含氣率變化對不同型式混輸泵的振動特性影響研究

朱國俊，門 羿，馮建軍，李 康，閆思娜，李晨昊

(西安理工大學(xué) 水利水電學(xué)院，西安 710048)

隨著全球能源需求的不斷擴大，油田開發(fā)力度加大。為改善石油和天然氣開采產(chǎn)量與效率，氣液混合輸送技術(shù)應(yīng)運而生。實現(xiàn)氣液混合介質(zhì)輸送的核心設(shè)備為氣液混輸泵，其按照工作原理可分為葉片式和容積式。本文所研究的對象為臥式布置的多級葉片式氣液混輸泵，其工程原型機為潛油電泵，主要應(yīng)用于深油井或深水井下流體介質(zhì)的舉升，因為井下可能含有氣體所以要求其具有氣液混輸功能。本文所研究的泵裝置整體長度達5.4 m，為了對其開展實驗室內(nèi)測試研究所以將其調(diào)整為臥式安裝形式。多級葉片式氣液混輸泵按照葉輪型式的不同可分為螺旋軸流式、混流式和離心式，離心式和混流式在同等外徑條件下單級揚程高于螺旋軸流式，但最大可輸送含氣率低。由于葉片式混輸泵內(nèi)部多相流場的復(fù)雜性以及在空化空蝕和介質(zhì)含氣率等多種因素影響下的弱可靠性，如何設(shè)計揚程高、結(jié)構(gòu)緊湊、穩(wěn)定性好的混輸泵仍然面臨瓶頸，也是國內(nèi)外研究學(xué)者們的研究重點[1-8]。

目前，對于混輸泵的研究主要集中在混輸泵內(nèi)部的兩相流動特性，聚焦于分析混輸泵內(nèi)氣液兩相流動對泵外特性的影響[9-13]。近年來，隨著多相混輸泵技術(shù)的發(fā)展，對混輸泵壓力脈動與振動方面的研究逐漸增多。振動與壓力脈動對泵是否穩(wěn)定運行造成影響，極大增加泵組發(fā)生故障的概率，在一定程度上提高了泵的維護成本，縮短了其使用壽命。司喬瑞等[14]對氣液兩相入流條件下離心泵的壓力脈動和振動特性進行了研究。研究結(jié)果發(fā)現(xiàn)隨著進口含氣率的不斷增大，壓力脈動的概率密度函數(shù)幅值逐漸減小而壓力幅值跨度逐漸變寬，振動的概率密度函數(shù)幅值呈先增大后減小再增大的趨勢，可作為流態(tài)監(jiān)測的重要依據(jù)。崔強磊[15]則基于試驗研究和數(shù)值模擬方法揭示了進口含氣對離心泵內(nèi)部流動特性和性能惡化機理。史廣泰等[16]研究發(fā)現(xiàn)表明含氣率在超過一定范圍時會削弱混輸泵內(nèi)的壓力脈動，同時主頻幅值對壓力脈動的影響較大。李晨昊等[17]在不同進口含氣率工況下對離心式深海多相混輸泵內(nèi)部流動特性進行數(shù)值模擬計算,結(jié)果表明在低含氣率下整個流道內(nèi)的氣相分布很均勻,但當(dāng)進口含氣率大于10%后,葉片吸力面處出現(xiàn)較為明顯的相態(tài)分離現(xiàn)象。陳柯等[18]對不同含氣率下側(cè)流道泵內(nèi)部的流動特性及壓力脈動特性進行了分析，研究結(jié)論表明少量的通氣有助于改善側(cè)流道泵內(nèi)絕大部分區(qū)域的流態(tài)，但會導(dǎo)致軸向間隙處出現(xiàn)嚴(yán)重的壓力脈動，這也是導(dǎo)致側(cè)流道泵氣液混輸過程中運行不穩(wěn)定的主要因素。Xu等[19-20]通過試驗測量了葉片式混輸泵在不同入口含氣率條件下的運行性能，測試結(jié)果表明入口含氣率的增加使泵的穩(wěn)定運行流量區(qū)間變窄，轉(zhuǎn)速增加使泵的穩(wěn)定運行區(qū)間變寬，輸運性能提升。LIU等[21-22]對三級螺旋軸流泵的內(nèi)部氣液兩相流場進行了DMD分解，揭示了不同頻率下氣液兩相流動結(jié)構(gòu)，同時還闡明了介質(zhì)黏度對混輸泵性能的影響規(guī)律。綜合上述文獻可以發(fā)現(xiàn)，與葉片式混輸泵相關(guān)的大部分研究集中于分析不同含氣率下混輸泵的外特性及內(nèi)部的壓力脈動和流動特性，取得了很多有價值的成果。

