流體激勵誘發(fā)的離心泵基線振動分析

流體激勵誘發(fā)的離心泵基線振動分析

流激勵力是離心振動的主要原因之一。由于離心葉片與旋轉(zhuǎn)軸之間的軸承相連，流激軸系統(tǒng)的振動機(jī)相對復(fù)雜，因此離心分離系統(tǒng)的振動機(jī)也相對復(fù)雜。在葉輪機(jī)械轉(zhuǎn)子動力學(xué)建模中,通常不考慮流體激勵的實(shí)際過程,而將流體對葉輪的激勵力簡化為葉輪的附加質(zhì)量,該附加質(zhì)量為葉輪內(nèi)所包含流體20%~40%的質(zhì)量,而后計(jì)算此轉(zhuǎn)子模型其它外激勵作用下的振動情況或臨界轉(zhuǎn)速。這種方法可以不用計(jì)算真實(shí)的流體激勵力,而只需從結(jié)構(gòu)力學(xué)的角度考慮系統(tǒng)的振動特性,因此工程中得到了廣泛的應(yīng)用。隨著CFD計(jì)算的發(fā)展,計(jì)算軸系轉(zhuǎn)動過程中離心泵葉輪所受到的流體力成為可能[8—13]。已有將葉輪表面所受分布流體力積分成葉輪軸向與徑向的集中力與集中力矩的研究,但還沒有將所得軸向與徑向集中力作為外激勵作用于轉(zhuǎn)子動力學(xué)模型并計(jì)算轉(zhuǎn)子振動,更沒有對這幾種流體激勵力處理方式所得結(jié)果進(jìn)行對比,因而,也無法確定采用何種流體激勵力處理方式才可得更加理想結(jié)果。鑒于以上原因,本文將建立包含離心泵葉輪—轉(zhuǎn)軸—軸承—基礎(chǔ)的轉(zhuǎn)子動力學(xué)模型,對以上流體激勵力處理方式進(jìn)行對比分析研究。1試驗(yàn)平臺建立本文的研究對象為一單級單吸含六個扭曲葉片的離心泵,葉輪直徑為172mm,其額定工況下比轉(zhuǎn)速為139,額度轉(zhuǎn)速為2930r/min(48.83Hz),額定流量為100t/h。建立了離心泵轉(zhuǎn)子試驗(yàn)平臺,離心泵系統(tǒng)安裝情況如圖1所示,垂直于離心泵機(jī)架方向?yàn)閳D中的+X向。電機(jī)通過非接觸式電磁聯(lián)軸器帶動模擬軸系(模擬實(shí)際電機(jī)離心泵安裝情況)與離心泵葉輪轉(zhuǎn)動,離心泵通過管道吸入水并將水送回到水箱中;模擬軸系與支架之間采用滾動軸承連接;離心泵、模擬軸系與電機(jī)安裝與同一機(jī)架上,機(jī)架通過八個隔振器安裝于剛性基礎(chǔ)上;離心泵進(jìn)出口通過波紋管與管道相連接以隔離管道振動,從而使電機(jī)—模擬軸系—離心泵—機(jī)架成為一個獨(dú)立的振動系統(tǒng);電磁聯(lián)軸器的作用是僅傳遞扭矩而消除電機(jī)轉(zhuǎn)軸與模擬軸系不對中引起的系統(tǒng)振動;通過動平衡技術(shù)減小了電機(jī)主軸的質(zhì)量不平衡。2轉(zhuǎn)子動力學(xué)模型如圖2所示為電磁聯(lián)軸器—模擬軸系—支撐—離心泵—基礎(chǔ)系統(tǒng)的剖視圖。依據(jù)其實(shí)際結(jié)構(gòu)建立了包含基座的四圓盤三軸段轉(zhuǎn)子動力學(xué)模型。由于電磁聯(lián)軸器、葉輪的直徑遠(yuǎn)大于轉(zhuǎn)軸直徑,因此在進(jìn)行模化時將其考慮成為質(zhì)量圓盤;同時將軸承與轉(zhuǎn)軸自身也簡化成為軸承處的兩個圓盤;轉(zhuǎn)子與支架之間采用滾珠軸承連接,由于滾珠軸承阻尼較小,因此將其直接簡化成為彈簧,同時由于隔振器阻尼較小,也忽略其阻尼作用;支架、蝸殼、電機(jī)、電機(jī)與支架共同機(jī)架則簡化成為轉(zhuǎn)子—軸承系統(tǒng)的基座并用質(zhì)量塊代替,隔振器也簡化成為彈簧并將基座與剛性基礎(chǔ)相連接;建模時,忽略轉(zhuǎn)子的扭轉(zhuǎn)振動和剪切效應(yīng),僅研究轉(zhuǎn)子的彎曲振動。根據(jù)如圖2中所示結(jié)構(gòu)建立了包含基礎(chǔ)的四圓盤三軸段的轉(zhuǎn)子動力學(xué)模型,由于以+X向的轉(zhuǎn)子模型進(jìn)行流體力簡化方式的研究;簡化所得+X向轉(zhuǎn)子模型如圖3中所示,其中圓盤4對應(yīng)葉輪,表1、2中分別列出了轉(zhuǎn)子模型中軸段、圓盤與基座的具體參數(shù)?