立式泵组共振问题分类及预防

韩燕云

（大耐泵业有限公司，辽宁 大连 116620）

0 引言

为了实现节能，同时适应多种工况运行需求，目前越来越多的泵组采取了变频运行方式。变频运行可以使泵组的运行范围更广，更加贴近系统实际运行需求，但变频运行对泵组的振动要求也更高，必须在较大频率范围内不能出现共振风险。立式泵由于重心较高，安装支撑面小，容易共振，尤其是变频运行的泵组，一旦出现共振，由于现场基础、管路安装等限制，往往很难改进。共振与泵组的固有频率和现场安装条件有关，一般通过改变泵组的结构或支撑方式来改变泵组的固有频率，以避开共振。

1 立式泵组常见振动问题

利用FFT 对立式泵组的震动信号进行了波形分析，进一步得出立式泵组信号的振动频率特点。本次诊断方法和一般旋转机械使用的诊断技术所遵循的原理相同，都是通过被测泵的震动频谱所引发的部件误差来确定震动频率的来源以及特征，但振动误差的判定方法要遵循一些基本原则。其中，当频率为1X时误差形成的原因大多与转子自身的动平衡相关。比如立式泵组的滤网发生损坏引起泵内出现杂质，破坏了电泵的动平衡性。同时泵安装不牢固也会导致安装步数超标或虚脚故障，引起1X频率的不规则振动。若立式泵组数显2X 频率的振动则通常是由转子旋转等原因导致的波错位有关。遇到这些问题后须首先检查方向，如发动机出现2X 频率也可借助断电的方式来进行确认。当频率趋近0.5X 时导致故障的原因多半与油膜卷盘相关，这时可尝试调整机油的温度及压力，检查故障是否好转。

同时在现场通过手摇动测振仪测量振动速度和振幅，如果振幅与振动速度实际测量值的比值正好符合上述公式，则可用上面的公式对振动频率进行估算，将主要振动频率代入式中，也就是1X 的波频率；测出振幅与转速均与上述公式不匹配，进而通过换算来确定频率的特性；换算比测出的振幅稍大于公式代入所计算出来的振幅，表明实际的震动频率更低，且可能有低阶频如油涡等现象，否则叶片频率VPF 可能有2 倍或更高阶频率，因此这对于振动问题的分析和处理非常有利，可通过手动振动仪或DCS 监控同时测量振动速度和振幅。除根据上述诊断原理容易确认的问题外还出现了许多振动难题，特别是电泵驱动发动机在1X 或2X 的频率下振动偏大，但发动机的动平衡却不能降低频率；泵的震动较大，难以通过动平衡方式或调整支架的方式来改善泵的整体振动状态；针对立式泵组环的频率振动高，轮对后可能改变振动，因此通过有限元计算确定立式泵组的固有频率成为解决上述难题的重要手段。将立式泵组和转子结构的特性结合起来，确定实际拆卸、检修等试验结果并加以对比，找出振动的原因。

2 电机振动

在发动机驱动的立式泵组在工程中遇到了许多单独的振动问题，特别是对于功率较低的发动机组很容易产生1X 或2X 的频率响应。振动发生后既要分析频谱结果，也应对现在的固有频率进行计算，找出问题的产生原因。

以某立式泵组发动机为例，其振动特性表明，发动机在空载试验台架上的振动主要发生在1X 频率，发动机在空载恒压下的振动主要为2X 和1X。上述发动机在野外作业中表现出明显的2倍频率电磁问题。停电时振动在短时间内迅速减小，地脚螺栓松动时振动有所减小，但振动的频率明显超标，得出振动和速度的相关性较低的结论。通过计算可得出发动机的固有频率约在119Hz，不属于电磁激励频率原本范围，设计基本上能满足工作减振的要求，电磁发生振动的主要原因为受到发动机自身结构以及激振力的影响。比如某立式泵组发动机的固有频率特性，在现场的振动就超标了，现场爆震结构的固有频率和有限元计算的固有频率都接近50。发动机结构的振动是由于整机建造过程中底座的共振引起的。

3 轴频振动

立式泵组的波频振动是非常常见的，1X 频率的振动属于一种高振动能量，若长时间处于这种高振动能量中很容易造成波浪事故，因此为了避免这个问题，应当在振动达到一定稳定值后停机检修，提高设备运行的安全性。转子分析作为1X 频率下动力泵的振动研究的关键，可采取有限元法控制转子的临界转速。一般立式泵组有多个轮级和长波段，临界转速的计算只考虑负荷能力，即在临界干燥转速低于工作转速时。然而，当转子通过口环、节流阀及管座等流程时，它的临界湿转速通常比工作转速高，这时可以假设振动点更接近干燥转速。

在实际工作时，立式泵组的振动程度会随着转速的增大而提高。振动反应主要是由转子的残余动力学引起的，临界转速不正常运行主要原因是转轮液力支承的刚度，中间级节流孔和平衡装置节流孔随着转速的增加逐渐增大，使转子的转速始终超过工作转速。结合有关制度，能够将立式泵组的发动机所承受的动力刚度系数计算出来。

