雙吸式離心泵振動實驗

王志遠, 錢忠東

(武漢大學 水利水電學院, 湖北 武漢 430072)

雙吸式離心泵流量大、揚程高,廣泛應用在跨流域調水、農業灌溉以及城市供水等領域[1]。在水泵運行過程中,振動問題一直備受關注[2],國內外學者通過實驗對水泵的振動特性進行研究。A E Khalifa等[3]通過實驗研究了雙蝸殼離心泵葉頻脈動及誘導振動,結果表明振動在不同的運行工況下能很好地反映泵內的壓力脈動特征。GUO等[4]對導葉式離心泵的壓力脈動及振動特性進行實驗研究,認為蝸殼內的靜壓和葉輪內的壓力脈動在非設計工況下是不穩定的。Srivastav等[5]通過振動和噪聲實驗研究了離心泵在不同工況下葉輪與隔舌間的間隙對振動和噪聲的影響,結果表明振動和噪聲隨間隙的增大而降低。張寧等[6-7]對側壁式離心泵不同運行工況振動特性進行研究表明,變工況對模型泵的中、高頻信號影響較小。陳婕等[8-9]研究了離心泵轉子質量不平衡和汽蝕對振動特性的影響,得出隨著轉子質量不平衡加劇,轉頻幅值增加明顯,隨著汽蝕程度的加深,振動幅值呈上升趨勢。李忠等[10]研究了變工況下軸流泵的振動特性,結果表明運行工況從大流量降至小流量的過程中其裝置振動水平可分為低水平區、快速增長區及高水平區。胡芳芳等[11]釆用實驗測試技術對混流泵在各個工況下的壓力脈動、振動和噪聲進行了測試分析,得到葉片通過頻率是低頻壓力脈動和振動噪聲的主頻。Tretheweya等[12]研究了反應堆冷卻泵旋轉軸的振動特性,建立了旋轉軸振動特征與旋轉軸疲勞壽命的關系。

在水泵及水泵站課程中,雙吸式離心泵作為一種主要的泵型進行教學,但目前對雙吸式離心泵振動特性的相關實驗研究較少。為此,本文以250S-14雙吸式離心泵為研究對象,在水泵上布置振動加速度傳感器,進行信號采集和頻譜分析,研究不同運行工況下雙吸式離心泵機組的振動特性。

1 實驗裝置

1.1 實驗臺

武漢大學水資源與水電工程科學國家重點實驗室的水泵綜合實驗臺結構示意見圖1,由水泵、電動機、進出水管路、閘閥、循環水箱以及測試設備等組成,振動由布置在水泵傳動端軸承座上的振動加速度傳感器測量,流量由出水管上的電磁流量計測量。實驗所用雙吸式離心泵型號為250S-14,設計流量Qn=485 m3/h,葉片數Z=6片,額定轉速為n=1 450 r/min,葉片頻率為fBEF=145.0 Hz,轉動頻率為fn=24.2 Hz。

圖1 實驗臺結構示意圖

1.2 測點布置

如圖2所示,振動由布置在水泵傳動端軸承座上的徑向水平方向振動加速度傳感器(測點1)、徑向垂直方向振動加速度傳感器(測點2)以及軸向振動加速度傳感器(測點3)獲取數據。

圖2 振動加速度傳感器布置圖

1.3 實驗工況

本實驗測試不同運行工況下雙吸式離心泵振動特性,運行工況選擇1.0Qn、小流量工況0.5Qn以及大流量工況1.5Qn。

1.4 數據采集與處理

振動信號采集時,采樣頻率設為2 560 Hz,采集時間設為12.8 s。對采集的數據進行快速傅里葉變換(FFT),分析頻域內主要頻率f組成及其幅值A的大小及變化。

2 實驗結果與分析

2.1 設計工況下水泵振動結果與分析

圖3為設計工況(1.0Qn)下水泵傳動端軸承座各測點振動頻譜圖。可以看出：測點1主頻為葉頻fBEF,主頻幅值為0.165 1 m/s2,次頻fn為轉頻,幅值為0.125 5 m/s2,說明徑向水平方向受壓力脈動影響較大,受轉子系統質量不平衡影響次之；測點2主頻為轉頻,幅值為0.249 7 m/s2,次頻為2fBEF,幅值為0.118 0 m/s2,說明徑向垂直方向受轉子系統質量不平衡引起的振動影響較大,受壓力脈動的影響次之；測點3主頻為轉頻,幅值為0.366 4 m/s2,葉頻幅值為0.078 4 m/s2,說明軸向方向受轉子系統左右不平衡影響較大,受壓力脈動影響較小。3個方向中,軸向的主頻幅值最大,徑向垂直方向次之,徑向水平方向最小,說明在設計工況下,雙吸式離心泵的振動受轉子系統質量不平衡影響較大。這主要是由于雙吸式離心泵特殊的結構造成的,雙吸式離心泵具有左右進水室,理想條件下進水條件是完全相同的,但由于鑄造以及來流條件稍有差異,使得吸水室左右不平衡；同時,轉子系統在鑄造、安裝時也不可避免的存在左右不平衡,即機械不平衡,水力不平衡和機械不平衡綜合作用為轉子系統質量不平衡,使得軸向方向振動較大。

