泵的振動問題分析

        當(dāng)泵及其關(guān)聯(lián)系統(tǒng)發(fā)生故障時，通常歸結(jié)到四種類型：斷裂，疲勞，摩擦磨損或泄漏。斷裂的原因是過載，例如超過預(yù)期的壓力，或管口負(fù)荷超出推薦的水平。疲勞的條件是施加的載荷是交變的，應(yīng)力周期地超過材料破裂的耐久極限，泵部件的疲勞主要由振動過大引起，而振動大由轉(zhuǎn)子不平衡，泵和驅(qū)動機(jī)之間軸中心線的過大不對中，或固有頻率共振放大的過大運(yùn)動引起。

         摩擦磨損和密封泄漏意味著轉(zhuǎn)子和定子之間的相互定位沒有在設(shè)計(jì)的容差范圍。這可以動態(tài)發(fā)生，一般原因是過大的振動。當(dāng)磨損或泄漏位于殼體單個角度位置，常見的原因是不可接受的管口載荷量，及其導(dǎo)致的或獨(dú)立的泵/驅(qū)動機(jī)不對中。在高能泵（特別是加氫裂化和鍋爐給水泵），另一個在定子一個位置摩擦的可能性是溫度變化太快，導(dǎo)致每個部件由于隨溫度的變化，長度和裝配不匹配。

        有一些特定的方法和程序可供遵循，降低發(fā)生這些問題的機(jī)會；或如果發(fā)生了，幫助確定解決這些問題的方法。

 振動評估

        關(guān)于泵的振動和其它不穩(wěn)定機(jī)械狀態(tài)的診斷或預(yù)測，應(yīng)包括如下評估：

• 轉(zhuǎn)子動力學(xué)行為，包括臨界轉(zhuǎn)速，激勵響應(yīng)，和穩(wěn)定性

• 扭轉(zhuǎn)臨界轉(zhuǎn)速和振蕩應(yīng)力，包括起機(jī)/停機(jī)瞬態(tài)

• 管路和管口負(fù)荷引起的不穩(wěn)定應(yīng)力，和不對中導(dǎo)致的扭曲

• 由于扭振、止推和徑向負(fù)荷導(dǎo)致高應(yīng)力部件的疲勞

• 軸承和密封的穩(wěn)態(tài)和動態(tài)行為

• 正常運(yùn)行和連鎖停機(jī)過程的潤滑系統(tǒng)運(yùn)行

• 工作范圍對振動的影響

• 組合的泵和系統(tǒng)中的聲學(xué)共振（類似喇叭）

         通常討論的振動問題是軸的橫向振動，即與軸垂直的轉(zhuǎn)子動力學(xué)運(yùn)動，然而，振動問題也會在泵的定子結(jié)構(gòu)發(fā)生，如立式泵，另外振動也會發(fā)生在軸向，也可能涉及扭振。

 泵的運(yùn)行點(diǎn)對振動的影響

         盡量運(yùn)行在BEF點(diǎn)，否則，離心泵隨節(jié)流振動變大，除非節(jié)流伴隨轉(zhuǎn)速的改變?nèi)鏥FD。在給定轉(zhuǎn)速運(yùn)行遠(yuǎn)低于BEF，與遠(yuǎn)高于BEF一樣，使流體的速度角度與各級葉輪或擴(kuò)散器或蝸殼舌部的流道角度不匹配。在低于入口或出口回流的流量下，轉(zhuǎn)子葉輪穩(wěn)定的側(cè)負(fù)荷和搖動可能引起摩擦，甚至損壞軸承。一些工廠考慮未來生產(chǎn)擴(kuò)容，購買大于需求能力的設(shè)備，但是這樣會產(chǎn)生幾年的本應(yīng)可靠設(shè)備的性能不可靠。如圖1的典型結(jié)果，盡管運(yùn)行在低于BEF是允許的甚至對某些應(yīng)用是必須的，但是絕不要使泵長時間運(yùn)行在低于廠家提供的“最小連續(xù)流量”，否則脈動和振動將有階躍升高。