；谶_(dá)朗伯原理建立了轉(zhuǎn)子動力學(xué)方程如式(1)所示式中X為如圖3(a)所示振動系統(tǒng)的自由度向量,M與K分別為其質(zhì)量矩陣與剛度矩陣,F為激勵力向量。X、F、M與K的具體形式為模型中軸承的支撐剛度kx2與kx3采用在軸系上軸承附加的增加配重,并測試附加配重前后軸承處軸系振動位移的變化量計(jì)算得出,測得電磁聯(lián)軸器端軸承剛度為7.50×106N/m,葉輪端軸承剛度為4.01×106N/m。如圖4所示為軸承剛度測試傳感器布置圖。測得聯(lián)軸器端軸承剛度約等于兩倍葉輪端軸承剛度,這與離心泵端采用了一個軸承、聯(lián)軸器端采用了兩個軸承的實(shí)際結(jié)構(gòu)相符。模型中其余參數(shù)均根據(jù)軸系的實(shí)際質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量與結(jié)構(gòu)尺寸得出。3瞬態(tài)分析結(jié)果—離心泵葉輪流體力的分析運(yùn)用Por-E建立離心泵內(nèi)各流體域模型,包括離心泵進(jìn)口流域、葉輪內(nèi)流域、蝸殼內(nèi)流域、平衡室流域、葉輪前蓋板與蝸殼間隙流域(包括泄漏環(huán)處間隙)、葉輪后蓋板與蝸殼間隙流域與蝸殼出口延長段流域共七個流體域。各流域網(wǎng)格劃分均采用ICEM完成,所劃分網(wǎng)格均為六面體,而后將各流域網(wǎng)格導(dǎo)入CFX中通過interface界面連接為一個整體。計(jì)算時進(jìn)口邊界條件為靜壓3871Pa(亦即395mm水柱),出口邊界條件設(shè)置為流量,湍流模式了采用SST模式。采用基于有限體積法的CFX首先對離心泵內(nèi)流場進(jìn)行穩(wěn)態(tài)分析,而后將穩(wěn)態(tài)分析結(jié)果作為瞬態(tài)分析初始值,以葉輪每轉(zhuǎn)動2度為一個時間步,運(yùn)用CFX分析了離心泵按照額定工況運(yùn)轉(zhuǎn)一周過程內(nèi)180個時間步的瞬態(tài)流場。最終由計(jì)算所得葉輪各表面的流體力,積分得出葉輪轉(zhuǎn)動一周過程中空間三個方向上的流體集中力與集中力矩,積分可直接在CFX中完成,其中葉輪+X向流體集中力與繞Y軸的集中力矩如圖5中所示,各方向定義如圖1、2中所示。文獻(xiàn)[14、15]中對本文中葉輪所受流體力計(jì)算過程與結(jié)果正確性的驗(yàn)證有更詳細(xì)描述。4不同流力處理方法的振動比較4.1轉(zhuǎn)子動力學(xué)方程的附加質(zhì)量根據(jù)所建立的轉(zhuǎn)子動力學(xué)模型,將葉輪上流體力分別簡化為20%葉輪內(nèi)水質(zhì)量、40%葉輪內(nèi)水質(zhì)量,以及CFD所獲得流體集中力與力矩三種處理方式,對模型進(jìn)行瞬態(tài)響應(yīng)分析。瞬態(tài)響應(yīng)分析時,在圓盤3上增加了初始相位為0,幅值與+X向流體力最大幅值相同的正弦激勵,激勵頻率為葉輪的轉(zhuǎn)動頻率。前兩種流體力的處理方式是將其作為模型的附加質(zhì)量,即在式(1)所示轉(zhuǎn)子動力學(xué)模型中增大M4,第三種方式則是將流體力作為模型的激勵進(jìn)行分析,該激勵作用于圓盤4上,與圓盤3上正弦激勵力共同作用于轉(zhuǎn)子模型上。葉輪中水的質(zhì)量為0.7kg,在三種處理方式中均保留了繞X軸流體集中力矩。采用Matlab編譯的Newmark-β隱式算法對轉(zhuǎn)子動力學(xué)方程進(jìn)行了瞬態(tài)響應(yīng)求解。通過激振力延拓的方式對轉(zhuǎn)子模型重復(fù)加載,共計(jì)算了葉輪轉(zhuǎn)動100圈過程中共18000個時間步過程中系統(tǒng)的振動響應(yīng)。采用CFD所獲得流體力對轉(zhuǎn)子模型進(jìn)行加載時方式如下:以10s作為第一個載荷步的加載時間,并保持該載荷5s,而后再以CFD計(jì)算中所使用時間步長循環(huán)加載+X向集中力、繞Y軸集中力矩以及正弦激勵。