趙峰
(沈陽(yáng)鼓風(fēng)機(jī)集團(tuán) 申藍(lán)機(jī)械有限公司,沈陽(yáng) 110869)
應(yīng)用測(cè)試與仿真方法對(duì)水泵機(jī)組振動(dòng)診斷
趙峰
(沈陽(yáng)鼓風(fēng)機(jī)集團(tuán) 申藍(lán)機(jī)械有限公司,沈陽(yáng) 110869)
結(jié)合振動(dòng)測(cè)試數(shù)據(jù),對(duì)水泵機(jī)組進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性和流體激勵(lì)分析,診斷出其結(jié)構(gòu)的薄弱環(huán)節(jié),進(jìn)行設(shè)計(jì)修改與優(yōu)化。首先,對(duì)某船用水泵機(jī)組進(jìn)行振動(dòng)測(cè)試,通過(guò)機(jī)組的特征頻譜分析,找出其可能對(duì)應(yīng)的影響因素。其次,應(yīng)用模態(tài)測(cè)試及工作變形(Operational deformation shape,ODS)測(cè)試,通過(guò)測(cè)試結(jié)果分析出水泵機(jī)組的模態(tài)參數(shù)與工作狀態(tài)參數(shù),找出影響振動(dòng)的主要結(jié)構(gòu)因素。再次,應(yīng)用流場(chǎng)分析方法對(duì)水泵機(jī)組的吸水室流道、葉輪流道和壓水室流道進(jìn)行仿真計(jì)算分析,找出影響振動(dòng)的流體激勵(lì)因素。最后,根據(jù)動(dòng)態(tài)特性測(cè)試分析和流場(chǎng)分析的結(jié)論,對(duì)水泵機(jī)組的安裝方式和渦室入水口幾何尺寸進(jìn)行改進(jìn),有效地降低了水泵機(jī)組的振動(dòng)。
振動(dòng)與波;水泵機(jī)組;模態(tài)測(cè)試;工作變形測(cè)試;流場(chǎng)分析;故障診斷
目前,船舶系統(tǒng)對(duì)振動(dòng)噪聲要求日益嚴(yán)格,水泵機(jī)組作為船用重要的配套設(shè)備,也是振動(dòng)噪聲源之一,企業(yè)開(kāi)始對(duì)水泵機(jī)組的減振降噪課題進(jìn)行深入技術(shù)攻關(guān)。水泵機(jī)組機(jī)械結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是復(fù)雜的旋轉(zhuǎn)設(shè)備,在運(yùn)行過(guò)程中影響振動(dòng)的因素比較多,如:結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、安裝邊界條件、水力模型、加工和裝配差異等。船用水泵機(jī)組振動(dòng)超標(biāo)時(shí),通常的表現(xiàn)就是旋轉(zhuǎn)軸系振動(dòng)發(fā)生了異常變化[1],根據(jù)常規(guī)振動(dòng)測(cè)試結(jié)果,分析頻響函數(shù)的特征峰值做出初判斷。本文針對(duì)此類(lèi)問(wèn)題應(yīng)用動(dòng)態(tài)特性測(cè)試和流場(chǎng)激勵(lì)計(jì)算兩種手段聯(lián)合分析,精確地診斷出安裝邊界條件和水力模型為整機(jī)系統(tǒng)振動(dòng)的薄弱環(huán)節(jié),對(duì)其進(jìn)行邊界條件改進(jìn)及水力模型優(yōu)化,改進(jìn)后的水泵重新測(cè)試,成功地降低了整機(jī)系統(tǒng)振動(dòng)值。
對(duì)船用水泵機(jī)組進(jìn)行振動(dòng)加速度響應(yīng)測(cè)試,能夠較全面地了解設(shè)備的初始振動(dòng)狀態(tài),針對(duì)頻響函數(shù)特征峰值進(jìn)行分析[2],利用以往積累的故障診斷經(jīng)驗(yàn),初步分析判斷振動(dòng)超標(biāo)的原因,并制定下一步的測(cè)試及分析方案。
1.1立式水泵機(jī)組加速度響應(yīng)測(cè)試
對(duì)某型側(cè)掛式安裝的立式水泵機(jī)組進(jìn)行了振動(dòng)加速度響應(yīng)測(cè)試,應(yīng)用丹麥B&K測(cè)試分析系統(tǒng),振動(dòng)加速度響應(yīng)測(cè)試一共有17個(gè)測(cè)點(diǎn),其測(cè)點(diǎn)布置示意圖見(jiàn)圖1。
圖1 水泵機(jī)組振動(dòng)測(cè)點(diǎn)布置示意圖
