管路受力誘發(fā)高揚(yáng)程離心泵振動(dòng)加劇原因分析

楊喜亮

（甘肅省景泰川電力提灌水資源利用中心，甘肅 景泰 730400）

引言

在生產(chǎn)設(shè)備技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)不斷完善和應(yīng)用的背景下，對(duì)高揚(yáng)程離心泵的振動(dòng)指標(biāo)要求愈加嚴(yán)格。目前，對(duì)其檢驗(yàn)和現(xiàn)場(chǎng)運(yùn)行控制的振動(dòng)指標(biāo)一般采取的是API 610和GB/T 29531標(biāo)準(zhǔn)，常態(tài)要求離心泵的振動(dòng)值不能超出3.0 mm/s和4.5 mm/s。泵體振動(dòng)超標(biāo)問(wèn)題已經(jīng)成為泵體制造期間最難以解決的問(wèn)題，雖然提出了一些解決的辦法，但是在實(shí)際運(yùn)行期間由于泵體出口管路的配置方式不同，也會(huì)對(duì)泵體振動(dòng)造成一定的影響。本文以某型號(hào)的高揚(yáng)程離心泵為例，在實(shí)際研究過(guò)程中發(fā)現(xiàn)，其本體自身振動(dòng)加劇的主要原因在于泵體出口管路設(shè)置不符合要求，導(dǎo)致出口法蘭本身受力過(guò)大，最終促使出口的管路振動(dòng)帶動(dòng)著泵體振動(dòng)嚴(yán)重。

1 離心泵基本參數(shù)與現(xiàn)場(chǎng)情況分析

1.1 離心泵基本參數(shù)配置

本次所選擇的離心泵為API 610分類(lèi)的泵體結(jié)構(gòu)，具體為OH2（懸臂式）單蝸殼結(jié)構(gòu)，并選擇2臺(tái)作為測(cè)試與研究對(duì)象。該泵體主要參數(shù)如表1所示。

表1 離心泵主要參數(shù)

這2臺(tái)離心泵出廠試驗(yàn)過(guò)程中，每一臺(tái)離心泵軸承上的振動(dòng)點(diǎn)經(jīng)過(guò)測(cè)試都要＜3.0 mm/s的標(biāo)準(zhǔn)要求，根據(jù)API610和GB/T 29531標(biāo)準(zhǔn)要求檢測(cè)其均為合格的狀態(tài)[1]。但是在客戶(hù)現(xiàn)場(chǎng)運(yùn)行期間，出現(xiàn)了振動(dòng)超標(biāo)，利用多種方法也難以解決該問(wèn)題，因此,要求生產(chǎn)廠家的泵體制造工程師到現(xiàn)場(chǎng)進(jìn)行研究和處理。

1.2 現(xiàn)場(chǎng)調(diào)查情況分析

工程師對(duì)離心泵軸承和管路振動(dòng)情況的實(shí)地測(cè)量值如表2、表3所示。

表2 離心泵軸承架振動(dòng)測(cè)量值

表3 離心泵管路振動(dòng)測(cè)量值

2 離心泵出口管路受力分析

2.1 控制體的受力分析

本次離心泵的出口管路為倒U字型配置情況，僅和出口法蘭聯(lián)接的主管路上有一處支承。為了便于后續(xù)對(duì)振動(dòng)加劇的原因進(jìn)行探究，首先要考慮到管道本身的重力和管道中的流體質(zhì)量以及管道本身的壓力，然后才是真正意義上的作用[2]。從流體動(dòng)力學(xué)的動(dòng)量論角度看，管道中的液相運(yùn)動(dòng)狀況若有改變，則其自身的動(dòng)力也會(huì)隨之改變，從而使管道中的液面產(chǎn)生額外的作用力。

出口位置兩個(gè)管徑均為100 mm的獨(dú)立控制體，控制體1中包含著2個(gè)90°的彎頭，控制體2中只包含一個(gè)彎頭，具體布置情況如圖1所示。

