應用測試與仿真方法對水泵機組振動診斷

趙峰

（沈陽鼓風機集團 申藍機械有限公司，沈陽 110869）

應用測試與仿真方法對水泵機組振動診斷

趙峰

（沈陽鼓風機集團 申藍機械有限公司，沈陽 110869）

結合振動測試數據，對水泵機組進行動態特性和流體激勵分析，診斷出其結構的薄弱環節，進行設計修改與優化。首先，對某船用水泵機組進行振動測試，通過機組的特征頻譜分析，找出其可能對應的影響因素。其次，應用模態測試及工作變形（Operational deformation shape，ODS）測試，通過測試結果分析出水泵機組的模態參數與工作狀態參數，找出影響振動的主要結構因素。再次，應用流場分析方法對水泵機組的吸水室流道、葉輪流道和壓水室流道進行仿真計算分析，找出影響振動的流體激勵因素。最后，根據動態特性測試分析和流場分析的結論，對水泵機組的安裝方式和渦室入水口幾何尺寸進行改進，有效地降低了水泵機組的振動。

振動與波；水泵機組；模態測試；工作變形測試；流場分析；故障診斷

目前，船舶系統對振動噪聲要求日益嚴格，水泵機組作為船用重要的配套設備，也是振動噪聲源之一，企業開始對水泵機組的減振降噪課題進行深入技術攻關。水泵機組機械結構特點是復雜的旋轉設備，在運行過程中影響振動的因素比較多，如：結構設計、安裝邊界條件、水力模型、加工和裝配差異等。船用水泵機組振動超標時，通常的表現就是旋轉軸系振動發生了異常變化［1］，根據常規振動測試結果，分析頻響函數的特征峰值做出初判斷。本文針對此類問題應用動態特性測試和流場激勵計算兩種手段聯合分析，精確地診斷出安裝邊界條件和水力模型為整機系統振動的薄弱環節，對其進行邊界條件改進及水力模型優化，改進后的水泵重新測試，成功地降低了整機系統振動值。

1　振動測試結果分析

對船用水泵機組進行振動加速度響應測試，能夠較全面地了解設備的初始振動狀態，針對頻響函數特征峰值進行分析［2］，利用以往積累的故障診斷經驗，初步分析判斷振動超標的原因，并制定下一步的測試及分析方案。

1.1立式水泵機組加速度響應測試

對某型側掛式安裝的立式水泵機組進行了振動加速度響應測試，應用丹麥B&K測試分析系統，振動加速度響應測試一共有17個測點，其測點布置示意圖見圖1。

圖1　水泵機組振動測點布置示意圖

立式水泵機組采用側掛式彈性安裝，泵主體固定在電機上。檢測地點的振動加速度級不超過80 dB，低于被測設備振動加速度級10 dB以上，認為測試環境是合理，故試驗振動檢測數據無需修正。

1.2測試結果分析

測試結果表明，低頻段（10 Hz～315 Hz）加速度振級為116.5 dB不滿足標準要求的110 dB，低頻段加速度振級高出了6.5 dB。從測試得到的振動加速度響應能量頻譜圖2和加速度頻譜圖3中觀察，具有以下特征：頻譜圖中，以1倍頻和2倍頻分量為主，其2倍頻分量所占的比例超過1倍頻；葉頻成分在信號的頻譜圖中峰值也較為突出。從頻譜響應特征分析結果來看，振動超標主要是2倍頻及葉頻引起的。根據以往積累的典型振動故障特征頻率經驗分析：基頻與2倍頻的特征頻率，2倍頻相比基頻較大時，可能是由于軸系連接對中誤差所引起的；頻響函數中的葉頻、中頻連續譜較大時，可能是由于壓力脈動不均勻所引起的。因此，初步判斷是由于軸系不對中和水動力壓力脈動不平均引起的。為了進一步診斷振動原因，需要對水泵機組進行動態特性測試分析與水力模型仿真［3］，通過這種聯合分析手段找出整機系統的薄弱環節，再制定出改進方案。

圖2　在10 Hz～315 Hz頻段內振動能量頻譜圖

圖3　在10 Hz～315 Hz頻段內振動加速度頻譜圖

2　水泵結構動態特性測試分析

應用結構模態測試與工作變形測試（ODS）兩種手段相結合，分析出機組主要振動原因所對應的結構薄弱環節。以測試模型為基準，建立一個可以反應實際工況的有限元模型。針對動態特性測試找出影響水泵機組軸系不對中的原因，提出改進優化建議，后續在該模型基礎上進行虛擬仿真驗證。

