屏蔽泵振动噪声测试及分析

郑 　 镭，　彭 彦 平，　庞 桂 兵，　赵 秀 君，　靳 永 强，　王 　 珲

( 1.大连工业大学 机械工程及自动化学院, 辽宁 大连　116034；

2.大连四方电泵有限公司， 辽宁 大连　116045 )



屏蔽泵振动噪声测试及分析

郑 镭1，彭 彦 平1，庞 桂 兵1，赵 秀 君1，靳 永 强2，王 珲1

( 1.大连工业大学 机械工程及自动化学院, 辽宁 大连116034；

2.大连四方电泵有限公司， 辽宁 大连116045 )

摘要:对设计制造的屏蔽泵额定工况下的振动噪声特性进行了测试，对测试数据进行处理，获得了烈度、加速度级、声压级频谱。通过对各个频谱图进行分析研究，并结合泵组的额定工作转速、叶轮的结构参数等分析了屏蔽泵产生振动噪声的主要原因。在此基础上确定了屏蔽泵的优化设计方案，事实证明改进后的泵的振动噪声性能得到了明显的改善。其研究结果对改善屏蔽泵振动与噪声现状,提高其整体动力学特性具有重要的理论与实际意义。

关键词:屏蔽泵；振动噪声；频谱分析

0引言

屏蔽泵又称为无密封离心泵，泵和驱动电机被封闭在一个被泵送介质充满的压力壳体内，此壳体内只有静密封。电机的转子和泵的叶轮固定在同一根轴上，用隔离套将电机的转子和定子隔开，转子在被输送的介质中转动，其动力通过定子磁场传递给转子。这种结构取消了传统离心泵具有的旋转轴密封装置，故能做到完全无泄漏。

屏蔽泵在运行过程中不可避免地产生振动和噪声，振动会影响离心泵运行的安全性和稳定性，而噪声会影响相关人员的工作环境。在某些使用场合对振动噪声指标要求较高，这就要求在设计时必须考虑泵的振动噪声问题。造成振动的原因有机械、水力、电磁、空气动力等等，机理非常复杂，给振动噪声分析带来很大的困难[1-2]。

本文对设计制造的屏蔽泵进行振动噪声特性测试[3]，对屏蔽泵在额定工况下的振动与噪声进行了分析研究，识别离心泵振动和噪声的主要来源。为今后研究屏蔽泵的减振降噪问题打下基础。

1振动与噪声测试

1.1测量系统组成

图1为振动测量系统框图。主要检测仪器：3560D型噪声振动多分析系统一套；1251型声级校准器一台。

1.2检测环境

离心泵采取卧式刚性安装，泵、电机刚性固定在公共机座上，公共机座刚性固定在试验基座上，进出口管道通过法兰与水泵刚性连接。检测地点背景振动加速度等级不超过62 dB，低于被测设备振动加速度等级10 dB以上，背景噪声A声级为34 dB，低于实测设备噪声A声级10 dB以上，本次振动噪声检测数据无须修正[4]。

1.3测点布置图

(1)振动测点说明

图2为振动测点布置图。图中测点1上～4上位于设备公共机座上螺栓安装处。以上测点测量垂直于安装面方向的振动。

图2　屏蔽泵振动测点布置图

测点烈1、烈2位于电机机脚处，测点烈3位于电机机体上，测点烈4位于泵体上。以上测点均测量x、y、z3个方向的振动速度。其中：与机组安装平面垂直方向用x标记；沿机组轴线方向用y标记；垂直于xy平面方向用z标记。测点烈1、烈2、烈3、烈4参与振动烈度计算[5]。

(2)噪声测点说明

图3为噪声测点布置图。各测点离机组表面的距离均为1 m，其中测点1～4距离基座高度为0.75 m，测点5位于机组正上方1 m处。

2检测结果及分析

2.1检测结果

本次检测工况为额定工况，机组设备运行稳定。由于测量点较多，篇幅所限未给出全部测量数据。表1为机脚振动加速度级实测数据表；图4为机脚振动加速度级平均值曲线；图5～图7分别为测量点1在x、y、z方向上的振动速度线谱图；图8为噪声声压级平均值曲线。表2为机脚振动加速度级、振动速度检测数据；表3为机组各测试点振动速度检测数据；表4为噪声声压级检测数据。