立式水泵機(jī)組采用側(cè)掛式彈性安裝,泵主體固定在電機(jī)上。檢測(cè)地點(diǎn)的振動(dòng)加速度級(jí)不超過(guò)80 dB,低于被測(cè)設(shè)備振動(dòng)加速度級(jí)10 dB以上,認(rèn)為測(cè)試環(huán)境是合理,故試驗(yàn)振動(dòng)檢測(cè)數(shù)據(jù)無(wú)需修正。
1.2測(cè)試結(jié)果分析
測(cè)試結(jié)果表明,低頻段(10 Hz~315 Hz)加速度振級(jí)為116.5 dB不滿(mǎn)足標(biāo)準(zhǔn)要求的110 dB,低頻段加速度振級(jí)高出了6.5 dB。從測(cè)試得到的振動(dòng)加速度響應(yīng)能量頻譜圖2和加速度頻譜圖3中觀察,具有以下特征:頻譜圖中,以1倍頻和2倍頻分量為主,其2倍頻分量所占的比例超過(guò)1倍頻;葉頻成分在信號(hào)的頻譜圖中峰值也較為突出。從頻譜響應(yīng)特征分析結(jié)果來(lái)看,振動(dòng)超標(biāo)主要是2倍頻及葉頻引起的。根據(jù)以往積累的典型振動(dòng)故障特征頻率經(jīng)驗(yàn)分析:基頻與2倍頻的特征頻率,2倍頻相比基頻較大時(shí),可能是由于軸系連接對(duì)中誤差所引起的;頻響函數(shù)中的葉頻、中頻連續(xù)譜較大時(shí),可能是由于壓力脈動(dòng)不均勻所引起的。因此,初步判斷是由于軸系不對(duì)中和水動(dòng)力壓力脈動(dòng)不平均引起的。為了進(jìn)一步診斷振動(dòng)原因,需要對(duì)水泵機(jī)組進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性測(cè)試分析與水力模型仿真[3],通過(guò)這種聯(lián)合分析手段找出整機(jī)系統(tǒng)的薄弱環(huán)節(jié),再制定出改進(jìn)方案。
圖2 在10 Hz~315 Hz頻段內(nèi)振動(dòng)能量頻譜圖
圖3 在10 Hz~315 Hz頻段內(nèi)振動(dòng)加速度頻譜圖
應(yīng)用結(jié)構(gòu)模態(tài)測(cè)試與工作變形測(cè)試(ODS)兩種手段相結(jié)合,分析出機(jī)組主要振動(dòng)原因所對(duì)應(yīng)的結(jié)構(gòu)薄弱環(huán)節(jié)。以測(cè)試模型為基準(zhǔn),建立一個(gè)可以反應(yīng)實(shí)際工況的有限元模型。針對(duì)動(dòng)態(tài)特性測(cè)試找出影響水泵機(jī)組軸系不對(duì)中的原因,提出改進(jìn)優(yōu)化建議,后續(xù)在該模型基礎(chǔ)上進(jìn)行虛擬仿真驗(yàn)證。
2.1水泵機(jī)組模態(tài)和ODS測(cè)試
模態(tài)實(shí)驗(yàn)的目的是為了掌握泵組的結(jié)構(gòu)基本動(dòng)態(tài)特性,用于故障診斷分析及有限元模型修改校準(zhǔn)。此次實(shí)驗(yàn)采用脈沖激勵(lì),單點(diǎn)激勵(lì)多點(diǎn)響應(yīng)的測(cè)試方法,激勵(lì)點(diǎn)的布置是根據(jù)仿真計(jì)算結(jié)果而選定的,確保其位置不在前3階模態(tài)振型的節(jié)點(diǎn)處。為確保對(duì)模態(tài)振型的準(zhǔn)確識(shí)別,響應(yīng)測(cè)試點(diǎn)所得的信息要求有盡可能高的信噪比,數(shù)據(jù)采集與處理系統(tǒng)采用B&K系統(tǒng),圖4和圖5分別為模態(tài)測(cè)試系統(tǒng)實(shí)物與測(cè)試模型,表1為測(cè)試得到的水泵機(jī)組模態(tài)參數(shù)。
圖4 實(shí)物圖測(cè)試圖
圖5 測(cè)試布點(diǎn)圖
表1 模態(tài)頻率與振型
ODS實(shí)驗(yàn)的目的是為了查找泵組整機(jī)的振動(dòng)頻響函數(shù)中峰值較高的頻率(基頻、二倍頻和葉頻成分)所對(duì)應(yīng)的工作變形,以便結(jié)合模態(tài)測(cè)試的模態(tài)頻率及模態(tài)振型來(lái)進(jìn)行故障診斷分析。此次實(shí)驗(yàn)以常規(guī)工作狀態(tài)下轉(zhuǎn)子系統(tǒng)運(yùn)轉(zhuǎn)作為自激振力,泵體與電機(jī)連接處的振動(dòng)測(cè)點(diǎn)作為參考點(diǎn),泵組上的測(cè)點(diǎn)布置與模態(tài)測(cè)試相同。
