崔 哲，趙存生，魏云毅

（海軍工程大學(xué) 艦船與海洋學(xué)院，武漢 430033）

0 引言

離心泵具有體積小、揚程大、流量大、性能平穩(wěn)的優(yōu)點，在船舶上得到廣泛的應(yīng)用，例如壓載泵、消防泵、日用水泵等［1］。而艦船在行駛過程中，離心泵工作環(huán)境惡劣，長期處于高負(fù)載的運行狀態(tài)，導(dǎo)致離心泵的性能和振動特性發(fā)生不同程度的改變。當(dāng)前對離心泵的性能和振動的研究方向，往往集中在葉輪的幾何設(shè)計、葉輪與隔舌的幾何間隙以及離心泵內(nèi)部的流場特征等方面；而離心泵在長時間運轉(zhuǎn)過程中，口環(huán)（也稱密封環(huán)或者叫耐磨環(huán)，安裝于葉輪入口的外緣及泵體內(nèi)壁與葉輪入口相對應(yīng)的位置）作為易損部件，由于磨損導(dǎo)致的口環(huán)與葉輪之間的間隙增大，大部分對口環(huán)間隙的研究集中在計算機(jī)仿真方面。在船舶航行時間需求不斷被延長前提下，研究易損件對泵組性能和振動影響成為當(dāng)下的重點課題。

國內(nèi)外學(xué)者對于離心泵內(nèi)部間隙流動對離心泵性能與振動的影響進(jìn)行不同程度的研究，而大家得出的統(tǒng)一結(jié)論是，外部環(huán)境變化引起間隙流動的改變，進(jìn)而導(dǎo)致內(nèi)部流場結(jié)構(gòu)變化來直接影響性能和振動變化［2］。Lomakin［3］從理論與試驗的角度分析了口環(huán)間隙流動產(chǎn)生的間隙力的改變，表明泵的轉(zhuǎn)子的穩(wěn)定性受到間隙流動的重要影響。趙萬勇等［4］注意到間隙值變大后平衡孔內(nèi)的液體壓力和速度分布不均勻的現(xiàn)象，且在間隙的出口處流場變化更大。而在振動研究方面，Black［5］通過理論分析和試驗的方法，對離心泵環(huán)形間隙密封處的流體力進(jìn)行了研究，他認(rèn)為口環(huán)間隙帶來的振動變化是極為重要的；趙偉國等［6］采用基于CFD 的數(shù)值計算方法，對不同密封口環(huán)間隙的離心泵進(jìn)行性能分析，注意到前后口環(huán)間隙同時變化對離心泵性能影響最大，并且指出間隙改變影響最大的位置前后腔體與間隙出口處。高波等［7］采用離心泵的定常和非定常的模型利用FLUENT 軟件進(jìn)行仿真，并結(jié)合壓力傳感試驗的方法對離心泵的口環(huán)間隙進(jìn)行研究，隨著工況的改變壓力脈動特性會由于口環(huán)間隙的不同而發(fā)生明顯的變化。從國內(nèi)外研究現(xiàn)狀可以發(fā)現(xiàn)，口環(huán)間隙對離心泵的性能與振動特性影響不可忽略，但目前很少有文獻(xiàn)對口環(huán)間隙對離心泵振動特性的影響開展試驗性探究工作。

本次試驗為了測試離心泵振動與性能，搭建離心泵閉路性能與振動實驗臺，提前制備7 組具備不同內(nèi)徑的口環(huán)備件來改變口環(huán)間隙，在某立式離心泵布置振動傳感器研究口環(huán)間隙的變化對離心泵性能和振動的影響。

1 研究對象

本次試驗所研究的離心泵技術(shù)參數(shù)見表1。比轉(zhuǎn)速ns計算式：

結(jié)合技術(shù)參數(shù)得出ns=83.40，屬于中比轉(zhuǎn)速。

表1 標(biāo)準(zhǔn)離心泵技術(shù)參數(shù)

為了更有效看到口環(huán)間隙的影響，經(jīng)過前期對離心泵的仿真研究，結(jié)果發(fā)現(xiàn)同時改變前后口環(huán)性能和振動改變最為明顯，故設(shè)計了除4#標(biāo)準(zhǔn)口環(huán)外，每次增加、減少0.12 mm 共計7 組口環(huán)，以4#為參考口環(huán)，具體數(shù)據(jù)如表2 所示。

表2 試驗口環(huán)數(shù)據(jù)

2 試驗裝置和測試系統(tǒng)

在某公司的智能一體化研究中心，進(jìn)行本次研究的試驗臺的改造搭建，圖1 給出了試驗臺架的設(shè)置與試驗振動信號測點的布置。泵體采用3面懸掛式安裝，選用2 面鐵制基座，減少環(huán)境振動對測量帶來的干擾。在進(jìn)口以及出口設(shè)置橡膠材質(zhì)的撓性接頭以減弱管路的振動對測量的影響。