泵入口設(shè)計(jì)對振動的影響

         入口法蘭的機(jī)械連接，以及泵葉輪上游的液壓設(shè)計(jì)，都會顯著影響泵的振動。避免在大的管口有無限制的膨脹節(jié)（管路“柔性節(jié)”），然而，主要的液壓問題是要有足夠的靜壓避免氣蝕。這意味著不僅僅具有足夠的凈正入口壓頭（NPSHA），還要高一些以滿足廠家公布的3%壓頭下降NPSHR（需要的NPHS）。當(dāng)NPSHA到3xNPHSR時，高頻氣蝕（有時聽不見的）將引起葉輪流道入口側(cè)或摩擦環(huán)出口側(cè)的侵蝕，并導(dǎo)致低頻有時流道通過頻率振動增加。除了入口壓力太低，如果泵運(yùn)行在遠(yuǎn)離BEF點(diǎn)，進(jìn)入的流體對旋轉(zhuǎn)的葉輪流道的沖擊角度會與泵的設(shè)計(jì)者在該轉(zhuǎn)速下預(yù)測的不同，將在入口或出口發(fā)生流道失速，分別導(dǎo)致入口或出口回流。這種內(nèi)部回流可引起流道壓力側(cè)的氣蝕，導(dǎo)致旋渦狀流隨葉輪旋轉(zhuǎn)，但是以一個較慢的轉(zhuǎn)速，在意想不到的次同步頻率激勵轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速，顯著增大振動。

平衡

         不平衡是機(jī)器振動過大最常見的原因（大約50%），緊隨其后的是不對中。一般認(rèn)為平衡分靜態(tài)（質(zhì)量中心偏離中心，質(zhì)量分布主軸仍與旋轉(zhuǎn)中心線平行）和動態(tài)（質(zhì)量中心軸與旋轉(zhuǎn)軸成角度）。對應(yīng)軸向短的部件（如一個止推墊圈）二者的差別可以忽略，只需要單面靜態(tài)平衡。對于長度大于1/6直徑的部件，應(yīng)考慮動態(tài)不平衡，至少需要雙面平衡。對于運(yùn)行在二階臨界轉(zhuǎn)速（對泵不常見）的轉(zhuǎn)子，甚至雙面平衡還不夠，可能需要某些形式的高速模態(tài)平衡（即平衡去重考慮最接近的固有頻率模態(tài)形狀）。不平衡表現(xiàn)為1X頻率，這是因?yàn)檗D(zhuǎn)子的重點(diǎn)以轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，使振動運(yùn)動以相同頻率。一般它也導(dǎo)致一個圓形軸心軌跡，盡管如果轉(zhuǎn)子在滑動軸承內(nèi)承受高負(fù)荷軌跡可能為橢圓。

 泵/驅(qū)動機(jī)對中

         不對中僅次于不平衡，是旋轉(zhuǎn)機(jī)器振動問題第二個最常見的原因。通常區(qū)分為兩種形式：平行不對中和角不對中，一般不對中是兩種的結(jié)合。有時一個轉(zhuǎn)子必須在冷態(tài)和未運(yùn)行時偏移，以便在運(yùn)行和熱態(tài)時保持對中。不對中主要引起2X轉(zhuǎn)頻振動，因?yàn)楦叨葯E圓的軌跡驅(qū)使軸運(yùn)行在不對中的一側(cè)。有時不對中負(fù)荷可導(dǎo)致高次諧頻（即轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速整數(shù)倍頻，尤其3X），甚至可能降低振動，因?yàn)樗虞d轉(zhuǎn)子使其對軸承殼異常變強(qiáng)?；蛘?，不對中可實(shí)際上引起1X振動增大，通過抬起轉(zhuǎn)子使其離開重力加載的“軸承位置”，使軸承運(yùn)行在相對卸載狀態(tài)（這也可導(dǎo)致軸不穩(wěn)定，后述）。典型的不對中特征表現(xiàn)為2X振動，香蕉或數(shù)字8形軌跡，通常伴隨相對較大的軸向運(yùn)動，也是在2X，因?yàn)槁?lián)軸器經(jīng)歷非線性“壓彎”每轉(zhuǎn)兩次。

 共振

         振動超標(biāo)是常見的問題，尤其在變頻系統(tǒng)，很可能存在一個激勵頻率等于一個固有頻率。為了避免共振，轉(zhuǎn)子和軸承座的固有頻率應(yīng)該與“運(yùn)球”型的力頻率很好分離，它們很可能是1X轉(zhuǎn)頻（典型不平衡），2X（典型不對中），或葉輪流道數(shù)乘以轉(zhuǎn)速（稱為“流道通過”振動，當(dāng)葉輪流道通過一個蝸殼舌或擴(kuò)散器流道“切流”）