采用這種加載方式是為了降低CFD所得第一個時間步流體力階躍效應(yīng)的響應(yīng)頻率,而后運(yùn)用Buttworth六階濾波器濾出了10Hz以下的信號,則可以消除第一個時間步階躍激勵的影響。第一個時間步流體力數(shù)值不為零,零時間直接加載相當(dāng)于1階躍激勵,因轉(zhuǎn)子模型中未加入阻尼的作用,該階躍響應(yīng)將一直存在,因此需進(jìn)行高通濾波處理。4.2振動結(jié)果分析通過試驗(yàn)測試所得離心泵運(yùn)轉(zhuǎn)過程中支架上的振動信號,對比轉(zhuǎn)子模型瞬態(tài)響應(yīng)分析中基座的振動信號,以驗(yàn)證轉(zhuǎn)子模型的正確性。振動測點(diǎn)布置如圖4中測點(diǎn)1、2、3、4所示。對測得結(jié)果進(jìn)行了算術(shù)平均。對轉(zhuǎn)子模型進(jìn)行瞬態(tài)響應(yīng)分析的方法如上所述,但圓盤3上+X向激振力幅值設(shè)為0,以模擬離心泵軸系的實(shí)際工作情況。如圖6所示即為離心泵運(yùn)轉(zhuǎn)5min內(nèi)基座振動位移與加速度測試結(jié)果的算術(shù)平均,對比計(jì)算所得基座振動位移與振動加速度的時域與頻域波形。從圖中可以看出計(jì)算所得振動位移幅值雖然小于測試振動位移,但二者時域波形形狀基本一致,頻域最大峰值均出現(xiàn)于48.8Hz處,且幅值接近;振動加速度時域波形幅值相近,最大峰值均出現(xiàn)于244.2Hz處(5倍轉(zhuǎn)頻),因此可認(rèn)為所建立的轉(zhuǎn)子動力學(xué)模型是有效的。計(jì)算結(jié)果與測試結(jié)果誤差的主要原因一是未計(jì)入軸系自身不平衡所誘發(fā)的振動;二是忽略了電機(jī)傳遞至支架上的振動,但所建立的模型在分析不同流體力處理方式仍將是有效的。4.3中水質(zhì)量附加質(zhì)量對葉輪振動位移幅值的影響以所建立轉(zhuǎn)子模型中基礎(chǔ)的振動對流體力以上三種處理方式進(jìn)行對比分析。如圖7所示為圓盤3上作用幅值與+X向流體力最大幅值相同的正弦激勵時,三種不同流體力處理方式下最后3個周期轉(zhuǎn)子模型中基座的振動位移與加速度,以及20個周期基座振動位移與加速度的功率譜。從振動位移時域圖與功率譜中可以看出,將流體激勵力簡化為20%或40%葉輪中水的質(zhì)量,并以其作為附加質(zhì)量作用于葉輪上時,所得到的振動位移幅值明顯小于采用CFD所得流體力作用于葉輪上所得到的振動位移幅值。以20%葉輪中水質(zhì)量作為附加質(zhì)量時的基座振動位移幅值小于以40%葉輪中水質(zhì)量作為附加質(zhì)量時的基座振動位移。三種處理方式振動位移功率譜最大峰值均出現(xiàn)于離心泵轉(zhuǎn)頻48.8Hz處;與轉(zhuǎn)頻處峰值相比,離心泵葉頻處的峰值并不明顯。從振動加速度時域圖與功率譜中可以看出,將流體激勵力簡化20%或40%葉輪中水質(zhì)量的附加質(zhì)量時,基座振動加速幅值也均小于CFD流體力所獲得的基座振動加速度幅值,且其對比結(jié)果比振動位移更加明顯;以20%葉輪中水質(zhì)量作為附加質(zhì)量時的基座振動加速度幅值也小于以40%葉輪中水質(zhì)量作為附加質(zhì)量時的基座振動加速度;將流體力簡化為附加質(zhì)量時,在葉輪轉(zhuǎn)頻外激勵作用下,其振動加速度功率譜最大峰值位于葉輪轉(zhuǎn)頻處,但峰值相對較小,而CFD流體力作用下基座振動加速度功率譜最大峰值則位于5倍轉(zhuǎn)頻處。出現(xiàn)5倍轉(zhuǎn)頻是因?yàn)镃FD所得葉輪+X方向流體集中力與繞Y軸的集中力矩存在5倍轉(zhuǎn)頻分量,而在該頻率處出現(xiàn)峰值原因可作為進(jìn)一步研究的內(nèi)容。5含葉輪體的轉(zhuǎn)子振動的計(jì)算從以上對比分析結(jié)果可以得出如下結(jié)論:(1)將葉輪上流體力簡化為CFD所得集中力與力矩可有效得出離心泵運(yùn)轉(zhuǎn)過程中流體激勵所誘發(fā)的基座振動;(2)將流體力簡化為CFD所得葉輪上集中力與力矩所獲得的離心泵基座振動位移與加速度幅值均遠(yuǎn)大于將流體力簡化為葉輪