大型立式泵的振動分析及處理

何小鋒，盧修連，劉曉鋒

(江蘇方天電力技術有限公司，江蘇 南京 211102)

0 概 述

大型立式泵的結構緊湊、占地面積小，廣泛應用于火電機組中。目前，火電機組的凝結泵、循環泵均采用了立式泵。立式泵相對于臥式泵而言，立式泵的高度較高、軸系較長、水平方向上的剛度較差、轉子支撐的穩定性不佳，泵體較易產生振動。近幾年，為了節能減排，許多電廠對循環泵、凝結泵進行了調速改造，使之能夠根據機組運行工況調控轉速，有效提高機組經濟效益[1]。目前，主要采用增設變頻器的方式進行變頻改造，或者是對電動機進行雙速改造，但隨之帶來的問題是，立式泵原為單速設計，對其余轉速工況未做充分考慮，很多立式泵在調速改造后，常出現泵體的振動問題。尤其是對于凝結泵，泵的轉速較高，改造后，普遍出現了運行時的不穩定和泵體的低頻振動。因為時久不能判斷泵體振動的原因，所以對振動的分析處理帶來很大難處。現根據近年來為大型立式泵減振的實際經驗，采用理論分析的方法，并結合振動試驗的結果，確認泵體振動的原因。

1 立式泵的結構和特點

立式泵的軸系較長，在結構上呈細長型。電機的殼體及上、下支架的剛度均較弱，泵體結構在水平方向上的剛度較差，泵體的固有頻率較低。由于檢修的需要，在電機支架上，還對稱開有檢修窗口，以方便安裝和檢修。因結構上有檢修窗口的存在，明顯降低該方向上的結構剛度[2]。同時，由于檢修口僅在單一方向上對稱存在，因此，在另兩個方向上，還造成結構剛度的不一致。

電動機轉子及泵轉子的重量，完全由電動機上部推力瓦支撐。在電動機的上部有導瓦，在下部還有導軸承。泵轉子沿軸向分布有幾級導瓦，對軸系起到限位和導向的作用。大型立式泵結構，如圖1所示。

圖1 大型立式泵的結構

2 振動故障的特征

立式泵出現低頻振動現象，是在立式泵的變頻改造之后。立式泵的振動特征，主要表現在幾個方面。

(1)在立式泵的中高轉速區間，普遍存在振動現象。在個別轉速下，存在明顯的振動峰值，當電動機轉速為1 100～1 500 r/min時，振幅的變化較大。電動機上部的運行狀態，如圖2、圖3所示。

(2)根據頻譜分析，在振動頻率中存在較明顯的低頻波動成分，同時，工頻部分也存在不穩定成分。以額定轉速1 500 r/min的凝結泵為例，低頻波動頻率約為10～15 Hz，在橫向及縱向上的低頻頻率，存在一定的差異。在橫向和縱向上，電動機上部的頻譜圖，如圖4所示。

(3)在縱向與橫向上的低頻波動頻率，分別與升降速過程中該方向上工頻峰值時的轉速頻率相吻合。如圖2、圖4所示，在電動機上部的縱向低頻波動頻率為15 Hz，對應的轉速為900 r/min，在該轉速附近存在明顯的工頻振動峰值。

(4)當電動機升至額定轉速后，電動機上部的振幅及波動均會明顯減小，如圖2所示。

(5)若2臺泵同時運行，低頻振幅及波動會明顯變大。僅對電動機的振動進行測試，所含的低頻成分依然較高。

(6)當泵運行一段時間后，含10～15 Hz的低頻成分及工頻成分將明顯增多，同時，還會出現工頻高次諧波。

圖2 電動機上部降速波特圖

圖3 電動機上部振動趨勢圖

圖4 電動機上部縱向及橫向振動頻譜圖

3 理論分析

(1)在振動頻率中，工頻的成分較少，不是主導頻率，可以排除軸系本身存在質量不平衡、轉子部件松動、電動機轉子受熱產生熱態質量不平衡的可能[3]。同時，也可以排除支撐剛度弱的問題，因為旋轉機械的主要激振力為不平衡離心力，如果僅是支撐剛度弱，其主振頻率應該為工頻。支撐剛度弱只是讓振動的響應變大[4]，并不會改變軸系的振動頻率。

(2)工頻成分較少，未見二倍頻頻率成分，可以排除聯軸器對中不良的安裝問題。

(3)未見與電動機級數相對應的倍頻頻率成分，可以排除不均衡電磁力對軸系的激振。

(4)雖然振動頻率中主要是低頻成分，且雙泵運行時的低頻波動更加明顯，但單轉電動機測試時，該低頻振動依然存在，且較為明顯，說明激振力不是由水流的紊流而引起的，水流紊流只是加劇該低頻振動[5]。

(5)從頻譜可知，頻譜上主要是10～15 Hz的低頻成分。從升降速時振動測試數據分析，該頻率為電動機殼體的固有頻率。說明在中高轉速區間運行時，軸系激振力引起了電動機殼體的共振[6]。

殼體共振和殼體固有的頻率相差不多，這與結構的水平剛度較弱有關。另一方面的原因，是軸系激振力偏大[7]，還與激振力中存在與殼體固有頻率相重合的激振頻率成分有關[8]。不能避開殼體的固有頻率及剛度較弱，主要是整體結構設計上的原因。在初始設計時，未考慮變頻運行，立式泵的結構已無法改變，且該立式泵經變頻改造后，初時運行的振動較小，但檢修后，出現了振動增大的問題。說明該型立式泵振動問題，不僅僅是結構剛度存在問題，還與檢修后激振力的增大有關。