         實(shí)際上，共振放大（常稱為“Q”值）系數(shù)通常介于2至25之間，如果引起振動的力是穩(wěn)定的而不是振蕩的。Q取決于能量消耗的量，稱為“阻尼”，它在碰撞中發(fā)生。在一個汽車車身，這個阻尼由沖擊吸收器提供；在一個泵，它大部分由軸承和“環(huán)形密封”轉(zhuǎn)子和定子之間的流體陷阱提供，像平衡活塞。

        對應(yīng)共振，模態(tài)沖擊測試是非常有效和被證明的方法，可快速發(fā)現(xiàn)共振的原因并從根本解決它。典型的解決方法包括對最大振動運(yùn)動區(qū)域選擇性的支撐，或者增加質(zhì)量。模態(tài)“敲擊“測試最好在機(jī)器運(yùn)行中進(jìn)行，這樣，軸承和密封是“承載的”并支撐轉(zhuǎn)子，在泵的典型運(yùn)行狀態(tài)。確認(rèn)你或服務(wù)商具有在機(jī)器運(yùn)行條件下進(jìn)行“敲擊”測試的能力。

轉(zhuǎn)子動力學(xué)評估

         轉(zhuǎn)子動力學(xué)需要一個比結(jié)構(gòu)動力學(xué)更專業(yè)計(jì)算機(jī)程序，因?yàn)樗仨毎ǖ挠绊懭纾?/span>

1. 在軸承，葉輪和密封，作為轉(zhuǎn)速和負(fù)荷的函數(shù)的三維剛度和阻尼

2. 葉輪和止推平衡裝置流體激勵力，和

3. 陀螺效應(yīng)

         然而，一些大學(xué)和商業(yè)組織開發(fā)了轉(zhuǎn)子動力學(xué)程序，可用的程序包括各種計(jì)算子程序，用于軸承和圓形密封（如摩擦環(huán)和平衡鼓）的剛度和阻尼系數(shù)計(jì)算，臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算，激勵響應(yīng)和轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性計(jì)算，它包括軸承和密封阻尼和“交叉耦合剛度”的影響（即與運(yùn)動垂直的的反作用力）。

 流體“增加質(zhì)量”對轉(zhuǎn)子動力學(xué)固有頻率的影響

         圍繞轉(zhuǎn)子的流體以三種方式增加轉(zhuǎn)子的慣性：流體被困在葉輪通道直接增加質(zhì)量；由于葉輪和軸材料的存在移動的流體直接對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)增加質(zhì)量，由于轉(zhuǎn)子在流體中的振動，它必須移動這個質(zhì)量；以及在緊密間隙中的流體，一定比轉(zhuǎn)子振動加速度更快地加速以保持連續(xù)性，并因此可能會增加很多倍于其移動的質(zhì)量（稱為Stroke Effect）。

 環(huán)形密封“Lomakin效應(yīng)”對轉(zhuǎn)子動力學(xué)固有頻率的影響

         泵的環(huán)形密封（例如，摩擦環(huán)和平衡鼓）可對動力學(xué)特性影響很大，通過改變轉(zhuǎn)子支撐剛度從而轉(zhuǎn)子固有頻率，因此可以避開或?qū)е聫?qiáng)一倍和二倍轉(zhuǎn)頻激勵與一個低固有頻率之間可能的共振。環(huán)形密封的剛度和阻尼小部分由擠壓油膜和流體動力楔（對滑動軸承設(shè)計(jì)廣為所知）提供。然而，由于在環(huán)形密封中相對軸承來說存在高的軸向?qū)A周流速比例，由于圓周間隙變化可以在環(huán)形間隙產(chǎn)生很大的力，隨著轉(zhuǎn)子偏心的發(fā)展引起B(yǎng)ernoulli壓降，這被稱為Lomakin效應(yīng)，并且是泵的環(huán)形密封中最大的剛度和阻尼力產(chǎn)生機(jī)制。