图3　屏蔽泵噪声测点布置图

表1　机脚振动加速度级 测点1上

2.2结果分析

2.2.1机脚振动加速度分析

表1为测点1上的机脚振动加速度级实测数据表，图4为机脚振动加速度级平均值曲线。

图4　机脚振动加速度级平均值曲线

图5　烈度振动速度(1x)

图6　烈度振动速度(1y)

图7　烈度振动速度(1z)

图8　噪声声压级平均值曲线

表2　屏蔽泵振动检测数据表

表3　屏蔽泵振动速度检测数据表

表4　屏蔽泵噪声声压级检测数据表

分析表1和图4可以得到如下结论：

(1)在50 Hz频带处，加速度有一峰值，实际是工频(2 900 r/min，约48.33 Hz)引起的振动，说明转子动平衡精度不高。

(2)100 Hz约为2倍工频，此处振动加速度较大，说明电机轴与泵轴对中精度不高。

(3)160、200 Hz频带处，分析认为实际是146、194 Hz处，是由于基础(底座)松动或底座刚度不足造成的；振动常发生在3、4、5倍工频处。

(4)250 Hz频带处，分析认为实际是243 Hz，约为5倍工频，此处振动加速度较大，是由于叶轮叶片(5片)通过泵体入口、出口时发生流体脉动造成的，说明泵壳及叶轮、叶片的水力设计存在一定的问题[6]。

(5)其他高频段振动加速度较大，是由轴承精度、配合面轴精度不高，轴承间隙变化等引起的。

(6)小于48 Hz的20、25 Hz频带处有一幅值较大振动加速度，此处是由于轴承油膜(或其他润滑液体膜)涡动造成的，频率约为0.5倍的工频。

2.2.2振动速度(烈度)分析

表3为图中烈度1～烈度4测点处x、y、z方向的振动速度检测数据汇总表。图5～图7分别为烈度1测点的x、y、z方向振动速度实测线图。

由表3可以看出：

(1)1、2点处z方向振动速度较大。其原因是：底座结构不合理，在z方向刚度不足，电机及泵横向(z向)摆动造成。

(2)3、4点处y方向振动速度较大。其原因是：泵在工作时，液体水力会产生轴向力(y向)作用在泵体上，由于水力(速度、加速度、压力)脉动，使轴向力发生变化。由于底座结构不合理，在y方向刚度也不足，变化的轴向力，使电机及泵轴向(y向)摆动，造成3、4点处y方向振动速度较大。

由图5～图7可以看出：

振动速度较大值发生在48、100、146、194、243 Hz及部分高频段。其原因是：

(1)48 Hz为工频(2 900 r/min，约48.33 Hz)，此处振动速度较大，说明转子动平衡不好。

(2)100 Hz约为2倍工频，此处振动速度较大，说明电机轴与泵轴对中精度不高。

5)选取20种火灾现场残留样品进行激光拉曼光谱的扫描分析，并于黑火药和液化石油气光谱进行对比，并将实验结果与现场勘验结果进行对照分析，车库起火原因是由点燃的鞭炮投掷到车库内，致使泄露并“沉淀”于库内西南角靠近地面处的液化气燃烧。

(3)146、194 Hz处振动速度较大，分析认为是由于基础(底座)松动或底座刚度不足造成的。

(4)243 Hz为5倍工频，此处振动速度较大，是由于叶轮叶片(5片)通过泵体入口、出口时发生流体脉动造成的，说明泵壳及叶轮、叶片的水力设计存在一定的问题，需要优化设计。

