立式泵組共振問題分類及預防

韓燕云

（大耐泵業有限公司，遼寧 大連 116620）

0 引言

為了實現節能，同時適應多種工況運行需求，目前越來越多的泵組采取了變頻運行方式。變頻運行可以使泵組的運行范圍更廣，更加貼近系統實際運行需求，但變頻運行對泵組的振動要求也更高，必須在較大頻率范圍內不能出現共振風險。立式泵由于重心較高，安裝支撐面小，容易共振，尤其是變頻運行的泵組，一旦出現共振，由于現場基礎、管路安裝等限制，往往很難改進。共振與泵組的固有頻率和現場安裝條件有關，一般通過改變泵組的結構或支撐方式來改變泵組的固有頻率，以避開共振。

1 立式泵組常見振動問題

利用FFT 對立式泵組的震動信號進行了波形分析，進一步得出立式泵組信號的振動頻率特點。本次診斷方法和一般旋轉機械使用的診斷技術所遵循的原理相同，都是通過被測泵的震動頻譜所引發的部件誤差來確定震動頻率的來源以及特征，但振動誤差的判定方法要遵循一些基本原則。其中，當頻率為1X時誤差形成的原因大多與轉子自身的動平衡相關。比如立式泵組的濾網發生損壞引起泵內出現雜質，破壞了電泵的動平衡性。同時泵安裝不牢固也會導致安裝步數超標或虛腳故障，引起1X頻率的不規則振動。若立式泵組數顯2X 頻率的振動則通常是由轉子旋轉等原因導致的波錯位有關。遇到這些問題后須首先檢查方向，如發動機出現2X 頻率也可借助斷電的方式來進行確認。當頻率趨近0.5X 時導致故障的原因多半與油膜卷盤相關，這時可嘗試調整機油的溫度及壓力，檢查故障是否好轉。

同時在現場通過手搖動測振儀測量振動速度和振幅，如果振幅與振動速度實際測量值的比值正好符合上述公式，則可用上面的公式對振動頻率進行估算，將主要振動頻率代入式中，也就是1X 的波頻率；測出振幅與轉速均與上述公式不匹配，進而通過換算來確定頻率的特性；換算比測出的振幅稍大于公式代入所計算出來的振幅，表明實際的震動頻率更低，且可能有低階頻如油渦等現象，否則葉片頻率VPF 可能有2 倍或更高階頻率，因此這對于振動問題的分析和處理非常有利，可通過手動振動儀或DCS 監控同時測量振動速度和振幅。除根據上述診斷原理容易確認的問題外還出現了許多振動難題，特別是電泵驅動發動機在1X 或2X 的頻率下振動偏大，但發動機的動平衡卻不能降低頻率；泵的震動較大，難以通過動平衡方式或調整支架的方式來改善泵的整體振動狀態；針對立式泵組環的頻率振動高，輪對后可能改變振動，因此通過有限元計算確定立式泵組的固有頻率成為解決上述難題的重要手段。將立式泵組和轉子結構的特性結合起來，確定實際拆卸、檢修等試驗結果并加以對比，找出振動的原因。

2 電機振動

在發動機驅動的立式泵組在工程中遇到了許多單獨的振動問題，特別是對于功率較低的發動機組很容易產生1X 或2X 的頻率響應。振動發生后既要分析頻譜結果，也應對現在的固有頻率進行計算，找出問題的產生原因。

以某立式泵組發動機為例，其振動特性表明，發動機在空載試驗臺架上的振動主要發生在1X 頻率，發動機在空載恒壓下的振動主要為2X 和1X。上述發動機在野外作業中表現出明顯的2倍頻率電磁問題。停電時振動在短時間內迅速減小，地腳螺栓松動時振動有所減小，但振動的頻率明顯超標，得出振動和速度的相關性較低的結論。通過計算可得出發動機的固有頻率約在119Hz，不屬于電磁激勵頻率原本范圍，設計基本上能滿足工作減振的要求，電磁發生振動的主要原因為受到發動機自身結構以及激振力的影響。比如某立式泵組發動機的固有頻率特性，在現場的振動就超標了，現場爆震結構的固有頻率和有限元計算的固有頻率都接近50。發動機結構的振動是由于整機建造過程中底座的共振引起的。

3 軸頻振動

立式泵組的波頻振動是非常常見的，1X 頻率的振動屬于一種高振動能量，若長時間處于這種高振動能量中很容易造成波浪事故，因此為了避免這個問題，應當在振動達到一定穩定值后停機檢修，提高設備運行的安全性。轉子分析作為1X 頻率下動力泵的振動研究的關鍵，可采取有限元法控制轉子的臨界轉速。一般立式泵組有多個輪級和長波段，臨界轉速的計算只考慮負荷能力，即在臨界干燥轉速低于工作轉速時。然而，當轉子通過口環、節流閥及管座等流程時，它的臨界濕轉速通常比工作轉速高，這時可以假設振動點更接近干燥轉速。

在實際工作時，立式泵組的振動程度會隨著轉速的增大而提高。振動反應主要是由轉子的殘余動力學引起的，臨界轉速不正常運行主要原因是轉輪液力支承的剛度，中間級節流孔和平衡裝置節流孔隨著轉速的增加逐漸增大，使轉子的轉速始終超過工作轉速。結合有關制度，能夠將立式泵組的發動機所承受的動力剛度系數計算出來。