2.1水泵機組模態和ODS測試

模態實驗的目的是為了掌握泵組的結構基本動態特性，用于故障診斷分析及有限元模型修改校準。此次實驗采用脈沖激勵，單點激勵多點響應的測試方法，激勵點的布置是根據仿真計算結果而選定的，確保其位置不在前3階模態振型的節點處。為確保對模態振型的準確識別，響應測試點所得的信息要求有盡可能高的信噪比，數據采集與處理系統采用B&K系統，圖4和圖5分別為模態測試系統實物與測試模型，表1為測試得到的水泵機組模態參數。

圖4　實物圖測試圖

圖5　測試布點圖

表1　模態頻率與振型

ODS實驗的目的是為了查找泵組整機的振動頻響函數中峰值較高的頻率（基頻、二倍頻和葉頻成分）所對應的工作變形，以便結合模態測試的模態頻率及模態振型來進行故障診斷分析。此次實驗以常規工作狀態下轉子系統運轉作為自激振力，泵體與電機連接處的振動測點作為參考點，泵組上的測點布置與模態測試相同。

ODS測試結果顯示：50 Hz所對應的工作變形是整體沿y軸搖擺；100 Hz所對應的工作變形是電機不動，泵體沿y軸彎曲變形。經過與結構模態測試參數作對比，50 Hz與100 Hz分別是機組正常工作的基頻與基頻二倍頻，這兩個頻率與結構模態頻率相接近，故會導致整機系統頻響函數中這兩個頻率的峰值過高。

2.2結構仿真分析

在Ansys平臺下建立有限元建模進行模態分析計算，以實驗測試結果為基準去修改有限元模型的邊界條件及結合面參數，建立一個可以反映實際工況的有限元模型。經分析，發現通過改變泵機組的安裝邊界條件，可以直接影響結構的模態參數，從而使整機的模態參數遠離泵組工作基頻及倍頻。

用修正后的有限元模型進行計算分析發現：側掛式安裝方式在不受激勵力作用時，由于水泵機組的重力作用及隔振器彈性變形，在垂直方向上的兩個隔振器受力是不同的，上端受拉力、下端受壓力。把在線動平衡實測數據作為轉動激勵，施加在有限元模型中的軸系上，激發隔振器的拉壓方向的往復振動，并導致隔振器和水泵機組的耦合振動。系統整體產生繞豎直橫截面中心點的擺動振動，如圖6所示，導致水泵機組在旋轉過程中軸系不對中。

圖6　側掛式隔振系統

2.3動態測試分析小結

通過仿真計算分析，發現這種安裝方式很難通過隔振器的布置來保證在轉動不平衡激勵作用下軸系的對中性，這使系統的隔振處理非常困難，船舶中一些側掛式安裝的設備及其隔振系統都經常發生此類故障，故建議改用立式安裝方式。

3　水泵水力模型仿真分析

當水泵本身的流場出現回流或者速度分布不均勻的時候，將引發流體的壓力脈動，從而導致較為強烈的振動［4-5］。圖7為采用Ansys軟件建立的水泵機組的全流道有限元模型。

圖7　水泵的全流道有限元模型

3.1吸水室流道

吸水室屬于低壓區，為監測其壓力脈動，沿接近中剖面的地方設立壓力監測點。從吸水室壓力脈動頻譜圖8可以看出，軸頻及其2倍頻十分突出。

圖8　壓力脈動頻譜

觀察葉輪中面的總壓分布圖9。葉輪中心到邊緣的壓力梯度分布較為均勻，葉輪與壓水室蝸殼交界面處呈現明顯的勢流尾跡現象。勢流和尾跡在進入后續的壓水室渦室的時候有可能會對其中的流體產生沖擊和傳播，從而引起比較大的壓力脈動。在葉輪中面靜壓分布圖10可以看出，葉輪中心處的壓力分布較不均勻。結合吸水室中葉輪入口附近的流體狀況，幾乎可以斷定，這是由于流體的不均勻吸入引起的。

圖9　葉輪中面總壓分布

圖10　葉輪中面靜壓分布

3.2葉輪流道

整個水泵，葉輪是最為復雜的水力元件，其流道內的流體也是最復雜的。為了更好地監測內部的流場分布情況［6-7］，現取其中一個葉片作為重點研究對象，設立a1-a12共12個監測點，具體分布如圖11所示，其中面測點壓力脈動頻譜如圖12所示。

圖11　葉輪流道內壓力脈動監測點示意圖

圖12　a1-a4點壓力脈動頻譜

3.3壓水室流道

壓水室作為與葉輪緊密聯系的水力部件，受葉輪影響較大，而且由于其渦室與葉輪發生動靜耦合，流體產生非常復雜的流動。為了充分地反映其中流體的流動狀況，設立b1-b8，c1-c8以及d、e、f共19個監測點。具體分布見圖13，其中各點均分布于該點的中剖面上，b1-b8相鄰點夾角為45°。