振動是評判泵運行穩(wěn)定性的重要指標(biāo)，其信號特征是故障診斷的依據(jù)。雪增紅等[23]針對某離心泵機組振動嚴(yán)重超標(biāo)問題，對其振動信號進行時頻分析，結(jié)合以往經(jīng)驗，有效解決了該泵組振動超標(biāo)問題。魏曉良等[24]提出了一種融合振動信號頻譜分析和卷積神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)的方法，可準(zhǔn)確實現(xiàn)高速軸向柱塞泵不同空化故障等級診斷。鄭直等[25]對實測液壓泵多模態(tài)故障振動信號進行SGMD分解，提出基于最大無偏自相關(guān)譜峭度法，實現(xiàn)最優(yōu)故障特征提取，并基于故障特征實現(xiàn)對液壓泵故障的診斷。但泵葉輪型式的多樣性決定了泵振動特征的多樣性。不同葉輪型式的氣液混輸泵在變含氣率工況下的振動特征變化尚缺乏對比。

為獲得含氣率對不同葉輪形式的多級氣液混輸泵振動特性的影響規(guī)律并進行對比，本文在不同含氣率工況下，對葉輪型式不同的兩種氣液混輸泵開展了軸承箱及泵進口處的振動測量。通過對振動信號進行時頻特性和特征量對比分析，獲得了含氣率對不同葉輪形式的混輸泵軸承箱及泵進口處振動特性及振動信號特征的影響規(guī)律，為將來混輸泵葉輪形式的選擇提供參考。

1 試驗裝置及測試方法

1.1 試驗裝置

多級混輸泵中各級葉輪的結(jié)構(gòu)型式?jīng)Q定了混輸泵的增壓能力及所輸送流體介質(zhì)的最高含氣率，同時也決定了運行過程中混輸泵的振動特性。本文分別以具有離心式葉輪和混流式葉輪的兩臺混輸泵為研究對象開展振動特性測試。其中一臺混輸泵具有離心式葉輪和后置空間導(dǎo)葉的單級增壓單元，本文將該泵命名為PR泵。另一臺混輸泵則具有混流式葉輪和后置空間導(dǎo)葉的單級增壓單元，本文將該泵命名為PH泵。兩臺泵的結(jié)構(gòu)如圖1所示，均為臥式安裝，設(shè)計的增壓能力均為6 MPa。兩臺泵的設(shè)計流量不同，PH泵的設(shè)計流量高于PR泵。此外，兩臺泵其它結(jié)構(gòu)件如軸承箱、殼體、進口三通等都采用相同的結(jié)構(gòu)設(shè)計。

(a) PR泵結(jié)構(gòu)圖

PR泵和PH泵的軸向長度相同，兩臺泵的葉輪及空間導(dǎo)葉的相關(guān)尺寸如表1所示。

表1 葉輪和導(dǎo)葉的幾何尺寸Tab.1 Geometry size of the impeller and guide vane

PR泵和PH泵的進口處軸承箱為同一個軸承箱，其內(nèi)部結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2中的軸承是承受混輸泵轉(zhuǎn)子徑向和軸向載荷的重要部件，同時也承擔(dān)著連接電機驅(qū)動軸和泵主軸的作用，因此其振動特性是運行過程中關(guān)注的重點。此外，在高含氣率和首級葉輪旋轉(zhuǎn)效應(yīng)的聯(lián)合影響下，混輸泵進口處的振動顯著，因此該部位也是混輸泵振動監(jiān)測的關(guān)鍵部位。綜上所述，本文中混輸泵的振動測量主要針對軸承箱和泵進口這兩處關(guān)鍵部位開展。

