文宏剛,吳生盼,丁強民,劉廣兵,趙以奎
(合肥通用機械研究院有限公司,安徽合肥 230031)
屏蔽泵是一種離心式無密封泵,具有絕對無泄漏、運行平穩(wěn)、噪聲低等特點。隨著科技進步和工業(yè)水平不斷提高,在核電、船舶、石油、化工、制冷等領(lǐng)域已廣泛取代傳統(tǒng)離心泵[1]。
近年來,用戶對屏蔽泵安全性、可靠性要求越來越高,屏蔽泵振動也成為一個不可忽略的關(guān)鍵因素。屏蔽泵作為一種特殊的流體輸送設(shè)備,其振動源主要來源于機械振動和流體振動。相關(guān)學者進行了大量研究,提出很多有效降低振源的措施,一定程度上降低了屏蔽泵的振動[2],但屏蔽泵的結(jié)構(gòu)各異,對傳遞路徑的優(yōu)化研究工作較少。由于立式屏蔽泵的結(jié)構(gòu)特殊性,底座作為整泵的唯一傳遞路徑,其振動響應(yīng)對整泵的振動特性影響較大。
因此本文將以某型立式屏蔽泵底座為研究對象,結(jié)合振動理論與屏蔽泵設(shè)計工程經(jīng)驗,提出兩種改進措施,采用預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析和諧響應(yīng)分析,比較改進方案優(yōu)缺點,選擇合理的低振動響應(yīng)結(jié)構(gòu),有效降低泵組振動,同時為類似結(jié)構(gòu)的立式屏蔽泵減振提供參考。
研究對象為某型立式屏蔽泵,用于輸送NaOH 溶液,主要參數(shù)為:流量4.0 m3/h,揚程35 m,轉(zhuǎn)速2920 r/min,電機功率2.2 kW。立式屏蔽泵三維模型如圖1 所示。
結(jié)合該泵現(xiàn)場運行數(shù)據(jù),分析屏蔽泵內(nèi)部流體激勵力主要是來源是葉輪上的不平衡軸向力和徑向力[4-5]。因此依據(jù)離心泵設(shè)計理論和工程經(jīng)驗,提出了以下2 種方案(圖2)。其中,方案A 是底座上下板加厚,支撐筋加粗并增加數(shù)量;方案B 支撐筋改為空心圓柱,上下底板加厚。
圖1 立式屏蔽泵三維模型
屏蔽泵在運行過程中一般承受的軸向力主要有:①葉輪前后蓋板不對稱產(chǎn)生的軸向力T1;②動反力T2;③軸臺、軸端等結(jié)構(gòu)因素引起的軸向力T3;④轉(zhuǎn)子重量引起的軸向力T4。葉輪上還承受有徑向力F。除此以外,還有裝配及制造等因素造成的裝配應(yīng)力以及溫度變化產(chǎn)生的熱應(yīng)力,這些力隨機性強,計算中不予考慮[3]。
圖2 2 種底座改進方案
底座承受的不平衡軸向力為:
底座承受的徑向力為:
由于底座與泵體、地面基礎(chǔ)用螺栓聯(lián)接,因此將底座與地面接觸面設(shè)置為固定約束,泵體接觸面設(shè)置為力載荷面,大小和方向分別與不平衡軸向力和徑向力保持一致。另外葉輪轉(zhuǎn)速為2920 r/min,計算可得軸頻為ω1=48.7 Hz,葉頻為ω2=292 Hz,一般考慮共振范圍為(0.8~1.5)w 之間[4,5],因此取激勵里頻率范圍為0~500 Hz。2 種方案底座施加邊界條件如圖3 所示。
圖3 底座邊界條件
底座由上環(huán)、加強筋、底環(huán)三部分組成,材料為0Cr18Ni9。為了保證良好的網(wǎng)格劃分質(zhì)量和較高的計算效率,對底座三維模型進行了適當簡化,除去螺紋特征線,不相關(guān)的倒角等特征,采用四面體網(wǎng)格劃分,并對不可忽略的小孔進行了適當?shù)木W(wǎng)格加密,其中方案A 網(wǎng)格單元數(shù)為11 萬個,方案B 網(wǎng)格單元數(shù)為11.7 萬個。
底座諧響應(yīng)計算如圖4、圖5 所示,可以看出,隨著激勵頻率增大,振動位移、速度、加速度均會在相應(yīng)的諧振頻率處產(chǎn)生峰值,其中方案A 在350 Hz 處,出現(xiàn)峰值,最大振動位移為2.3×10-4mm,振動速度為0.5 mm/s,振動加速度為1097 mm/s2。方案B在在第400 Hz 處,4.2×10-5mm,振動速度為0.11 mm/s,振動加速度為267 mm/s2,這表明方案B 低振動響應(yīng)更好。
圖4 方案A 底振動加速度—頻率
圖5 方案B 底座振動加速度—頻率
諧響應(yīng)分析結(jié)果表明,方案A 在350 Hz 處,出現(xiàn)峰值,最大振動加速度為1097 mm/s2。方案B 在400 Hz 處,出現(xiàn)峰值,最大振動加速度為267 mm/s2。因此,建議采用方案B,該結(jié)構(gòu)低振動響應(yīng)更好,重量較輕,加工更方便。同時也可為同類屏蔽泵的減振提供參考。