立式泵在中高轉速的變頻運行中，工頻轉速為1 000～1 500 r/min，而10～15 Hz的低頻成分并非工頻的同步或次同步頻率，與工頻成分沒有線性關系，該激振力為非線性激振力，說明軸系在運行中激發了某些非線性的力，推斷該非線性激振力，主要與軸系的支撐結構及安裝質量有關。該型立式泵的軸系重量，主要由電動機上部的推力瓦或推力軸承支撐，輔以各軸向位置的導向軸承進行徑向限位。軸系轉動的穩定性比臥式轉子的穩定性要差，軸系與定子的安裝，需要保持精度較高的同心度。對于基礎、臺板、各級支座、定子、上部的推力瓦塊及推力頭等部件，均要求具有較高的水平度。各導瓦的間隙不能超標準的要求，具需有良好的限位作用，各接觸面的平整度、緊固情況要好[9]。這樣，才能保證電動機轉子在定子中能同心、垂直、平穩地轉動。任何一點未做好，均可能導致轉子運行中偏斜[10]，不穩定轉動，從而激發出非線性激振力，與殼體固有頻率重合[11]，產生共振。

根據現場檢修立式泵的經驗，各電廠在檢修時普遍存在較大誤區，尤其是水平度、垂直度的精度要求未能達標，甚至有在檢修中不進行水平度、垂直度的校核與測量。對于基礎灌漿松動、場地不平整、電機支架接觸不良、各接觸面的水平度不達標等情況，未能引起足夠的重視。同時，有部分電廠存在放棄同心度要求，而偏重控制電動機空氣間隙的情況，當空氣間隙超標后，整體平移了電機轉子，從而破壞了轉子與結構的同心度。

4 試驗與驗證

4.1 同心度試驗

某廠2A凝結泵在修前的振幅并不大，在各運行轉速下，縱向及橫方的振動值，均不超過40 μm。檢修后啟機，振動值增大，且波動較大，最大值約為110 μm。檢修該泵時，僅進行了簡單的拆裝檢查，并未更換部件。在檢修時發現，(1)電機頂部推力頭同心度的偏差大，最大偏差為200 μm，已在檢修中調至標準范圍內。(2)對于基礎、泵座、電機支架、電機的水平度，從未進行過測量和處理。

立式泵經過檢修，在高轉速下，振動頻率中低頻成分的波動較大，且低頻頻率與降速發生振動峰值的頻率相吻合。經初步分析，可能是維修后電機殼體與轉子的同心度及垂直度不好，引起了振動。由于軸系轉動的不穩定，激發了殼體共振。立式泵在維修前的振動并不太，在檢修中，僅將同心度調至標準范圍，但在各結合面平行度未得適當調整的情況下，僅調整同心度，有可能破壞了軸系的垂直度。或者，由于加工質量方面的原因，僅調整推力頭的同心度，反而使整個軸系不同心。

為驗證該低頻振動是否因調整同心度而引起，特將同心度恢復至修前的偏差值，并再次測試立式泵的振動值，發現工頻基本未變，但10～15 Hz 的低頻成分顯著減少。電動機上部的縱向15 Hz頻率成分，由調整前的54 μm降至8 μm。通頻振動值恢復至修前的狀態，不超過40 μm。試驗結果表明，僅調整同心度增大了立式泵的振動。當立式泵轉速為1 500 r/min時，同心度調整前后的振動頻譜圖，如圖5、圖6所示。

圖5 同心度調整前振動頻譜圖

圖6

4.2 推力瓦塊平行度偏差

某廠4B凝結泵在變頻運行時的振幅值較大，且不穩定。在電動機上部縱橫方向上的振幅值，均為130～250 μm。電動機變速運行時振動的波特圖，如圖7所示。根據頻譜圖分析，主要存在較明顯的10～15 Hz的低頻波動成分。在電動機上部的橫向上，主要有10 Hz的低頻成分，幅值在變化，工頻成分相對穩定，幅值也不大，約為50 μm。電動機上部縱橫方向的振動頻譜，如圖8所示。

圖7 變速運行時振動的波特圖

圖8 電動機上部縱橫方向的振動頻譜圖

經分析和推測，是軸系轉動的不平穩，才引起了泵體的共振。因此，決定對影響軸系轉動平穩性的相關部件進行檢測。解體檢查后發現，電動機上部推力瓦塊下的個別彈性墊片，存在磨損變形的情況。當個別彈性墊片磨損變形后，其支撐厚度及支撐彈性剛度均不一致，必然導致上部推力瓦塊的水平度存在偏差，導致軸系不垂直，運轉就不平穩。電動機推力瓦彈性墊片的支撐結構，如圖9所示。

圖9 電動機推力瓦彈性墊片的支撐結構

為了驗證，在檢修中，更換了已磨損變形的彈性墊片。更換墊片后的電機，在變頻運行時各轉速下的振動值，均小于50 μm，而且，10～15 Hz的低頻波動成分的振幅也大幅減小，工頻成分的振幅也有一定程度的降低。驗證結果證實了以往的推測。

5 結 語

通過理論分析及試驗結果說明，大型立式泵在變頻運行時出現的低頻振動，除了結構設計方面的原因之外，還與運行中軸系轉動的不平穩有關。因轉動的不平穩，將激發非同步的激振力，從而引起殼體共振。立式泵的結構設計已定型，且不易更改，但可從減小激振力的角度出發，排除引起軸系轉動不平穩的因素，減小非同步激振力[12]，消除或緩解立式泵過大的低頻振動。