1.油箱；2.軸承箱體；3.主軸；4.角接觸球軸承圖2 軸承箱結(jié)構(gòu)圖Fig.2 Structure diagram of bearing housing

1.2 測試方法

(a) 混輸泵整體布置圖

混輸泵試驗過程中，液相流體選擇為25°的水，氣相流體選擇為恒溫壓縮空氣。試驗時，根據(jù)要求設(shè)定液相流體的流量及混輸泵轉(zhuǎn)速，然后通過氣體調(diào)節(jié)閥控制進入泵進口前氣液混合器的氣相流體流量，使氣、液兩相流體在混合器中均勻混合得到不同含氣率的氣液混合流體再輸送至泵進口。因為本文主要關(guān)注的是含氣率變化對混輸泵關(guān)鍵部位振動特性的影響規(guī)律，所以實驗過程中保持混輸泵的轉(zhuǎn)速為3 500 r/min，液相流量保持為混輸泵的額定液相流量21 m3/h，然后調(diào)整混輸泵進口處氣液混合流體的含氣率并采集關(guān)鍵部位的振動數(shù)據(jù)。在數(shù)據(jù)采集過程中，振動速度的采樣頻率設(shè)定為2.56 kHz。

2 試驗結(jié)果與分析

2.1 含氣率對振動幅值的影響規(guī)律

經(jīng)過前期水力性能測試，PR泵輸送的混合流體最高含氣率為15%。在含氣率超過15%以后，PR泵無法保持正常的輸送流體工作狀態(tài)。同理，測得PH泵保持正常工作狀態(tài)下輸送的混合流體最高含氣率為24%。本文分別定義兩種混輸泵正常工作狀態(tài)下可輸送的混合流體最高含氣率為Ga1、Ga2，則Ga1=15%、Ga2=24%。試驗過程中的含氣率則以最高含氣率的百分比表示，即相對含氣率。PR泵試驗過程中的相對含氣率為Gra1，PH泵試驗過程中的相對含氣率為Gra2，兩個相對含氣率的計算公式如式(1)和(2)所示。

(1)

(2)

式中:G1為PR泵試驗過程中的實際含氣率；G2為PH泵試驗過程中的實際含氣率；Ga1為PR泵正常工作狀態(tài)下可輸送的混合流體最高含氣率；Ga2為PH泵正常工作狀態(tài)下可輸送的混合流體最高含氣率。

在兩臺混輸泵的振動測試過程中，各采集了4個含氣率工況下的泵進口及軸承箱處的振動速度信號。為分析這兩處關(guān)鍵部位的振動幅值與含氣率之間的關(guān)聯(lián)關(guān)系，本文分別統(tǒng)計了振動速度信號的峰峰值及均方根值隨含氣率的變化規(guī)律。振動速度信號的峰峰值A(chǔ)p-p和均方根值A(chǔ)rms計算公式如式(3)和(4)所示。

Ap-p=Amax-Amin

(3)

(4)

式中:Amax為采樣得到的振動速度數(shù)據(jù)中的最大值；Amin為采樣得到的振動速度數(shù)據(jù)中的最小值；A(i)為采樣時間T內(nèi)的第i個振動速度數(shù)據(jù)；T為采樣時間；n為總采樣點數(shù)。

PR泵軸承箱體及泵進口處振動強度隨含氣率的變化規(guī)律分別如圖4所示，將振動信號分為水平方向測點和垂直方向測點分別進行比較。

綜上所述，糖尿病心肌病患者體內(nèi)BNP、COX-2、ACE2、TIMP-2水平顯著上升，心功能指標(biāo)下降，且脂代謝指標(biāo)改變較為明顯。在今后的臨床工作中可將上述指標(biāo)聯(lián)合檢測用于糖尿病心肌病的診斷。