ODS測(cè)試結(jié)果顯示:50 Hz所對(duì)應(yīng)的工作變形是整體沿y軸搖擺;100 Hz所對(duì)應(yīng)的工作變形是電機(jī)不動(dòng),泵體沿y軸彎曲變形。經(jīng)過(guò)與結(jié)構(gòu)模態(tài)測(cè)試參數(shù)作對(duì)比,50 Hz與100 Hz分別是機(jī)組正常工作的基頻與基頻二倍頻,這兩個(gè)頻率與結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率相接近,故會(huì)導(dǎo)致整機(jī)系統(tǒng)頻響函數(shù)中這兩個(gè)頻率的峰值過(guò)高。
2.2結(jié)構(gòu)仿真分析
在Ansys平臺(tái)下建立有限元建模進(jìn)行模態(tài)分析計(jì)算,以實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果為基準(zhǔn)去修改有限元模型的邊界條件及結(jié)合面參數(shù),建立一個(gè)可以反映實(shí)際工況的有限元模型。經(jīng)分析,發(fā)現(xiàn)通過(guò)改變泵機(jī)組的安裝邊界條件,可以直接影響結(jié)構(gòu)的模態(tài)參數(shù),從而使整機(jī)的模態(tài)參數(shù)遠(yuǎn)離泵組工作基頻及倍頻。
用修正后的有限元模型進(jìn)行計(jì)算分析發(fā)現(xiàn):側(cè)掛式安裝方式在不受激勵(lì)力作用時(shí),由于水泵機(jī)組的重力作用及隔振器彈性變形,在垂直方向上的兩個(gè)隔振器受力是不同的,上端受拉力、下端受壓力。把在線(xiàn)動(dòng)平衡實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)作為轉(zhuǎn)動(dòng)激勵(lì),施加在有限元模型中的軸系上,激發(fā)隔振器的拉壓方向的往復(fù)振動(dòng),并導(dǎo)致隔振器和水泵機(jī)組的耦合振動(dòng)。系統(tǒng)整體產(chǎn)生繞豎直橫截面中心點(diǎn)的擺動(dòng)振動(dòng),如圖6所示,導(dǎo)致水泵機(jī)組在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中軸系不對(duì)中。
圖6 側(cè)掛式隔振系統(tǒng)
2.3動(dòng)態(tài)測(cè)試分析小結(jié)
通過(guò)仿真計(jì)算分析,發(fā)現(xiàn)這種安裝方式很難通過(guò)隔振器的布置來(lái)保證在轉(zhuǎn)動(dòng)不平衡激勵(lì)作用下軸系的對(duì)中性,這使系統(tǒng)的隔振處理非常困難,船舶中一些側(cè)掛式安裝的設(shè)備及其隔振系統(tǒng)都經(jīng)常發(fā)生此類(lèi)故障,故建議改用立式安裝方式。
當(dāng)水泵本身的流場(chǎng)出現(xiàn)回流或者速度分布不均勻的時(shí)候,將引發(fā)流體的壓力脈動(dòng),從而導(dǎo)致較為強(qiáng)烈的振動(dòng)[4-5]。圖7為采用Ansys軟件建立的水泵機(jī)組的全流道有限元模型。
圖7 水泵的全流道有限元模型
3.1吸水室流道
吸水室屬于低壓區(qū),為監(jiān)測(cè)其壓力脈動(dòng),沿接近中剖面的地方設(shè)立壓力監(jiān)測(cè)點(diǎn)。從吸水室壓力脈動(dòng)頻譜圖8可以看出,軸頻及其2倍頻十分突出。
圖8 壓力脈動(dòng)頻譜
觀察葉輪中面的總壓分布圖9。葉輪中心到邊緣的壓力梯度分布較為均勻,葉輪與壓水室蝸殼交界面處呈現(xiàn)明顯的勢(shì)流尾跡現(xiàn)象。勢(shì)流和尾跡在進(jìn)入后續(xù)的壓水室渦室的時(shí)候有可能會(huì)對(duì)其中的流體產(chǎn)生沖擊和傳播,從而引起比較大的壓力脈動(dòng)。在葉輪中面靜壓分布圖10可以看出,葉輪中心處的壓力分布較不均勻。結(jié)合吸水室中葉輪入口附近的流體狀況,幾乎可以斷定,這是由于流體的不均勻吸入引起的。
圖9 葉輪中面總壓分布
圖10 葉輪中面靜壓分布
3.2葉輪流道
整個(gè)水泵,葉輪是最為復(fù)雜的水力元件,其流道內(nèi)的流體也是最復(fù)雜的。為了更好地監(jiān)測(cè)內(nèi)部的流場(chǎng)分布情況[6-7],現(xiàn)取其中一個(gè)葉片作為重點(diǎn)研究對(duì)象,設(shè)立a1-a12共12個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn),具體分布如圖11所示,其中面測(cè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)頻譜如圖12所示。
