双吸式离心泵振动实验

王志远, 钱忠东

(武汉大学 水利水电学院, 湖北 武汉 430072)

双吸式离心泵流量大、扬程高,广泛应用在跨流域调水、农业灌溉以及城市供水等领域[1]。在水泵运行过程中,振动问题一直备受关注[2],国内外学者通过实验对水泵的振动特性进行研究。A E Khalifa等[3]通过实验研究了双蜗壳离心泵叶频脉动及诱导振动,结果表明振动在不同的运行工况下能很好地反映泵内的压力脉动特征。GUO等[4]对导叶式离心泵的压力脉动及振动特性进行实验研究,认为蜗壳内的静压和叶轮内的压力脉动在非设计工况下是不稳定的。Srivastav等[5]通过振动和噪声实验研究了离心泵在不同工况下叶轮与隔舌间的间隙对振动和噪声的影响,结果表明振动和噪声随间隙的增大而降低。张宁等[6-7]对侧壁式离心泵不同运行工况振动特性进行研究表明,变工况对模型泵的中、高频信号影响较小。陈婕等[8-9]研究了离心泵转子质量不平衡和汽蚀对振动特性的影响,得出随着转子质量不平衡加剧,转频幅值增加明显,随着汽蚀程度的加深,振动幅值呈上升趋势。李忠等[10]研究了变工况下轴流泵的振动特性,结果表明运行工况从大流量降至小流量的过程中其装置振动水平可分为低水平区、快速增长区及高水平区。胡芳芳等[11]釆用实验测试技术对混流泵在各个工况下的压力脉动、振动和噪声进行了测试分析,得到叶片通过频率是低频压力脉动和振动噪声的主频。Tretheweya等[12]研究了反应堆冷却泵旋转轴的振动特性,建立了旋转轴振动特征与旋转轴疲劳寿命的关系。

在水泵及水泵站课程中,双吸式离心泵作为一种主要的泵型进行教学,但目前对双吸式离心泵振动特性的相关实验研究较少。为此,本文以250S-14双吸式离心泵为研究对象,在水泵上布置振动加速度传感器,进行信号采集和频谱分析,研究不同运行工况下双吸式离心泵机组的振动特性。

1 实验装置

1.1 实验台

武汉大学水资源与水电工程科学国家重点实验室的水泵综合实验台结构示意见图1,由水泵、电动机、进出水管路、闸阀、循环水箱以及测试设备等组成,振动由布置在水泵传动端轴承座上的振动加速度传感器测量,流量由出水管上的电磁流量计测量。实验所用双吸式离心泵型号为250S-14,设计流量Qn=485 m3/h,叶片数Z=6片,额定转速为n=1 450 r/min,叶片频率为fBEF=145.0 Hz,转动频率为fn=24.2 Hz。

图1 实验台结构示意图

1.2 测点布置

如图2所示,振动由布置在水泵传动端轴承座上的径向水平方向振动加速度传感器(测点1)、径向垂直方向振动加速度传感器(测点2)以及轴向振动加速度传感器(测点3)获取数据。

图2 振动加速度传感器布置图

1.3 实验工况

本实验测试不同运行工况下双吸式离心泵振动特性,运行工况选择1.0Qn、小流量工况0.5Qn以及大流量工况1.5Qn。

1.4 数据采集与处理

振动信号采集时,采样频率设为2 560 Hz,采集时间设为12.8 s。对采集的数据进行快速傅里叶变换(FFT),分析频域内主要频率f组成及其幅值A的大小及变化。

2 实验结果与分析

2.1 设计工况下水泵振动结果与分析

图3为设计工况(1.0Qn)下水泵传动端轴承座各测点振动频谱图。可以看出：测点1主频为叶频fBEF,主频幅值为0.165 1 m/s2,次频fn为转频,幅值为0.125 5 m/s2,说明径向水平方向受压力脉动影响较大,受转子系统质量不平衡影响次之；测点2主频为转频,幅值为0.249 7 m/s2,次频为2fBEF,幅值为0.118 0 m/s2,说明径向垂直方向受转子系统质量不平衡引起的振动影响较大,受压力脉动的影响次之；测点3主频为转频,幅值为0.366 4 m/s2,叶频幅值为0.078 4 m/s2,说明轴向方向受转子系统左右不平衡影响较大,受压力脉动影响较小。3个方向中,轴向的主频幅值最大,径向垂直方向次之,径向水平方向最小,说明在设计工况下,双吸式离心泵的振动受转子系统质量不平衡影响较大。这主要是由于双吸式离心泵特殊的结构造成的,双吸式离心泵具有左右进水室,理想条件下进水条件是完全相同的,但由于铸造以及来流条件稍有差异,使得吸水室左右不平衡；同时,转子系统在铸造、安装时也不可避免的存在左右不平衡,即机械不平衡,水力不平衡和机械不平衡综合作用为转子系统质量不平衡,使得轴向方向振动较大。