PR泵測試過程中包含四個含氣率工況點，分別對應(yīng)相對含氣率為0%、40%、70%和100%?？v觀圖4可知，所有測點處振動速度信號的峰峰值以及均方根值隨含氣率的變化呈現(xiàn)相同的變化趨勢。這表明無論是采用峰峰值還是均方根值作為代表振動強度的指標(biāo)，反映出的含氣率對混輸泵振動強度的影響規(guī)律一致。此外，從圖4中還可以看出，不管是在軸承箱體還是泵進口處，垂直方向上的振動強度都小于水平方向，這也是由于垂直方向上有泵的底座約束所導(dǎo)致。

(a) 垂直方向測點振動強度隨含氣率變化趨勢

從圖4(a)中可以看出，相對含氣率的增加使軸承箱體垂直方向的振動強度顯著增加。在Gra1等于100%時，軸承箱體垂直方向測點PB1的振動速度均方根值達到了純水工況時(Gra1等于0%)的2.2倍，振動速度峰峰值的增長倍數(shù)小于均方根值，僅為1.7倍。相對含氣率的變化對泵進口處垂直方向的振動強度影響則較小，特別是當(dāng)相對含氣率高于40%以后，泵進口處垂直方向上的測點PI1的振動強度已基本不隨含氣率變化。由圖4(b)可知，軸承箱體和泵進口處水平方向的振動強度隨相對含氣率的變化趨勢基本一致，都呈單調(diào)上升趨勢。在Gra1等于100%時，軸承箱體水平方向測點PB2和泵進口處水平方向測點PI2的振動速度均方根值分別達到了純水工況時的2.1倍和1.7倍，增幅顯著。這也表明含氣率的增加會惡化PR泵的運行穩(wěn)定性。PH泵相同部位處振動強度隨含氣率的變化規(guī)律如圖5所示。

(a) 垂直方向測點振動強度隨含氣率變化趨勢

PH泵測試過程中的四個含氣率工況點分別對應(yīng)相對含氣率為0%、40%、70%和100%。從圖5中可以發(fā)現(xiàn)，與PR泵相同，PH泵兩個測量部位處的水平振動強度均高于垂直方向。此外，當(dāng)相對含氣率從70%增加到100%時，軸承箱體和泵進口處的垂直方向振動強度已基本不增加，水平方向的振動強度甚至出現(xiàn)了下降，這表明PH泵這兩處部位的振動強度與含氣率之間呈明顯的非線性關(guān)系。

根據(jù)泵振動測量的相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)GB/T 29531—2013，在評定泵的振動烈度等級時采用的是振動速度均方根值的最大值。因此，本文將PR泵和PH泵各測點處的最大振動速度均方根值以及其對應(yīng)的工況列于表2中。通過該表可以對比兩臺泵的穩(wěn)定性。

表2 最大振動速度均方根值的對比Tab.2 Comparison of the maximum root-mean-square value of vibration velocity

根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)GB/T 29531—2013，并結(jié)合表2中的數(shù)據(jù)可以發(fā)現(xiàn)，當(dāng)PR泵和PH泵輸送的混合流體達到各自的含氣率極限時，PH泵的最大振動速度均方根值為7.28 mm/s，對應(yīng)的振動烈度級達到了11.2級，而PR泵的最大振動速度均方根值僅為4.68 mm/s，對應(yīng)的振動烈度級僅為7.1級。由此可見，PH泵雖然可以輸送含氣率更高的氣液混合介質(zhì)，但其振動的烈度也高于PR泵。此外，兩臺泵最大的振動速度均方根值都出現(xiàn)在軸承箱體的水平測點PB2，對應(yīng)工況均為各自可輸送的最高含氣率工況，這表明高含氣率工況下軸承箱的機械損壞風(fēng)險高，需要在混輸泵的運行過程中重點監(jiān)測。同時也說明高含氣率下軸承箱的穩(wěn)定性決定了這兩臺多級混輸泵的穩(wěn)定性。