圖1 泵體出口位置的管路布置示意圖

需要注意的是，本次2個(gè)控制體各自過(guò)流的斷面面積均為DN100管徑相等的管段，我們將管道壁厚忽略，假設(shè)管內(nèi)流動(dòng)的定向均勻流速的液體，那么在A、C、E上過(guò)流的斷面面積相等，具體計(jì)算如下：

此時(shí)其額定流量為：

如果不考慮水泵入口位置的速度能量和壓力，那么泵體自身的揚(yáng)程就可用管路內(nèi)部壓力所表示，根據(jù)分析可知，該壓力就是液體通過(guò)A、C、E斷面的液體壓力，≌200 m的水柱壓力，即：

進(jìn)而可得出：

再次將管道的壁厚忽略，此時(shí)各個(gè)過(guò)流的斷面受力情況為：

而此時(shí)的：

使用動(dòng)量方程來(lái)計(jì)算本次的1號(hào)控制體，如圖2所示。

圖2 控制體1示意圖

此時(shí)控制體1中的Z方向表示：

對(duì)該控制體的X方向進(jìn)行分析，可以發(fā)現(xiàn)動(dòng)量在該方向上沒(méi)有發(fā)生變化，所以可以得出F1X=0。

在對(duì)控制體1的Z方向公式進(jìn)行分析后發(fā)現(xiàn)，F(xiàn)BZ代表管路對(duì)于管內(nèi)液體自身約束力在Z方向上的表現(xiàn)，而VCZ和VAZ則分別表示過(guò)流斷面C和A的Z方向流速情況，二者方向相反、大小相等。因此，可以計(jì)算出FBZ=2×15484 N，也就是說(shuō)，管道體系將流體在管道中的作用力限制為向下，這與假定的方向一致[3]。再加上內(nèi)力和外力的作用，流體在管道上的作用與管道的作用是相同的，方向是反向的。因此FBZ=2×15484 N，其方向是向上的。

同樣，我們也可對(duì)2號(hào)控制體以動(dòng)量方程的形式來(lái)計(jì)算管道對(duì)于內(nèi)部液體的約束力，此約束控制體的力FDY=15484 N，方向向左，如圖3所示。所以在固定端部，其約束點(diǎn)為D，由靜止端部約束所承受，而不會(huì)對(duì)泵體的外緣產(chǎn)生扭矩。

圖3 控制體2示意圖

同時(shí)，控制體的管路直徑為DN100 mm，該裝置的壁厚約為8 mm，其長(zhǎng)度的重量標(biāo)準(zhǔn)值為180 N，2.6 m的導(dǎo)管的整體重量是468 N，再加上管線(xiàn)中流體的200 N，因此，整個(gè)控制器1的總質(zhì)量為668 N。在本文的計(jì)算中，將不考慮其自身的重量。

2.2 管路系統(tǒng)的受力分析

本文在對(duì)控制1、2進(jìn)行計(jì)算與解析基礎(chǔ)上，對(duì)泵本體出口上部整體管道系統(tǒng)的受力進(jìn)行分析，以出口法蘭為起始點(diǎn)，以管道支承位置D為例，以整體管道為研究目標(biāo)，進(jìn)行詳細(xì)的受力分析。具體受力模型如圖4所示。

圖4 管路受力模型

本次研究中，A表示泵體出口法蘭和管路相連的點(diǎn)，泵體出口的法蘭也會(huì)約束聯(lián)接管路，其中管路的支撐點(diǎn)（D點(diǎn)）位置有一處支撐也屬于一種約束。通過(guò)對(duì)有關(guān)力學(xué)原理進(jìn)行深入剖析，將管道體系簡(jiǎn)單地分解成一個(gè)單層的應(yīng)力模式，將D點(diǎn)簡(jiǎn)化成一個(gè)有效的鉸鏈支承，并對(duì)此進(jìn)行了詳細(xì)的研究。L=0.7 m。圖中FAZ為泵體外凸緣沿Z向與之相連的管道所受的力，而FDZ為D點(diǎn)彎管中的媒質(zhì)受碰撞的影響，而FDZ1為管道本身支撐的D的力。