泵的外特性的采集采用一體化測試儀，同時對泵的揚程、轉(zhuǎn)速、軸功率進(jìn)行測量，經(jīng)過數(shù)據(jù)導(dǎo)出與處理，進(jìn)而對泵的性能進(jìn)行分析。振動信號的測量利用PCB 振動信號傳感器，采用LMS 系統(tǒng)，將信息輸入至計算機(jī)。振動信號的采集和分析使用的數(shù)據(jù)為離心泵出、進(jìn)口泵體上安放的2個傳感器，分別檢測泵的出、進(jìn)口振動變化信號，試驗利用LMS 的信號采集卡采集，針對不同口環(huán)間隙，待每個工況穩(wěn)定后，采用Lab16A 采集系統(tǒng)上以采樣時間30 s，重復(fù)采樣3 次取平均值。

圖1 離心泵振動測試閉路試驗臺

3 口環(huán)間隙對離心泵性能的影響

在2 400 r/min 轉(zhuǎn)速下，測量不同口環(huán)的離心泵的揚程與軸功率隨著流量變化的數(shù)據(jù)進(jìn)行分析。揚程特征數(shù)據(jù)如表3 所示，揚程-流量曲線如圖2 所示。

表3 揚程特征數(shù)據(jù)表

圖2 不同口環(huán)的揚程-流量曲線

從圖可見，隨著口環(huán)間隙的增加，揚程曲線頂點往坐標(biāo)零點移動，開口程度逐漸變小，泵的揚程-流量性能逐級下降?？诃h(huán)間隙的擴(kuò)大，使得葉輪在出口處產(chǎn)生容積泄露現(xiàn)象，導(dǎo)致?lián)P程的減少。揚程-流量曲線的峰值點的流量和揚程都在隨著口環(huán)間隙的增加而遞減。離心泵流量-揚程流量為［8］：

式中 ai，m——擬合參數(shù)。

在本次試驗中，選取m=2，此時擬合優(yōu)度R2均＞95%。容積泄露引起的間隙回流增加，回流與主流的混合改變?nèi)~輪內(nèi)部流體狀態(tài)，流場速度的出口處下降，使得離心的揚程性能峰值在隨口環(huán)間隙增加而遞減，同時也造成標(biāo)準(zhǔn)工況下?lián)P程性能的下降。

軸功率-流量曲線如圖3 所示，軸功率隨著流量變化近似線性增加，并且不同口環(huán)的離心泵在低工況流量下，口環(huán)間隙越大的泵所需要功率越多，但隨著輸出流量的增加口環(huán)間隙對功率的影響越來越弱，最后趨于一致。

圖3 軸功率-流量曲線

讀取流量為0，40 m3/h 所對應(yīng)的功率數(shù)據(jù)，并繪制特征點曲線如圖4 所示。從圖可見流量為0 時的所需要的功率在隨著間隙遞增而遞減，在 40 m3/h 附近趨于一致。流量為0 時消耗的軸功率是補(bǔ)償因為口環(huán)間隙的回流帶來的容積損失?？诃h(huán)間隙的增大導(dǎo)致間隙處流回入口增多，需要更多的軸功率才能輸出液體。而在40 m3/h，口環(huán)間隙帶來回流能量較高，在低壓區(qū)與主流混合，降低了葉輪因為旋轉(zhuǎn)帶動而產(chǎn)生的內(nèi)阻，使得在高流量處軸功率逐漸趨于一致。

圖4 軸功率特征點曲線

4 口環(huán)間隙對離心泵振動性能的影響

為了研究間隙流動的影響，在轉(zhuǎn)速2 400 r/min 下進(jìn)行試驗，選擇測點1（出口泵體）、測點2（進(jìn)口泵體）研究間隙流動對振動性能的影響。通過測得測點振動幅值與時間的時域信號，并對時域信號利用MATLAB 軟件添加漢寧窗，研究振動的功率隨頻率的變化關(guān)系（以下簡稱功率譜）。試驗的采樣頻率fs=25 600 Hz，并對信號進(jìn)行小波包分析，選擇db6 的小波基，進(jìn)行n=4 層小波包分解，根據(jù)小波包公式［9］：

得到每層小波包頻帶寬長度f=800 Hz，在頻譜圖上選擇0～800 Hz 的振動頻率帶進(jìn)行功率譜分析。

4.1 出、進(jìn)口泵體機(jī)械振動性能

測點1 和測點2 的功率譜隨口環(huán)間隙變化如圖5 所示，2 個測點均出現(xiàn)了25，0，50 Hz 的低頻振動峰。隨著口環(huán)變化這些特征譜峰不隨間隙的增加而消失。根據(jù)泵體運轉(zhuǎn)時質(zhì)量M 和勁度系數(shù)k 公式，由固有頻率公式：