2.2 含氣率對混輸泵振動信號的頻域特性影響規(guī)律

為了獲得含氣率變化對兩臺泵振動信號頻域特性的影響規(guī)律，采用快速傅里葉變換技術(shù)對采集所得的振動數(shù)據(jù)進行了時域和頻域轉(zhuǎn)換，得到不同工況下的各測點位置處的振動頻譜如圖6和圖7所示。圖6和圖7中的fn是葉輪的轉(zhuǎn)頻。從圖6中可以發(fā)現(xiàn)，隨著相對含氣率Gra1的增加，測點PB1、PB2和PI2的振動信號中1fn對應(yīng)的振動幅值顯著增大。主頻為1fn表明這3個測點處的振動仍然是轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)引發(fā)的強迫振動。在圖6中還可以看出，除了1fn以外，軸承箱體上的PB1和PB2這2個測點處均出現(xiàn)了0.5fn、2fn、3fn以及4.5fn等次同步諧波及高次諧波頻率。這些次同步諧波及高次諧波頻率在不同的相對含氣率下一直存在且幅值突出，表明它們并不是由進口管路氣液兩相流動不穩(wěn)定原因所激勵，而是典型的動靜碰磨故障特征[26]，表明軸承箱體內(nèi)存在局部動靜碰磨現(xiàn)象。相對含氣率的增加使這些次同步諧波及高次諧波的幅值比純水工況下更加明顯，因為含氣率的增加導(dǎo)致轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的徑向力特性更加不均衡[27]，使軸承箱體的動靜碰磨愈發(fā)嚴(yán)重。

PH泵各測點的振動數(shù)據(jù)頻譜與PR泵存在差異。根據(jù)圖7的頻譜圖可知，軸承箱及泵進口處的垂直方向測點PB1和PI1的主頻為1fn，其它高次諧波頻率2fn和3fn的幅值很小。水平方向測點PB2和PI2的主頻同樣是1fn，但頻譜里的高次諧波頻率2fn和3fn的幅值較高。綜合目前測試所得的頻譜特征及相關(guān)研究成果[28]可知，引發(fā)軸承箱振動的是機械因素，因為其存在標(biāo)準(zhǔn)整數(shù)倍轉(zhuǎn)頻的高次諧波。

(a) Gra1=0%

(a) Gra2=0%

2.3 各測點處振動信號的相關(guān)性分析

為了分析混輸泵進口處的振動與軸承箱處振動的關(guān)系，本文對兩個部位處的水平測點和垂直測點分別進行了相關(guān)性分析。相關(guān)性的分析基于互相關(guān)系數(shù)開展。對于任意兩組采樣點數(shù)相同的信號X和Y，互相關(guān)系數(shù)的計算如式(5)所示。

(5)

本文對軸承箱和泵進口的水平測點以及垂直測點分別進行了相關(guān)系數(shù)的計算，結(jié)果如圖8所示。

(a) PR泵水平和垂直方向測點的相關(guān)系數(shù)

從圖8(a)中可以看出，對于PR泵，隨著相對含氣率Gra1的增加，軸承箱和泵進口兩處水平方向測點的振動相關(guān)性不斷增強，最大相關(guān)系數(shù)在相對含氣率100%時已達到了0.92。泵進口的測量斷面處沒有葉輪，沒有強烈的流體激振源，同時該部位處的水平方向振動信號又與軸承箱處的水平方向振動信號呈現(xiàn)強相關(guān)性，所以可表明PR泵進口處的水平方向振動來自于軸承箱水平方向振動的傳播。該兩部位處的垂直方向振動也具有該特點，但垂直方向測點的振動相關(guān)性低于水平方向，表明垂直方向上的振動能量在由軸承箱體傳遞至泵進口的過程中，衰減速度高于水平方向上的振動能量傳播。由圖8(b)可知，對于PH泵，軸承箱和泵進口兩處水平方向測點的振動相關(guān)性系數(shù)隨相對含氣率的增加呈現(xiàn)出波動變化趨勢，與PR泵差異明顯。而在Gra2超過40%以后，PH泵兩部位處垂直方向測點的振動相關(guān)性系數(shù)穩(wěn)定在0.8以上，表明高含氣率下泵進口處的垂直振動能量主要來自于軸承箱體振動能量的傳遞。

(a) 測點PB1處振動速度信號二維特征圖

綜合圖8可知，含氣率的增加使PR泵軸承箱體的振動能量向泵進口出現(xiàn)了更加強烈的傳播。而對于PH泵，含氣率的增加只增強了軸承箱體垂直方向振動能量的傳播，對水平方向振動能量的傳播沒有明顯的影響規(guī)律。