圖11 葉輪流道內(nèi)壓力脈動(dòng)監(jiān)測(cè)點(diǎn)示意圖
圖12 a1-a4點(diǎn)壓力脈動(dòng)頻譜
3.3壓水室流道
壓水室作為與葉輪緊密聯(lián)系的水力部件,受葉輪影響較大,而且由于其渦室與葉輪發(fā)生動(dòng)靜耦合,流體產(chǎn)生非常復(fù)雜的流動(dòng)。為了充分地反映其中流體的流動(dòng)狀況,設(shè)立b1-b8,c1-c8以及d、e、f共19個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)。具體分布見(jiàn)圖13,其中各點(diǎn)均分布于該點(diǎn)的中剖面上,b1-b8相鄰點(diǎn)夾角為45°。
圖13 流道內(nèi)壓力脈動(dòng)監(jiān)測(cè)點(diǎn)
從壓水室的速度矢量云圖及其截面圖可以清晰地發(fā)現(xiàn),隔舌附近在水平方向和豎直方向均出現(xiàn)了明顯的速度梯度。葉輪與隔舌的動(dòng)靜干涉使得葉輪中通過(guò)離心力加速甩出的液體遭遇到隔舌處的局部阻力,整體速度下降。其中一部分液體由于隔舌兩邊存在著一定的壓力差,見(jiàn)圖14,被重新加速,回流隔舌左側(cè)的渦室中,見(jiàn)圖15,與其中的高速流體混合。正是由于這部分回流的液體,對(duì)隔舌左側(cè)的至高速區(qū),即e點(diǎn)所在區(qū)域造成了沖擊、擾動(dòng),使得該點(diǎn)處的壓力脈動(dòng)遠(yuǎn)大于d點(diǎn)。類(lèi)似的情況,由于c4點(diǎn)處于葉輪與隔舌的共同影響區(qū),速度和壓力在該處會(huì)出現(xiàn)一個(gè)較大的交變梯度,且梯度的變化與葉輪的轉(zhuǎn)動(dòng)緊密相關(guān),這也正是該點(diǎn)加速度響應(yīng)中葉頻表現(xiàn)明顯的原因[8]。
圖14 壓力分布云圖
圖15 速度矢量云圖
3.4流場(chǎng)分析小結(jié)
從水泵流場(chǎng)有限元模型,可以看出該型水泵機(jī)組進(jìn)口的流體成螺旋狀進(jìn)入水泵內(nèi),這樣導(dǎo)致流體進(jìn)入水泵之前就存在漩渦、回流等問(wèn)題,流場(chǎng)并不穩(wěn)定,并且會(huì)存在一定壓力脈動(dòng),進(jìn)入水泵體后這種脈動(dòng)情況會(huì)更加復(fù)雜[9]。從計(jì)算的流場(chǎng)的壓力脈動(dòng)結(jié)果,也驗(yàn)證了這一情況,說(shuō)明了壓力脈動(dòng)是對(duì)該型水泵系統(tǒng)加速度響應(yīng)中的葉頻峰值成分的主要貢獻(xiàn)源,因此應(yīng)該改進(jìn)該型水泵的進(jìn)口設(shè)計(jì),保證流體平穩(wěn)進(jìn)入水泵。
根據(jù)上述動(dòng)態(tài)特性和流場(chǎng)的分析結(jié)論,我公司對(duì)該型水泵機(jī)組進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn),重新研制新型水泵機(jī)組樣機(jī)。針對(duì)水泵結(jié)構(gòu)動(dòng)特性測(cè)試分析結(jié)果,將原有的支撐方式改為立式支撐,見(jiàn)圖16,可以有效地降低軸系安裝不對(duì)中帶來(lái)的振動(dòng)超標(biāo)。針對(duì)水泵水力模型仿真分析,將原有的水泵進(jìn)口進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn),降低了水力脈沖對(duì)軸系葉頻的影響[10]。
圖16 新型水泵機(jī)組三維圖
對(duì)樣機(jī)進(jìn)行加速度響應(yīng)測(cè)試,其低頻段加速度振級(jí)為110 dB,見(jiàn)圖17,滿(mǎn)足了標(biāo)準(zhǔn)的要求。在低頻段內(nèi)加速度頻響函數(shù)中,見(jiàn)圖18,泵組的基頻、二倍頻和葉頻都有效地降低了幅值,這樣使得低頻段內(nèi)的振動(dòng)能量總值下降到合格區(qū)間。
新型水泵機(jī)組優(yōu)化改進(jìn)方案是在性能參數(shù)不變的前提下,根據(jù)測(cè)試及分析結(jié)果對(duì)水泵機(jī)組進(jìn)行了以下兩個(gè)方面的改進(jìn)優(yōu)化,成功地完成了機(jī)組減振設(shè)計(jì)方案。