         Lomakin效應(yīng)直接取決于通過密封的壓降，對于恒定系統(tǒng)流阻它產(chǎn)生Lomakin支撐剛度大約隨著轉(zhuǎn)速的平方而變化。然而，對于大約恒定的系統(tǒng)壓頭，導(dǎo)致只有很小的Lomakin效應(yīng)隨轉(zhuǎn)速的變化。其它重要的參數(shù)是環(huán)形密封長度，直徑和間隙；流體特性是次要的除非涉及非常高的粘度。然而，流體漩渦可以導(dǎo)致Lomakin效應(yīng)的顯著下降，或者增加伴隨它的交叉耦合，重要的是，當(dāng)交叉耦合反作用力超過阻尼反作用力，它可能引起轉(zhuǎn)子動力學(xué)不穩(wěn)定（如合理設(shè)置的轉(zhuǎn)子動力學(xué)程序所估算的那樣）。

         間隙效應(yīng)是最強(qiáng)的幾何尺寸影響，Lomakin效應(yīng)大約與其平方成反比。間隙影響很大的物理解釋是，它給圓周壓力分布（Lomakin效應(yīng)的原因）通過圓周流動而消除。任何環(huán)形密封腔帶有切槽在一定程度具有與增加間隙相同的效果，在這個角度看深槽比淺槽更差。

 轉(zhuǎn)子扭轉(zhuǎn)分析

         橫向轉(zhuǎn)子動力學(xué)分析可以通常不包括其它泵系統(tǒng)部件，如驅(qū)動機(jī)，泵殼體，軸承座，基礎(chǔ)或管道，然而，泵軸的扭轉(zhuǎn)振動和各種泵固定結(jié)構(gòu)的振動是取決于系統(tǒng)的，由于振動的固有頻率和振型隨部件的質(zhì)量，剛度和阻尼而變化的，不是包含在泵中的那些。

         盡管扭振問題再泵不常見，除非由高頻VDF激勵的電動機(jī)驅(qū)動，或由往復(fù)發(fā)動機(jī)驅(qū)動，復(fù)雜的泵/驅(qū)動鏈具有扭振問題的可能性。這可以通過計(jì)算進(jìn)行檢查，包括前幾階扭振臨界轉(zhuǎn)速，和系統(tǒng)在起機(jī)瞬態(tài)，穩(wěn)態(tài)運(yùn)行，連鎖和電動機(jī)控制的瞬態(tài)過程中對激勵的強(qiáng)迫振動響應(yīng)。強(qiáng)迫響應(yīng)應(yīng)該按照靜態(tài)的加上振蕩的應(yīng)力之和，在驅(qū)動鏈的最高應(yīng)力元件，通常是最小軸直徑處。

         一般計(jì)算前兩個扭振模型足夠覆蓋期望的激勵頻率范圍，為此，泵機(jī)組必須按照至少三個部分建模：泵轉(zhuǎn)子，聯(lián)軸器（包括任何墊塊）和驅(qū)動機(jī)轉(zhuǎn)子。如果使用柔性聯(lián)軸器（如盤聯(lián)軸器），聯(lián)軸器的剛度將與軸的剛度在一個數(shù)量級，必須包含在分析中。聯(lián)軸器扭轉(zhuǎn)剛度的良好估計(jì)，通常相對獨(dú)立與速度和穩(wěn)態(tài)扭矩，列在聯(lián)軸器樣本數(shù)據(jù)中，通常提供給定尺寸的剛度范圍。

         如果包含齒輪箱，每個齒輪必須單獨(dú)考慮，按照慣量和嚙合比。如果泵或驅(qū)動轉(zhuǎn)子與將轉(zhuǎn)子連接到聯(lián)軸器的軸相比不是至少幾倍的扭轉(zhuǎn)剛度，那么單個軸長度和內(nèi)部葉輪應(yīng)包括在模型中，然而對工業(yè)泵來說要求最后一步是不常見的。

         手工計(jì)算前幾個扭轉(zhuǎn)固有頻率的方法由Blevins給出，然而泵的扭振計(jì)算應(yīng)該包括系統(tǒng)阻尼的影響。為了以足夠精度確定軸的應(yīng)力，應(yīng)該使用數(shù)字的程序，如Holzer方法，傳遞矩陣法或有限元分析（FEA）。

         最低扭轉(zhuǎn)振型是在泵/驅(qū)動系統(tǒng)最常被激起的，這個扭轉(zhuǎn)振型的大部分運(yùn)動發(fā)生在泵的軸上。這種情況下，主要的阻尼來自泵葉輪，當(dāng)它由于扭振運(yùn)動運(yùn)行在稍高和稍低的瞬時轉(zhuǎn)速時消耗的能量。這個阻尼的粗略估計(jì)公式：