在干轉子中，其固有頻率受轉子的質量分布以及剛度影響，轉速的變化受轉子固有頻率的影響較小，因此干燥臨界轉速通常很低。一旦不能達到預定的轉速，與動平衡機上的轉子臨界轉速相似。當處于臨界濕轉速下時，轉速的加快會導致轉子固有頻率不斷增加，形成這個現象的主要因素是間隙密封水的剛度慢慢過渡到第三階振型，但仍隨轉速的升高而切斷，即轉子處在軸頭處發生的局部振動。

另外，由于這種局部結構沒有處在中水系統內，因此固有頻率主要是受蓄水剛度以及耦合的重量所影響，加上上述兩個參數在這次變化中沒有明顯的體現，因此在坎貝爾曲線圖上看起來更接近一條水平的直線。

如轉速提高到4800r/min 左右，軸承體在水平方向的振動速度提高到約9.0mm/s，主振頻率為1X 波頻率。波耦合的固有頻率有60Hz、83Hz、108Hz，運行轉速提高到4800r/min，轉速接近83Hz，泵的振動處于共振狀態。上述轉子模型的計算應為水平方向擺動的波頭振動模態的固有頻率83Hz，60Hz 應為靜態下轉子的總彎曲模態。速度的增加逐漸增加了該振型的固有頻率值，且不超過運行速度。當頻率為108Hz 時垂直方向上的振動頻率被排除，這種反應更加明顯。在計算時，固有頻率應對應轉子的第四種振動模式，即軸頭的垂直方向應當高于固有頻率的水平方向。這樣計算的主要原因是因為當處于靜態狀態下時，軸頭的承重能力垂直方向比水平方向具有更高的剛度。

4 泵葉頻振動

泵正常運行時的振動特性包括1X 波頻率和VPF 沖擊頻率，總的來說葉頻在偏流時比較明顯。有些有振動，因為葉片通頻有明顯異常，葉片頻率的高頻值比較困難，立式泵組的振動只有通過軸承體的振幅和軸瓦的振幅來識別才是合格的，若發現泵體產生異常噪音時振動速度就會超標，這就是為什么有的立式泵組只識別振幅、發現不了問題的原因。

在處理振動頻率時，切割第一個車輪并增大車輪與導向旗之間的距離，在反復試驗后，可能無法有效降低葉片頻率偏離一般流量調節特性，通過對軸進行鍍鉻或對鍵筒進行光干涉安裝，可以顯著改善振動。將第一輪換成7 片葉片可大大改善第一輪的振動，證實這種振動不僅來自葉片加熱，還與共振有關。

鍍鉻可有效降低振動，使車輪與波浪保持緊密接觸，說明車輪與波浪的連通性在這種振動中起著重要作用。在計算踏面車輪固有頻率時，如果車輪的固定極限僅取決于鍵，則車輪的固有頻率從1000Hz 降到500Hz，也就是說，在實際變換過程中砂輪的局部固有頻率接近激勵頻率和共振形式，有時不需要涂層，只需將第一個車輪的鍵分開匹配，保持車輪與鍵的微小干涉，可大大降低振動。由于第一輪的振動問題，振動的主要異常方向是驅動側的垂直方向，其他方向都很小，說明振動也與載體本體和支撐結構的固有頻率有關。通過計算泵驅動側的軸承體，可發現軸承體本身在垂直方向固有頻率趨近于500Hz 的激勵頻率，但水平方向上的固有頻率反而偏離激勵頻率的幅度較大，因此垂直方向上的振動驅動明顯超出水平方向的標準。在某型泵的出廠測試中，在額定流量下振動不超過3.3mm/s，而在60%～70%流量工況下發生高達11mm/s 的7X 葉頻振動。

根據《故障設備診斷》2 中，關于流體沖擊所導致的故障原因認為，葉輪蓋板邊緣到導葉蓋板內沿、葉輪葉片、導葉葉片等部件之間的間隙若發生改變，則很有可能進一步引發流體出現壓力脈動的現象。因此有資料建議葉片邊緣處理為傾斜角20°的出口邊，使葉輪中滲出的液體在達到隔舌前能經歷有效的緩沖，減緩壓力脈動的形成。在處理這個問題時也采取了斜切導葉的方式，同時將葉輪更換型號，由于新葉輪的工作面行程與原葉輪相比更長，因此更有利于用來彌補導葉切割所導致的泵內損失。

5 結語

本文按照有限元計算法對立式泵組的振動頻譜進行分析，進一步明確了立式泵組的振動特性。通過研究，也進一步明確了生產過程中需要注意的問題：在對泵發電機底座結構安裝過程中的固有頻率進行有限元計算分析，不僅需要計算其固定頻率與1X 振動頻率之間的轉速范圍，還應當明確其與激勵頻率2X 頻率之間的轉速間隔；對泵的1X 軸頻振動問題，在排除動平衡、松動等現象后，還需對聯軸器端的共振問題予以應有的關注，檢查聯軸器軸承支承和聯軸器重點之間的連接剛性；檢查泵的葉頻振動頻率，密切關注振動情況與流量之間的關系，定期檢查轉子的松動程度。