2.2 小流量工況下水泵振動結果與分析

圖4為工況為1.0Qn與小流量工況0.5Qn下測點1振動頻譜對比。可以看出：小流量工況下,測點1主頻為葉頻fBEF,幅值為0.319 1 m/s2；次頻為轉頻,幅值為0.131 3 m/s2；2fBEF也較大,其幅值為0.104 0 m/s2。與設計工況相比,葉頻幅值增大至設計工況幅值的1.93倍,增幅較大,而轉頻增幅為0.005 8 m/s2,變化不明顯。葉頻幅值增大明顯,是因為壓水室壓力脈動主頻為葉頻,且在小流量較設計流量下有大幅度增加。以上說明小流量工況下徑向水平方向振動受壓水室壓力脈動影響較大,與設計流量工況相比,受壓水室壓力脈動影響明顯增大,受轉子系統質量不平衡影響變化不大。

圖3 工況為1.0Qn振動頻譜圖

圖4 測點1工況1.0Qn與小流量工況0.5Qn振動頻譜對比

圖5為工況1.0Qn與小流量工況0.5Qn下測點2振動頻譜對比。可以看出：小流量工況下,測點2主頻為轉頻fn,幅值為0.246 5 m/s2;次頻為2fn,幅值為0.176 7 m/s2;3fn也較大,其幅值為0.147 6 m/s2;葉片頻率fBEF幅值為0.132 2 m/s2。與設計工況(1.0Qn)相比,主頻幅值略有降低,但2fn有較大幅度的增加,增大至設計工況幅值的2.23倍。此外,小流量工況下3fn和fBEF增大明顯,2fn和3fn為小流量工況下水泵由于發生汽蝕和失速而產生的壓力脈動頻率,在吸水室表現明顯,葉頻脈動在壓水室表現明顯。以上表明,與設計流量工況相比,小流量工況下徑向垂直方向振動受吸水室和壓水室壓力脈動影響較大,受轉子系統質量不平衡影響變化不大。

圖5 測點2工況1.0Qn與小流量工況0.5Qn振動頻譜對比

圖6為工況1.0Qn與小流量工況0.5Qn下測點3振動頻譜對比。可以看出：小流量工況下,測點3主頻為轉頻fn,幅值為0.362 6 m/s2；次頻為3fn,幅值為0.272 9 m/s2；2fn較大,其幅值為0.232 8 m/s2,葉片頻率幅值為0.079 0 m/s2；與設計工況相比,主頻幅值略有降低, 2fn幅值增大至設計工況幅值的2.25倍,3fn幅值增加明顯,成為了次頻,葉片頻率增大不明顯。2fn和3fn為小流量下水泵由于發生汽蝕和失速而產生的壓力脈動頻率,在吸水室表現明顯。以上說明,與設計流量工況相比,小流量工況下軸向方向振動受吸水室壓力脈動影響較大,受轉子系統質量不平衡影響變化不大。

圖6 測點3工況1.0Qn與小流量工況0.5Qn振動頻譜對比

2.3 大流量工況下水泵振動結果與分析

圖7為工況1.0Qn與大流量工況1.5Qn下測點1振動頻譜對比。可以看出：大流量工況下,測點1主頻為葉頻fBEF,幅值為0.216 5 m/s2;次頻為2fBEF的葉頻,幅值為0.190 2 m/s2;轉頻fn也較大,幅值為0.129 7 m/s2。與設計工況相比,葉頻幅值增大至設計工況幅1.31倍,增幅較小流量下小,但2fBEF幅值增大明顯,轉頻幅值變化不明顯,fBEF和2fBEF在壓水室表現明顯。以上說明,大流量工況下徑向水平方向振動受壓水室壓力脈動影響較大,與設計流量工況相比,受壓水室壓力脈動影響明顯增大,受轉子系統質量不平衡影響變化不大。

圖7 測點1工況1.0Qn與大流量工況1.5Qn振動頻譜對比

圖8為設計工況1.0Qn與大流量工況1.5Qn下測點2振動頻譜對比。可以看出:大流量工況下,測點2主頻為轉頻fn,幅值為0.261 2 m/s2；次頻為2fBEF,幅值為0.216 7 m/s2；與設計工況相比,主頻幅值變化不大,但2fBEF有較大幅度增加,增大至設計工況幅值的1.58倍,2fBEF脈動在壓水室表現明顯。以上說明,與設計流量工況相比,大流量工況下徑向垂直方向振動受壓水室壓力脈動影響增大,受轉子系統質量不平衡影響變化不大。

圖8 測點2工況1.0Qn與大流量工況1.5Qn振動頻譜對比

圖9為設計工況1.0Qn與大流量工況1.5Qn下測點3振動頻譜對比。可以看出：大流量工況下,測點3主頻為轉頻fn,幅值為0.382 6 m/s2;次頻為葉頻fBEF,幅值為0.196 2 m/s2；與設計工況相比,主頻幅值略有升高,但葉頻頻率增加明顯,增大至設計工況幅值的2.5倍,葉頻脈動在壓水室表現明顯。以上說明,與設計流量工況相比,大流量工況下軸向方向振動受壓水室壓力脈動影響增大,受轉子系統質量不平衡影響變化不大。

圖9 測點3工況1.0Qn與大流量工況1.5Qn振動頻譜對比

3 結論

采用實驗方法研究了不同運行工況下離心泵的振動特性,結果表明:設計工況1.0Qn下,軸向方向振動強度最大,徑向垂直方向振動強度次之,徑向水平方向振動強度最小；軸向方向振動主要受轉子系統質量不平衡影響,徑向垂直方向振動主要受轉子系統質量不平衡以及壓力脈動的影響,徑向水平方向振動受壓力脈動影響較大；小流量和大流量工況下,軸承座各方向振動強度增大,主要受壓力脈動的影響。本文可為大學水利類及動力類專業的本科實驗教學提供參考和啟示。

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