         阻尼 = 2x（額定扭矩）x（估計(jì)的頻率）/（額定轉(zhuǎn)速）^2

         為了確定期望的大扭振激勵的頻率，以及這些頻率下發(fā)生扭矩值，任何給定轉(zhuǎn)速和流量下的泵的扭矩可以乘以一個單位系數(shù)“p.u.”，重要頻率下的p.u.系數(shù)可從特定系統(tǒng)的電機(jī)和控制生產(chǎn)商那里獲得，一般是感興趣的狀態(tài)下穩(wěn)定運(yùn)行扭矩的大約0.01至0.05，峰-峰值。來自電動機(jī)的最重要的扭轉(zhuǎn)激勵頻率是極數(shù)乘以滑差頻率（對感應(yīng)電動機(jī)），轉(zhuǎn)速乘以極數(shù)，以及轉(zhuǎn)速本身；泵的不穩(wěn)定的流體扭矩也存在，頻率表現(xiàn)為轉(zhuǎn)速乘以葉輪流道數(shù)，強(qiáng)度等于傳遞的扭矩除以流道數(shù)，一般具有的最大值也是在0.01至0.05區(qū)間，不在BEP最佳運(yùn)行點(diǎn)運(yùn)行和/或葉輪少于4個流道一般具有較高的值。

         對于包括變速或VFD的系統(tǒng)，應(yīng)該特別關(guān)注，除了激勵頻率掃描一個大的范圍從而增加發(fā)生共振的機(jī)會，老式的VFD控制器提供新的激勵，表現(xiàn)在電動機(jī)轉(zhuǎn)速的各種“控制脈沖”乘數(shù)，通常為6X或12X，以及也常為整分?jǐn)?shù)約數(shù)?？刂破魃a(chǎn)廠商可以預(yù)測這些頻率及其相關(guān)的p.u.系數(shù)。

         對機(jī)組扭轉(zhuǎn)特性的可接受度的判斷應(yīng)該基于在所有運(yùn)行狀態(tài)，受迫響應(yīng)軸應(yīng)力是否在疲勞極限預(yù)留了足夠安全系數(shù)之下。對一個仔細(xì)分析的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)，推薦的最小安全系數(shù)是2。

 轉(zhuǎn)子動力穩(wěn)定性

         轉(zhuǎn)子動力穩(wěn)定性指一種現(xiàn)象，即使主動的穩(wěn)定的激勵非常低，具有反應(yīng)支持力的轉(zhuǎn)子及其系統(tǒng)能夠成為自激的，導(dǎo)致可能災(zāi)害性的振動水平。轉(zhuǎn)子動力不穩(wěn)定性的一個關(guān)鍵因素是交叉耦合剛度，交叉剛度源于在軸承和其它緊密的旋轉(zhuǎn)間隙中建立的流體動力油膜，流體動力油膜具有傾向于將轉(zhuǎn)子推回到其中心位置的有利效果 – 這是典型的流體膜（軸頸）軸承的工作原理。然而，除此之外，交叉耦合力矢量作用在與運(yùn)動垂直的方向，與源自流體阻尼的矢量方向相反，因此很多人將交叉耦合剛度理解為負(fù)阻尼。交叉耦合作用對穩(wěn)定性是非常重要的，如果交叉耦合力矢量變成大于阻尼矢量，振動引起反應(yīng)力以一種反饋的方式導(dǎo)致不斷增加的振動，軸心軌跡不斷變大直到產(chǎn)生嚴(yán)重摩擦，或由于大的運(yùn)動反饋停止。