圖17 在10 Hz~315 Hz頻段內(nèi)振動(dòng)能量頻譜圖
圖18 在10 Hz~315 Hz頻段內(nèi)振動(dòng)加速度頻譜圖
(1)從動(dòng)態(tài)特性測(cè)試及分析結(jié)果得出:機(jī)組由側(cè)掛式改為立式平面支撐的結(jié)構(gòu)方式,避免隔振器長(zhǎng)時(shí)間承拉壓、承剪,在旋轉(zhuǎn)激勵(lì)作用下,引起不均勻的彈性變形量,使得水泵機(jī)組不能垂直安裝,導(dǎo)致軸系不對(duì)中。
(2)從流場(chǎng)分析結(jié)果得出:吸水口形式改為直吸入,管徑加大減小流速,使得流體壓力脈動(dòng)情況得以改善,避免了渦動(dòng),減小了流體壓力脈動(dòng),減小了水力脈動(dòng)對(duì)該型水泵機(jī)組加速度響應(yīng)中葉頻的貢獻(xiàn)量。
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DiagnosticAnalysis of Water Pump Units Using Testing and Simulation Methods
ZHAOFeng
(Shenyang Blower Works Group Co.Ltd.,Shenyang 110869,China)
Problems of the structure of a water pump unit are diagnosed according to its vibration response experiment and flow excitation experiment results.And the structure is improved and optimized according to the diagnosis results.First of all,the vibration test of a ship water pump unit is done.Through the analysis of the characteristic frequency spectrum,the possible influence factors on the vibration are found.Then,the modal test is combined with Operational Deformation Shape(ODS)test to analyze the modal parameters and operation condition parameters of the unit and to find the main influencing factors of the structure on the vibration.The flow fields of the suction chamber channel,impeller channel and pumping chamber channel are simulated and analyzed and the influence of the fluid-flow excitation on the vibration is found.Finally,on the basis of the results of dynamic characteristic analysis and flow field analysis,the installation process of the pump unit and the geometrical size of the vortex chamber are optimized and improved.As a result,the vibration of the water pump unit is effectively reduced.
vibration and wave;water pump unit;modal testing;ODS testing;flow field analysis;fault diagnosis
TB123;TH113.1;TH3
ADOI編碼:10.3969/j.issn.1006-1335.2016.05.032
1006-1355(2016)05-0155-05
2016-04-08
趙峰(1983-),男,沈陽(yáng)市人,碩士研究生,主要研究方向?yàn)閿?shù)控機(jī)床及水泵機(jī)組設(shè)計(jì)、動(dòng)力學(xué)及流體分析。E-mail:13840424515@163.com