2.2 小流量工况下水泵振动结果与分析

图4为工况为1.0Qn与小流量工况0.5Qn下测点1振动频谱对比。可以看出：小流量工况下,测点1主频为叶频fBEF,幅值为0.319 1 m/s2；次频为转频,幅值为0.131 3 m/s2；2fBEF也较大,其幅值为0.104 0 m/s2。与设计工况相比,叶频幅值增大至设计工况幅值的1.93倍,增幅较大,而转频增幅为0.005 8 m/s2,变化不明显。叶频幅值增大明显,是因为压水室压力脉动主频为叶频,且在小流量较设计流量下有大幅度增加。以上说明小流量工况下径向水平方向振动受压水室压力脉动影响较大,与设计流量工况相比,受压水室压力脉动影响明显增大,受转子系统质量不平衡影响变化不大。

图3 工况为1.0Qn振动频谱图

图4 测点1工况1.0Qn与小流量工况0.5Qn振动频谱对比

图5为工况1.0Qn与小流量工况0.5Qn下测点2振动频谱对比。可以看出：小流量工况下,测点2主频为转频fn,幅值为0.246 5 m/s2;次频为2fn,幅值为0.176 7 m/s2;3fn也较大,其幅值为0.147 6 m/s2;叶片频率fBEF幅值为0.132 2 m/s2。与设计工况(1.0Qn)相比,主频幅值略有降低,但2fn有较大幅度的增加,增大至设计工况幅值的2.23倍。此外,小流量工况下3fn和fBEF增大明显,2fn和3fn为小流量工况下水泵由于发生汽蚀和失速而产生的压力脉动频率,在吸水室表现明显,叶频脉动在压水室表现明显。以上表明,与设计流量工况相比,小流量工况下径向垂直方向振动受吸水室和压水室压力脉动影响较大,受转子系统质量不平衡影响变化不大。

图5 测点2工况1.0Qn与小流量工况0.5Qn振动频谱对比

图6为工况1.0Qn与小流量工况0.5Qn下测点3振动频谱对比。可以看出：小流量工况下,测点3主频为转频fn,幅值为0.362 6 m/s2；次频为3fn,幅值为0.272 9 m/s2；2fn较大,其幅值为0.232 8 m/s2,叶片频率幅值为0.079 0 m/s2；与设计工况相比,主频幅值略有降低, 2fn幅值增大至设计工况幅值的2.25倍,3fn幅值增加明显,成为了次频,叶片频率增大不明显。2fn和3fn为小流量下水泵由于发生汽蚀和失速而产生的压力脉动频率,在吸水室表现明显。以上说明,与设计流量工况相比,小流量工况下轴向方向振动受吸水室压力脉动影响较大,受转子系统质量不平衡影响变化不大。

图6 测点3工况1.0Qn与小流量工况0.5Qn振动频谱对比

2.3 大流量工况下水泵振动结果与分析

图7为工况1.0Qn与大流量工况1.5Qn下测点1振动频谱对比。可以看出：大流量工况下,测点1主频为叶频fBEF,幅值为0.216 5 m/s2;次频为2fBEF的叶频,幅值为0.190 2 m/s2;转频fn也较大,幅值为0.129 7 m/s2。与设计工况相比,叶频幅值增大至设计工况幅1.31倍,增幅较小流量下小,但2fBEF幅值增大明显,转频幅值变化不明显,fBEF和2fBEF在压水室表现明显。以上说明,大流量工况下径向水平方向振动受压水室压力脉动影响较大,与设计流量工况相比,受压水室压力脉动影响明显增大,受转子系统质量不平衡影响变化不大。

图7 测点1工况1.0Qn与大流量工况1.5Qn振动频谱对比

图8为设计工况1.0Qn与大流量工况1.5Qn下测点2振动频谱对比。可以看出:大流量工况下,测点2主频为转频fn,幅值为0.261 2 m/s2；次频为2fBEF,幅值为0.216 7 m/s2；与设计工况相比,主频幅值变化不大,但2fBEF有较大幅度增加,增大至设计工况幅值的1.58倍,2fBEF脉动在压水室表现明显。以上说明,与设计流量工况相比,大流量工况下径向垂直方向振动受压水室压力脉动影响增大,受转子系统质量不平衡影响变化不大。

图8 测点2工况1.0Qn与大流量工况1.5Qn振动频谱对比

图9为设计工况1.0Qn与大流量工况1.5Qn下测点3振动频谱对比。可以看出：大流量工况下,测点3主频为转频fn,幅值为0.382 6 m/s2;次频为叶频fBEF,幅值为0.196 2 m/s2；与设计工况相比,主频幅值略有升高,但叶频频率增加明显,增大至设计工况幅值的2.5倍,叶频脉动在压水室表现明显。以上说明,与设计流量工况相比,大流量工况下轴向方向振动受压水室压力脉动影响增大,受转子系统质量不平衡影响变化不大。

图9 测点3工况1.0Qn与大流量工况1.5Qn振动频谱对比

3 结论

采用实验方法研究了不同运行工况下离心泵的振动特性,结果表明:设计工况1.0Qn下,轴向方向振动强度最大,径向垂直方向振动强度次之,径向水平方向振动强度最小；轴向方向振动主要受转子系统质量不平衡影响,径向垂直方向振动主要受转子系统质量不平衡以及压力脉动的影响,径向水平方向振动受压力脉动影响较大；小流量和大流量工况下,轴承座各方向振动强度增大,主要受压力脉动的影响。本文可为大学水利类及动力类专业的本科实验教学提供参考和启示。

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