         軸半速渦動是一個在低于一階非臨界阻尼的軸彎曲固有頻率下的受迫響應(yīng)，它是由流體激勵力驅(qū)動的，產(chǎn)生力的靜態(tài)壓力場以低于轉(zhuǎn)速的某個速度旋轉(zhuǎn)，流體旋轉(zhuǎn)的速度成為渦動速度。渦動最常見的原因是圍繞葉輪前或后側(cè)板，或在軸頸軸承的間隙的流體旋轉(zhuǎn)，這種流體旋轉(zhuǎn)一般是轉(zhuǎn)速的約45%，因?yàn)榱黧w在定子殼壁是固定的，在轉(zhuǎn)子表面以轉(zhuǎn)子的速度旋轉(zhuǎn)，這樣在旋轉(zhuǎn)間隙建立起大約半速的“庫艾特流”分布。驅(qū)動這個渦動的壓力分布一般是傾斜的，這樣交叉耦合的分量與渦動運(yùn)動方向相同，并且可能很強(qiáng)。如果某種原因間隙在一側(cè)減小，例如由于偏心，結(jié)果耦合的力進(jìn)一步增加。如果流體渦動頻率隨轉(zhuǎn)速增加而增加，直到渦動位于一個轉(zhuǎn)子很小阻尼的臨界轉(zhuǎn)速，交叉耦合力的作用相位相對于對它的反應(yīng)力成為不穩(wěn)定的（力導(dǎo)致變形導(dǎo)致更大的力），那么“軸渦動”變?yōu)樗^的“軸振蕩”，它是很具破壞性的，迅速地磨損掉泵腔內(nèi)密封所需要的緊密設(shè)計(jì)間隙。

         軸振蕩的特征是一旦它開始，所有自激發(fā)生在軸的彎曲固有頻率，這樣振動響應(yīng)頻率“鎖定”固有頻率。由于振蕩開始于當(dāng)渦動接近轉(zhuǎn)速的一半，并等于軸的固有頻率，正常的1X轉(zhuǎn)速頻率頻譜和大概圓形的軸心軌跡現(xiàn)在表現(xiàn)出顯著的大約0.45倍轉(zhuǎn)速分量，在軌跡上表現(xiàn)為一個環(huán)，反映每隔一轉(zhuǎn)一次軌跡脈動。這種情況下的典型觀察是振動“鎖定”在固有頻率上，導(dǎo)致在振蕩開始之后轉(zhuǎn)速升高，振動偏離渦動的恒定百分比轉(zhuǎn)速。

 參數(shù)共振和分?jǐn)?shù)頻率

         已經(jīng)發(fā)現(xiàn)，在透平機(jī)器中當(dāng)轉(zhuǎn)子與殼體的定子部件相互作用時，常見一些類型的非線性振動響應(yīng)，它們一般歸結(jié)到參數(shù)共振類型，超出了本文討論的范圍。它們可導(dǎo)致大的振動，盡管相對低的驅(qū)動力。一般來講，這些共振是由軸承支撐松動或在軸承、密封或其它旋轉(zhuǎn)間隙處的摩擦引起的，征狀是脈動的軸心軌跡，在轉(zhuǎn)速的整分?jǐn)?shù)倍頻，如1/2，1/4等振動較大。

測試方法 – FFT頻譜分析

         振動幅值對頻率的FFT頻譜或“特征”分析可確定那些被強(qiáng)烈激起的頻率，對熟悉泵的內(nèi)部部件和泵所連接的系統(tǒng)的振動特性的專業(yè)人員，提示可能的根本原因。特征分析之后，實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析（EMA）已經(jīng)證明其通過分別確定泵系統(tǒng)的激勵力和固有頻率快速解決問題的能力。

         泵的振動達(dá)到最大的轉(zhuǎn)速，并且根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，很嚴(yán)重足以引起可靠性問題，被稱為“臨界轉(zhuǎn)速”。泵的臨界轉(zhuǎn)速通常由“瀑布圖”確定，它是泵在靜止和運(yùn)行狀態(tài)之間加速或減速過程中，振動幅值對頻率的頻譜對時間的3-D繪圖。圖3所示的例子，是一個鍋爐給水泵在一個低流速下（排放口節(jié)流）在一個速度范圍內(nèi)運(yùn)行的三維圖。對泵來說，這樣一個繪圖可能有明顯誤差，因?yàn)榄h(huán)形密封在起機(jī)和停機(jī)的瞬態(tài)的剛度值k與它們在感興趣的穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)的值有很大差別，主要由于 Lomakin效應(yīng)。

         級聯(lián)圖的分析配對是坎貝爾圖，它是振動激勵頻率對轉(zhuǎn)速的繪圖。由于泵中最強(qiáng)的振動激勵發(fā)生在轉(zhuǎn)速的整數(shù)倍頻，這些（1X，2X和流道通過）在圖中作為從坐標(biāo)原點(diǎn)放射的斜線繪出，同樣對前幾個計(jì)算的轉(zhuǎn)子固有頻率匯出大約水平線。激勵和固有頻率曲線的交點(diǎn)用半徑等于交點(diǎn)發(fā)生的頻率的10%畫圓標(biāo)注，如果任何圓的任何部分位于代表最小和最大運(yùn)行轉(zhuǎn)速的兩條垂直線之間，那么共振會發(fā)生，需要采取步驟移動有問題的固有頻率，增加其阻尼直到達(dá)到臨界阻尼，或消除激勵源。