在干转子中，其固有频率受转子的质量分布以及刚度影响，转速的变化受转子固有频率的影响较小，因此干燥临界转速通常很低。一旦不能达到预定的转速，与动平衡机上的转子临界转速相似。当处于临界湿转速下时，转速的加快会导致转子固有频率不断增加，形成这个现象的主要因素是间隙密封水的刚度慢慢过渡到第三阶振型，但仍随转速的升高而切断，即转子处在轴头处发生的局部振动。

另外，由于这种局部结构没有处在中水系统内，因此固有频率主要是受蓄水刚度以及耦合的重量所影响，加上上述两个参数在这次变化中没有明显的体现，因此在坎贝尔曲线图上看起来更接近一条水平的直线。

如转速提高到4800r/min 左右，轴承体在水平方向的振动速度提高到约9.0mm/s，主振频率为1X 波频率。波耦合的固有频率有60Hz、83Hz、108Hz，运行转速提高到4800r/min，转速接近83Hz，泵的振动处于共振状态。上述转子模型的计算应为水平方向摆动的波头振动模态的固有频率83Hz，60Hz 应为静态下转子的总弯曲模态。速度的增加逐渐增加了该振型的固有频率值，且不超过运行速度。当频率为108Hz 时垂直方向上的振动频率被排除，这种反应更加明显。在计算时，固有频率应对应转子的第四种振动模式，即轴头的垂直方向应当高于固有频率的水平方向。这样计算的主要原因是因为当处于静态状态下时，轴头的承重能力垂直方向比水平方向具有更高的刚度。

4 泵叶频振动

泵正常运行时的振动特性包括1X 波频率和VPF 冲击频率，总的来说叶频在偏流时比较明显。有些有振动，因为叶片通频有明显异常，叶片频率的高频值比较困难，立式泵组的振动只有通过轴承体的振幅和轴瓦的振幅来识别才是合格的，若发现泵体产生异常噪音时振动速度就会超标，这就是为什么有的立式泵组只识别振幅、发现不了问题的原因。

在处理振动频率时，切割第一个车轮并增大车轮与导向旗之间的距离，在反复试验后，可能无法有效降低叶片频率偏离一般流量调节特性，通过对轴进行镀铬或对键筒进行光干涉安装，可以显著改善振动。将第一轮换成7 片叶片可大大改善第一轮的振动，证实这种振动不仅来自叶片加热，还与共振有关。

镀铬可有效降低振动，使车轮与波浪保持紧密接触，说明车轮与波浪的连通性在这种振动中起着重要作用。在计算踏面车轮固有频率时，如果车轮的固定极限仅取决于键，则车轮的固有频率从1000Hz 降到500Hz，也就是说，在实际变换过程中砂轮的局部固有频率接近激励频率和共振形式，有时不需要涂层，只需将第一个车轮的键分开匹配，保持车轮与键的微小干涉，可大大降低振动。由于第一轮的振动问题，振动的主要异常方向是驱动侧的垂直方向，其他方向都很小，说明振动也与载体本体和支撑结构的固有频率有关。通过计算泵驱动侧的轴承体，可发现轴承体本身在垂直方向固有频率趋近于500Hz 的激励频率，但水平方向上的固有频率反而偏离激励频率的幅度较大，因此垂直方向上的振动驱动明显超出水平方向的标准。在某型泵的出厂测试中，在额定流量下振动不超过3.3mm/s，而在60%～70%流量工况下发生高达11mm/s 的7X 叶频振动。

根据《故障设备诊断》2 中，关于流体冲击所导致的故障原因认为，叶轮盖板边缘到导叶盖板内沿、叶轮叶片、导叶叶片等部件之间的间隙若发生改变，则很有可能进一步引发流体出现压力脉动的现象。因此有资料建议叶片边缘处理为倾斜角20°的出口边，使叶轮中渗出的液体在达到隔舌前能经历有效的缓冲，减缓压力脉动的形成。在处理这个问题时也采取了斜切导叶的方式，同时将叶轮更换型号，由于新叶轮的工作面行程与原叶轮相比更长，因此更有利于用来弥补导叶切割所导致的泵内损失。

5 结语

本文按照有限元计算法对立式泵组的振动频谱进行分析，进一步明确了立式泵组的振动特性。通过研究，也进一步明确了生产过程中需要注意的问题：在对泵发电机底座结构安装过程中的固有频率进行有限元计算分析，不仅需要计算其固定频率与1X 振动频率之间的转速范围，还应当明确其与激励频率2X 频率之间的转速间隔；对泵的1X 轴频振动问题，在排除动平衡、松动等现象后，还需对联轴器端的共振问题予以应有的关注，检查联轴器轴承支承和联轴器重点之间的连接刚性；检查泵的叶频振动频率，密切关注振动情况与流量之间的关系，定期检查转子的松动程度。