(5)其他高频段振动速度较大，是由于轴承精度、配合面轴精度不能满足要求。

(6)小于48 Hz有一处振动速度较大，是由于轴承油膜(或其他润滑液体膜)涡动造成的。

烈度2～烈度4测点的x、y、z方向振动速度实测线图与图6～图8线图十分相似，各处振动速度较大的原因也基本相同，此处不再赘述。

2.2.3噪声声压级分析

各噪声测点的声压级分布规律十分相似，在此只对噪声声压级平均值曲线(图8)进行分析。

分析图8可知噪声发生在约250 Hz频段处，实际频率应为242 Hz，即5倍工频，此处噪声较大，是由于叶轮叶片(5片)通过泵体入口、出口时发生流体脉动造成的，属于水力噪声。说明泵壳及叶轮、叶片的水力设计存在问题，需要优化设计。其他频段噪声为机械噪声、电机磁噪声等。

2.3减振降噪措施

(2)提高泵与电机轴安装的对中精度。

(3)优化叶轮及叶片曲面形状，提高表面精度，减小水力脉动[6]。

(4)提高泵体刚度，优化蜗壳形状，减小水力脉动，提高泵体低阶固有频率[8]。

(5)改进底座结构，提高底座刚度和固有频率。

(6)改善泵轴向不平衡力状态，缩小轴向力对泵组的影响。

3结论

本文对屏蔽泵进行了振动噪声特性测试，对屏蔽泵在额定工况下的振动与噪声进行了分析研究，得出影响振动的原因有转子动平衡差；电机轴与泵轴对中精度不高；基础(底座)松动或底座刚度不足；发生流体脉动；轴承精度、配合面轴精度不能满足要求；润滑液体膜涡动等。噪声主要是由于流体脉动产生的水力噪声。根据以上分析结论，提出了屏蔽泵的优化设计方案，事实证明改进后的泵的振动噪声性能得到了明显的改善。本文的分析结果对改善屏蔽泵振动与噪声现状,提高其整体动力学特性具有重要意义。

参考文献:

[1] 王信旗,吕玉旗.振动监测和故障诊断技术在高速离心泵上的运用[J].流体机械,1994,22(12):26-37.

[2] 蒋爱华,张志谊,章艺.离心泵噪声研究的综述和展望[J].振动与冲击,2011(2):77-84.

[3] 高品贤.振动、冲击及噪声测试技术[M].成都:西南交通大学出版社,2010:50-138.

[4] LANGTHJEM M A, OLHOFF N. A numerical study of flow-induced noise in a two-dimensional centrifugal pump. Part I:hydrodynamics[J]. Journal of Fluids and Structures, 2004(19): 349-368.

[5] 徐兵,童章谦,周高明.轴向柱塞泵的振动噪声测试分析及基于壳体的结构优化[J].机床与液压，2010,38(13):116-121.

[6] 何希杰,于禧民.离心泵水力设计对振动的影响[J].水泵技术,1995(1):17-21.

[7] 吴仁荣,陈文毅.降低离心泵运行振动的水力设计[J].机电设备,2004(4):18-22.

[8] 张剑慈,崔宝玲,李呋,等.低比转速开式叶轮高速离心泵的优化设计系统[J].机械工程学报,2006(7):19-23.

Analysis of vibration and noise formed by canned motor pump

ZHENGLei1,PENGYanping1,PANGGuibing1,ZHAOXiujun1,JINYongqiang2,WANGHui1

( 1.School of Mechanical Engineering and Automation, Dalian Polytechnic University, Dalian 116034, China；2.Dalian Sifang Motor-pump Limited Company, Dalian 116045, China )

Abstract:A vibration and noise test under the rated condition for the canned motor pump was conducted, and the intensity, acceleration level and sound pressure level spectrum were obtained. The main reason for vibration and noise of the canned motor pump was analyzed with spectrum based on the rated operating speed of pump and the structural parameters of impeller. The optimal design of the canned motor pump was set up, and the vibration and noise performance of the pump had been improved significantly.

Key words:canned motor pump; vibration and noise; spectrum analysis

作者简介:郑 镭(1990-)，女，硕士研究生；通信作者：彭彦平 (1962-)，男，教授.

收稿日期:2014-12-31.

中图分类号:TH311

文献标志码:A

文章编号:1674-1404(2016)01-0072-04