                                                                       圖3，Off-BEP振動對轉(zhuǎn)速的瀑布或級聯(lián)圖

測試方法 – 沖擊（敲擊）測試

         在模態(tài)響應(yīng)沖擊測試或激振器測試確定固有頻率時，展示結(jié)果方便的繪圖是log振動值對頻率，結(jié)合相位角對頻率的繪圖，這個繪圖識別和驗(yàn)證固有頻率的值并表示其放大系數(shù)。另一個有用的繪圖是奈奎斯特圖，它承載相似的信息，但以極坐標(biāo)圖的方式，振動值是放射的矢量，相位是其角度。對后者，固有頻率繪圖作為近似圓，使用奈奎斯特圖接近的振型更容易識別和分開。

         實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析（EMA）是一個振動測試方法，它對泵施加已知的力（在測試范圍所有頻率上恒定），泵由這個力單獨(dú)產(chǎn)生的振動響應(yīng)被觀察和分析。EMA可以在實(shí)驗(yàn)臺上也可以在現(xiàn)場確定泵的振動特性，可以得到結(jié)合了殼體、管道和支撐結(jié)構(gòu)的實(shí)際固有頻率；并且如果采用特殊的數(shù)據(jù)采集步驟，EMA也可以在泵的運(yùn)行狀態(tài)確定轉(zhuǎn)子的固有頻率。

        做EMA使用的主要工具是一個雙通道FFT頻率分析儀，一個PC和特定軟件，一組振動響應(yīng)探頭如加速度傳感器或渦流探頭，和一個沖擊力錘。力錘的設(shè)計(jì)能夠?qū)⒘Ψ植嫉揭粋€頻率范圍，覆蓋測試的范圍，結(jié)果就像一系列激振器測試的結(jié)合。沖擊力錘在其頭部有一個加速度計(jì)，標(biāo)定指示施加的力，在EMA測試時，力錘沖擊力加速度傳感器的信號連接到頻譜分析儀的一個通道。在每個頻率上，第二通道除以第一通道得到泵及其連接的系統(tǒng)的“頻率響應(yīng)函數(shù)”（FRF）。FRF的峰是非臨界阻尼的固有頻率，峰的寬度和高度指示每個固有頻率的阻尼，以及在測試位置振動對力錘沖擊的位置附近發(fā)生的力，在給定固有頻率附近頻率的靈敏性。

         Marscher開發(fā)了EMA的變種，不需要停掉泵、在實(shí)際現(xiàn)場測試的時間和運(yùn)行制約下就可以準(zhǔn)確確定固有頻率，這個方法稱為時間平均沖擊（TAP）。TAP方法統(tǒng)計(jì)識別模態(tài)分析的數(shù)據(jù)，以便在泵運(yùn)行在有問題的狀態(tài)下可靠地確定結(jié)構(gòu)固有頻率和振型，共振力的位置和頻率，和轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速。TAP然后使用經(jīng)典模態(tài)分析處理技術(shù)產(chǎn)生每個固有頻率下振型的動畫模型，預(yù)測設(shè)想的設(shè)計(jì)改變的有效性，例如加強(qiáng)軸承剛度，新的管道支撐，或加厚基板。這個方法可應(yīng)用于任何轉(zhuǎn)速和負(fù)荷下機(jī)器。

         EMA可以分類復(fù)雜的模型測試數(shù)據(jù)庫，由多個位置對一個敲擊位置的振動響應(yīng)的FRF繪圖組成，選擇的敲擊位置代表可能存在顯著激勵力的地方。這個分類處理的結(jié)構(gòu)是準(zhǔn)確預(yù)測測試范圍內(nèi)每個固有頻率的頻率和阻尼，將“成箱的”固有頻率振動變?yōu)椤罢裥汀?。在一些EMA軟件，這個信息可以用來自動預(yù)測增加質(zhì)量、阻尼器或支撐的最佳位置，以解決與給定振型有關(guān)的振動問題。對于機(jī)器運(yùn)行時在很大位置和方向采集的振動也可以做類似的“箱”，被稱為運(yùn)行變形形狀（ODS），ODS是一個非常有用的故障排查工具，因?yàn)橹T如軟腳、部件松動、過大柔性區(qū)域之類的問題即刻變?yōu)槊黠@的，從而可以提出修理措施。

