動分量變化趨勢大致一致，其中z方向振動較x、y方向大，3個方向均存在著400～600 Hz范圍內(nèi)的流致振動.

從圖8可以看出：非驅動端軸承體x、y、z方向的較大振動烈度分量所對應的頻率各不相同，其中x方向以低頻分量為主，1/4倍頻振動烈度分量為主要分量，變化趨勢為先減小后增大，0.5Qd最大(9.17 mm·s-1)，高效流量點處最小(0.43 mm·s-1)，1/2倍頻和工頻振動烈度分量也較大，x方向存在較多流致振動(譜線頻帶較寬)；y方向以工頻振動分量為主，呈先增大后減小的趨勢，其中1.1Qd時振動分量最大(6.84 mm·s-1)，2倍頻、2倍葉片通過頻率振動分量較大，另外還存在600～700 Hz范圍內(nèi)的流致振動分量；z方向以工頻振動分量為主，呈先增大后減小的趨勢，在高效流量點處振動分量最大(10.24 mm·s-1)，4倍頻、2倍葉片通過頻率和2倍頻振動分量也較大，流致振動頻帶范圍較寬.

不同轉速時驅動端軸承體和非驅動端軸承體沿3個方向x、y、z的殼振頻譜分別如圖9、10所示.

圖9 不同轉速時驅動端軸承體x、y、z方向的頻譜圖

圖10 不同轉速時非驅動端軸承體x、y、z方向的頻譜圖

從圖9可以看出：驅動端軸承體x、y、z方向的振動譜圖比較相似，低轉速(1 500 r·min-1)時的振動較小，2 500，3 500和5 215 r·min-1的振動分量以2倍葉片通過頻率為主，呈先增大后減小的趨勢，在3 500 r·min-1時,z方向2倍葉片通過頻率對應的振動幅值最大(12.67 mm·s-1)，在4 500 r·min-1和5 215 r·min-1時存在較多的流致振動，頻帶較寬.

從圖10可以看出：非驅動端軸承體x、y、z方向的振動烈度分量主要在轉頻、1倍葉片通過頻率和2倍葉片通過頻率；轉頻對應的振動分量隨轉速的增大而增大，1倍葉片通過頻率對應的振動分量呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢，在4 500 r·min-1時最大，2倍葉片通過頻率處的振動分量也呈先增大后減小的趨勢，在3 500 r·min-1(x、y方向)或2 500 r·min-1(z方向)時達到最大；整體上，低轉速時，以2倍葉片通過頻率為主要分量，高轉速時以轉頻為主要振動分量；高轉速時存在較多頻帶很寬的流致振動.

2.4 軸振頻譜圖

不同流量及轉速時測點1，2的軸振頻譜分別如圖11、12所示.

圖11 不同流量比時軸振頻譜圖

圖12 不同轉速時軸振頻譜圖

從圖11可以看出：位置1、2處軸振流量頻譜圖較相似，軸振的主要振動分量在工頻和2倍頻處，不同流量下工頻和2倍頻處分量相差不大，未呈現(xiàn)隨流量變化的典型趨勢；在小流量點(0.5Qd和0.7Qd)工況，存在低頻范圍流致振動，且噪聲底線較高.

從圖12可以看出：位置1、2處的軸振轉速頻譜圖較一致，軸振的主要振動分量集中在1倍轉頻和2倍轉頻處，1倍轉頻軸振位移大致隨轉速增大而增大，但增大幅度不大；2倍轉頻軸振位移隨轉速升高而出現(xiàn)先減小后增大的波動，數(shù)值上差別不大；轉速軸振頻譜圖上未顯示有流致振動.

2.5 軸心軌跡圖

轉速n=5 215 r·min-1時，不同流量工況下的軸心軌跡如圖13所示，流量對軸心軌跡有明顯的影響，小流量工況下軸心軌跡為實心圓形；隨著流量增大，軸心軌跡呈現(xiàn)為梯形；小流量工況下軸振較小，影響軸振的因素變得不明顯，大流量工況下轉子不平衡成為影響軸振的主要因素.

圖13 不同流量工況下的軸心軌跡

額定流量工況下，不同轉速時的軸心軌跡如圖14所示，轉速對軸心軌跡也有很明顯的影響，低轉速下軸心軌跡呈花瓣形，隨轉速的增加，軸心軌跡變?yōu)閮?nèi)8字型，最后變?yōu)樘菪?低轉速下，聯(lián)軸器對中性是軸振的主要影響因素，高轉速時轉子不平衡是軸振的主要影響因素.

圖14 不同轉速下的軸心軌跡

3 結 論

1) 泵殼振動烈度隨流量的增大呈現(xiàn)出波動，額定工況點處的殼振不一定最小.殼振振動烈度隨轉速的增大整體上呈上升趨勢，不同測點、不同方向的殼振大小和變化趨勢不同.其殼振頻譜圖呈現(xiàn)差異，不同頻率下殼振振動烈度大小隨流量的變化趨勢不一致，2倍葉片通過頻率振動分量較大.

2) 小流量工況時軸振位移峰值較小，不同流量工況下振動位移峰值大致相同，低于設計工況時增加幅度較大，超過設計工況時幅值變化不大.軸振隨流量、轉速變化的趨勢在相互垂直的2個方向上表現(xiàn)相近，主要振動分布在1倍頻和2倍頻處.流量、轉速的變化對軸心軌跡有比較明顯的影響.

3) 轉速對殼振的影響在不同方向上的表現(xiàn)比較接近，但不同測點之間差別較大.除2倍葉片通過頻率殼振振動分量較大外，轉頻處振動分量也較大，且呈現(xiàn)隨轉速增大而增大的趨勢,不同頻率下殼振振動分量隨流量的變化趨勢并不一致.