3 混輸泵的振動信號特征分析

實際工程中測量所得的振動信號一般都是隨機的離散信號，通常采用具有統(tǒng)計特性的信號參數(shù)來進行信號分析。這類參數(shù)包括標(biāo)準(zhǔn)差、均方根值、峭度、偏度等。其中，均方根值描述了振動信號的能量，穩(wěn)定性和重復(fù)性好。峭度則是無量綱參數(shù)，用于反映振動信號的整體分布特性。均方根值和峭度組合在一起可以反映振動速度信號的能量和分布特性，所以本文選擇均方根值和峭度組成二維特征量(Arms,K)對混輸泵振動速度信號進行特征分類，Arms代表均方根值，K代表峭度。峭度K是反映信號隨機變量分布特性的數(shù)值統(tǒng)計量，能夠?qū)π盘柕恼w特性進行描述。它還能夠反映出信號的概率密度分布，當(dāng)信號的概率密度分布滿足正態(tài)分布時，K的值等于3，這時的峭度也被稱為零峭度[29-30]。對任意一組信號X，K的計算公式如式(6)所示。

(6)

混輸泵各測點的振動速度信號采用二維特征值(均方根,峭度)也即(Arms,K)進行特征量化分析后，可得到Arms—K二維特征值圖上對應(yīng)的二維特征點，如圖9所示。在信號處理中，通常定義峭度值K=3時為零峭度，K>3時為正峭度，K<3時為負峭度[30]。在圖9中，采用零峭度線(K=3)對兩臺混輸泵各測點處振動信號的二維特征值進行了劃分。

從圖9中可以發(fā)現(xiàn)，除了相對含氣率100%工況下的測點PI2以外，PR泵關(guān)鍵部位處的振動信號特征點均位于零峭度線以上，也即表明PR泵各測點處存在較大的正峭度。相反，相對含氣率由0增加到100%時，PH泵關(guān)鍵部位處的振動信號特征點均位于零峭度線以下，即具有負峭度。所以，通過關(guān)鍵部位處振動信號的(Arms,K)二維特征值圖可以清晰的區(qū)分PR泵和PH泵，而區(qū)分兩臺混輸泵的分界線就是零峭度線。此外，因為峭度值越高表明振動信號中高幅值數(shù)據(jù)的概率密度增加，發(fā)生故障的可能性越大，所以在本文的試驗工況和試驗條件下，PR泵在運行中存在故障的可能性要高于PH泵。由此可見，基于振動信號的(Arms,K)二維特征值可以明顯的對比混輸泵關(guān)鍵部位處存在故障的概率大小。

4 結(jié) 論

在不同含氣率工況下，本文對具有離心式葉輪的PR混輸泵和具有混流式葉輪的PH混輸泵的軸承箱體及泵進口進行了振動測量。通過對振動信號頻幅特性及特征值的對比，可以得到以下結(jié)論：

(1) 含氣率的增加會明顯惡化PR泵和PH泵的運行穩(wěn)定性。在本文的測試工況下，PH泵雖然可以輸送含氣率更高的氣液混合介質(zhì)，但其振動的烈度最高時達到了7.1級。PR泵和PH泵的最大振動烈度均出現(xiàn)在軸承箱體，所以軸承箱體的穩(wěn)定性決定了多級長軸臥式氣液混輸泵的穩(wěn)定性。

(2) 含氣率的增加會使PR泵軸承箱體的振動能量更加強烈的向泵進口處進行傳播，而對于PH泵，只增強了其軸承箱體垂直方向振動能量的傳播。

(3) 在混輸泵軸承箱體振動信號的(均方根,峭度)二維特征值圖上，可通過零峭度線(K=3)對PR泵和PH泵進行明顯區(qū)分。不同含氣率工況下，PR泵多數(shù)測點處的振動信號均為正峭度，而PH泵所有測點處的振動信號均為負峭度，所以在本文的試驗工況和試驗條件下，PR泵在運行中存在故障的可能性要高于PH泵。