 振動故障排查

         圖4和圖5表示一個代表性的泵型式的典型故障模式和相關(guān)的頻率，這些圖的重點(diǎn)不在于包括所有泵的問題，但示出了主要問題，以及這些問題如何與導(dǎo)致的振動相關(guān)。圖6表示FFT頻譜和x-y軌跡（在探頭位置軸中心線的運(yùn)動）如何被用來確定發(fā)生了什么故障，基于振動水平，它們的嚴(yán)重性怎樣。

                                                                       圖4：臥式泵典型的流體和機(jī)械問題征兆

                                                                                   圖5：與泵的故障模式相關(guān)的典型頻率

                                                                       圖6：軸心軌跡和頻譜，不對中舉例

案例：立式泵帶空心軸/齒輪箱驅(qū)動

         一個主要的US煉油廠的一些服務(wù)水泵發(fā)生了一系列齒輪箱失效問題，發(fā)出強(qiáng)烈的尖銳噪聲違反OSHA標(biāo)準(zhǔn)。這些泵通過汽機(jī)經(jīng)過一個直角1：1齒輪箱和空心軸以可變轉(zhuǎn)速驅(qū)動。來自泵、透平和齒輪箱制造商和獨(dú)立咨詢公司的很多專家，在安裝以來的幾年中未能成功地使用振動特征測試（和某些FEA）理解和消除問題，更換一些按照更嚴(yán)格的誤差仔細(xì)建造的齒輪箱沒有效果，懷疑問題與由齒輪嚙合頻率激起的扭轉(zhuǎn)臨界轉(zhuǎn)速有關(guān)。然而，完成的扭振測試發(fā)現(xiàn)所有轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)固有頻率接近他們預(yù)測的值，并不接近設(shè)備的單一的運(yùn)轉(zhuǎn)速度。

         沖擊模態(tài)測試在所有曝露的定子以及轉(zhuǎn)子部件完成，使用上述談到的累計(jì)時間平均方法，沒有結(jié)果指示存在任何固有頻率接近齒輪嚙合激勵頻率，直到對4英尺長的空驅(qū)動軸在其運(yùn)行時進(jìn)行沖擊測試。驚人的測試結(jié)果表明，空心軸在扭矩下幾乎正好在齒嚙合頻率具有一個“鐘振型”，激勵的固有頻率振型如圖7所示，空心軸振型呈橢圓形，具有非常小的阻尼，引起軸長度隨著橫截面周期性地變?yōu)闄E圓而波動。后續(xù)的分析表明，出乎意料的軸向運(yùn)動是通過“泊松效應(yīng)”發(fā)生的，即是，當(dāng)你在一個方向拉緊部件，它自動在垂直方向同時變形。通過進(jìn)一步測試表明，驅(qū)動力是來自大小齒輪嚙合是扭轉(zhuǎn)和軸向載荷的結(jié)合。驅(qū)動軸用油脂填充阻尼衰減這個異常振動，齒輪箱噪聲立即下降了10倍，所有齒輪箱問題得以解決。

                                                                            圖7：驅(qū)動軸的2階鐘振型

結(jié)論

         諸如檢查振動的可接受性的程序之類的問題看似簡單，現(xiàn)實(shí)中，它需要經(jīng)驗(yàn)得到正確結(jié)論，涉及與選擇和運(yùn)行一個離心泵相關(guān)的內(nèi)在關(guān)聯(lián)的許多事項(xiàng)。

• 分析機(jī)器“在先”，在安裝之前，最好在采購之前。如果沒有內(nèi)部人員做，請第三方咨詢，或使它作為招標(biāo)過程，制造商必須以可信的方式為你完成這種分析，然而有很多“可變通”的檢查和簡單分析，作為非專家人士可以自己完成。

• 認(rèn)真對待你買的泵的大小，與你的過程和泵系統(tǒng)真正的需要比較。不要買大的多的泵，你之后會花大部分時間使之部分負(fù)荷運(yùn)行。

• 對于轉(zhuǎn)子動力學(xué)分析，對中監(jiān)測，和固有頻率共振測試，使用計(jì)算機(jī)軟件工具比“手工”技術(shù)會更容易得到正確的結(jié)論。

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