隨后結(jié)合力學(xué)理論的相關(guān)知識(shí)，上述管路系統(tǒng)平衡的實(shí)際條件為各個(gè)方向上受力平衡和對(duì)于任何一點(diǎn)的力矩平衡，也就是需要滿(mǎn)足下面兩個(gè)條件：

結(jié)合上述條件可計(jì)算出FAZ=15484 N，也就是說(shuō)，這種作用力本身與Z軸的反方向，從而使泵本體的凸緣向下產(chǎn)生15484 N的壓力。將內(nèi)力和外力相結(jié)合，管道將產(chǎn)生一個(gè)向外的力，大小為15484 N。

2.3 計(jì)算結(jié)果與標(biāo)準(zhǔn)對(duì)比

結(jié)合API 610標(biāo)準(zhǔn)中關(guān)于管口荷載數(shù)值的規(guī)定，具體數(shù)據(jù)如表4和表5所示。如圖5所示為本泵體所在位置的坐標(biāo)系情況。

圖5 本泵體所在坐標(biāo)系圖示

表4 DN80泵出口法蘭受力數(shù)據(jù)

表5 DN80泵體出口法蘭承受的力矩

可以看到，在Z軸向上，泵口法蘭受到的壓力已經(jīng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)超出了API610標(biāo)準(zhǔn)中所要求的最大許可值。

2.4 原因分析

結(jié)合上述計(jì)算與分析的過(guò)程，泵體自身較高的揚(yáng)程是造成管路系統(tǒng)較大作用力的主要原因，也就是液體壓力較大，導(dǎo)致對(duì)于管路的作用力偏大。如果將管路自身的重量和液體自身的重量忽略以后，基于本計(jì)算的實(shí)際條件，各種作用力分別為以下兩種情況。

1）由沖力產(chǎn)生的動(dòng)力。液體的動(dòng)力改變而產(chǎn)生的壓力是2ρQV=2×1000×0.0278×3.54=196 N，這個(gè)值比較低，僅占DN80法蘭上1930 N的10%左右，動(dòng)力引起的壓力不是問(wèn)題的主要原因。

2）由管道中的壓力引起的壓力。這個(gè)力量的數(shù)值大約是PS=PπD2/4=15386 N。從這一點(diǎn)可以看出，這個(gè)力的數(shù)值，已經(jīng)大大超過(guò)了規(guī)定的泵排管道所能容許的載荷。因此，本文提出了這種壓力是造成水泵出口處壓力較大的主要因素。而各元件的受力方式，則是可以在泵體內(nèi)的出口處添加適當(dāng)?shù)闹Ъ?，并安裝管路補(bǔ)償器，防止泵體出口的法蘭受力與力矩過(guò)大。

結(jié)合相關(guān)資料分析，對(duì)于高揚(yáng)程的泵體而言，其出口管路受力情況必須要考慮到高揚(yáng)程所產(chǎn)生的作用力的影響，并且該作用力必須要由出口管路支撐和泵體支撐來(lái)共同承擔(dān)。因此，在管道設(shè)計(jì)期間，需要考慮該作用力的實(shí)際作用，避免作用力過(guò)大的傳遞到泵體上，引起劇烈振動(dòng)，損壞零部件[4]。

3 結(jié)語(yǔ)

根據(jù)上述分析可以明確，造成泵身振動(dòng)的主要根源是由于泵體外管道布置不合理，“局促”的逆向U形管道中的壓力脈沖引起管道過(guò)度振動(dòng)。由于管道沒(méi)有良好的支承和阻尼，這種震動(dòng)傳遞到泵端的凸緣會(huì)使泵體的振動(dòng)增大。根據(jù)廠家工程師的建議和意見(jiàn)，對(duì)泵體出口的管路進(jìn)行了加固處理，最終圓滿(mǎn)解決了這次泵體振動(dòng)偏大的問(wèn)題。