圖13　流道內壓力脈動監測點

從壓水室的速度矢量云圖及其截面圖可以清晰地發現，隔舌附近在水平方向和豎直方向均出現了明顯的速度梯度。葉輪與隔舌的動靜干涉使得葉輪中通過離心力加速甩出的液體遭遇到隔舌處的局部阻力，整體速度下降。其中一部分液體由于隔舌兩邊存在著一定的壓力差，見圖14，被重新加速，回流隔舌左側的渦室中，見圖15，與其中的高速流體混合。正是由于這部分回流的液體，對隔舌左側的至高速區，即e點所在區域造成了沖擊、擾動，使得該點處的壓力脈動遠大于d點。類似的情況，由于c4點處于葉輪與隔舌的共同影響區，速度和壓力在該處會出現一個較大的交變梯度，且梯度的變化與葉輪的轉動緊密相關，這也正是該點加速度響應中葉頻表現明顯的原因［8］。

圖14　壓力分布云圖

圖15　速度矢量云圖

3.4流場分析小結

從水泵流場有限元模型，可以看出該型水泵機組進口的流體成螺旋狀進入水泵內，這樣導致流體進入水泵之前就存在漩渦、回流等問題，流場并不穩定，并且會存在一定壓力脈動，進入水泵體后這種脈動情況會更加復雜［9］。從計算的流場的壓力脈動結果，也驗證了這一情況，說明了壓力脈動是對該型水泵系統加速度響應中的葉頻峰值成分的主要貢獻源，因此應該改進該型水泵的進口設計，保證流體平穩進入水泵。

4　優化改進后測試驗證及結論

根據上述動態特性和流場的分析結論，我公司對該型水泵機組進行優化改進，重新研制新型水泵機組樣機。針對水泵結構動特性測試分析結果，將原有的支撐方式改為立式支撐，見圖16，可以有效地降低軸系安裝不對中帶來的振動超標。針對水泵水力模型仿真分析，將原有的水泵進口進行優化改進，降低了水力脈沖對軸系葉頻的影響［10］。

圖16　新型水泵機組三維圖

對樣機進行加速度響應測試，其低頻段加速度振級為110 dB，見圖17，滿足了標準的要求。在低頻段內加速度頻響函數中，見圖18，泵組的基頻、二倍頻和葉頻都有效地降低了幅值，這樣使得低頻段內的振動能量總值下降到合格區間。

新型水泵機組優化改進方案是在性能參數不變的前提下，根據測試及分析結果對水泵機組進行了以下兩個方面的改進優化，成功地完成了機組減振設計方案。

圖17　在10 Hz～315 Hz頻段內振動能量頻譜圖

圖18　在10 Hz～315 Hz頻段內振動加速度頻譜圖

（1）從動態特性測試及分析結果得出：機組由側掛式改為立式平面支撐的結構方式，避免隔振器長時間承拉壓、承剪，在旋轉激勵作用下，引起不均勻的彈性變形量，使得水泵機組不能垂直安裝，導致軸系不對中。

（2）從流場分析結果得出：吸水口形式改為直吸入，管徑加大減小流速，使得流體壓力脈動情況得以改善，避免了渦動，減小了流體壓力脈動，減小了水力脈動對該型水泵機組加速度響應中葉頻的貢獻量。

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DiagnosticAnalysis of Water Pump Units Using Testing and Simulation Methods

ZHAOFeng
（Shenyang Blower Works Group Co.Ltd.，Shenyang 110869，China）

Problems of the structure of a water pump unit are diagnosed according to its vibration response experiment and flow excitation experiment results.And the structure is improved and optimized according to the diagnosis results.First of all，the vibration test of a ship water pump unit is done.Through the analysis of the characteristic frequency spectrum，the possible influence factors on the vibration are found.Then，the modal test is combined with Operational Deformation Shape（ODS）test to analyze the modal parameters and operation condition parameters of the unit and to find the main influencing factors of the structure on the vibration.The flow fields of the suction chamber channel，impeller channel and pumping chamber channel are simulated and analyzed and the influence of the fluid-flow excitation on the vibration is found.Finally，on the basis of the results of dynamic characteristic analysis and flow field analysis，the installation process of the pump unit and the geometrical size of the vortex chamber are optimized and improved.As a result，the vibration of the water pump unit is effectively reduced.

vibration and wave；water pump unit；modal testing；ODS testing；flow field analysis；fault diagnosis

TB123；TH113.1；TH3

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.05.032

1006-1355（2016）05-0155-05

2016-04-08

趙峰（1983-），男，沈陽市人，碩士研究生，主要研究方向為數控機床及水泵機組設計、動力學及流體分析。E-mail:13840424515@163.com