得出f0=25 Hz 是設(shè)備的共振頻率。而40 Hz是轉(zhuǎn)速2 400 r/min 對應(yīng)的轉(zhuǎn)頻，50 Hz 則是輸入的電流頻率。

圖5 低轉(zhuǎn)速低頻段不同口環(huán)功率譜信號對比

出口泵體與進(jìn)口泵體在0.5 Hz 處與葉頻的210 Hz 處的譜峰如圖6 所示，0.5 Hz 對應(yīng)間隙處液體在回流過程中，與口環(huán)發(fā)生長周期沖擊的振動頻率。210 Hz 對應(yīng)轉(zhuǎn)軸的軸頻，從圖6 可以看出大致變化趨勢，隨間隙的增加，1#～3#口環(huán)的功率譜在0.5 Hz 與210 Hz 的譜峰逐級下降，在3#～5#號口環(huán)上升，5#～7#重新下降。0.5 Hz 處的譜峰出現(xiàn)起伏的原因是前、后口環(huán)間隙的空腔導(dǎo)致振動響應(yīng)不同步造成的。210 Hz 處的譜峰是由軸向力引起的。

圖6 不同口環(huán)間隙機(jī)械特征譜峰對比

離心泵回流區(qū)域如圖7 所示，葉輪的軸向力F 計算式為：

式中 F1——對應(yīng)葉輪后蓋板處所受合力；

F2——前蓋板處；

F3——葉輪出口斜切處（動反力）；

F4——葉輪流道內(nèi)壓力；

W ——泵轉(zhuǎn)子重力。

圖7 前后口環(huán)示意

軸向力的改變主要是由F1與F2不平衡造成的［10］。研究發(fā)現(xiàn)口環(huán)間隙影響葉輪內(nèi)部靜壓出現(xiàn)非對稱分布，引起對前、后蓋板處的受力改變，引起軸向力變化。

由式（5）給出試驗的7 組口環(huán)離心泵設(shè)備的軸向力隨間隙增加而發(fā)生改變，引起功率譜軸頻變化。隨著間隙增大，軸間間隙的靜壓分布產(chǎn)生非對稱性變化［11～16］，帶來了軸向力非單調(diào)變化，引起譜峰起伏。

（1）1#～3#口環(huán)隨間隙增加，口環(huán)流阻系數(shù)計算式：

式中 ξ ——流阻系數(shù)；

ρ ——流體密度；

ΔP ——口環(huán)間隙兩側(cè)的壓力差；

S ——口環(huán)間隙的截面積；

Q ——泄漏通道流量。

流阻系數(shù)減少，對回流的阻礙作用減弱，回流沖擊減弱，0.5 Hz 譜峰下降，同時回流造成軸向力減少，210 Hz 譜峰下降。

（2）3#～5#譜峰大致呈上升趨勢；回流增多，前后口環(huán)之間腔室壓力增加，空腔處對后口環(huán)的振動沖擊增強(qiáng)，軸向力增加，0.5 Hz 處譜峰上升，由于測點2-進(jìn)口泵體在210 Hz 處受到葉輪的影響較大，隨著回流增加，葉輪振動能量往高頻率移動，引起譜峰強(qiáng)度下降；

（3）5#～6#口環(huán)，隨著間隙的增大，過流面積增加，前、后回流沖擊減弱，靜壓減少，軸向力減少，0.5 Hz 和210 Hz 譜峰下降；

（4）7#口環(huán)對應(yīng)的間隙最大，過流面積最大，前后口環(huán)的回流沖擊最弱，0.5 Hz 的譜峰最低；回流引起葉輪內(nèi)部湍動能紊亂［17］，引起流體速度改變，葉輪處受到的軸向力增加，210 Hz 的譜峰 升高。

4.2 出、進(jìn)口泵體流體振動性能

在280 Hz 對應(yīng)葉輪與流體之間的碰撞產(chǎn)生振動的葉頻，不同口環(huán)的葉頻的譜峰如圖8 所示，1#～2#口環(huán)的對應(yīng)的功率譜葉頻處峰值下降，2#～4#上升，4#～7#下降?；亓鞯脑黾痈淖兞黧w振動劇烈程度，造成湍流紊亂，引起葉頻譜峰變化。

圖8 出、進(jìn)口不同口環(huán)葉頻譜峰

在2#口環(huán)處，回流增加，葉輪與流體產(chǎn)生的振動的能量往高頻率移動，280 Hz對應(yīng)譜峰下降。而在3#口環(huán)處由于空腔壓力增加，后口環(huán)回流增加，葉輪內(nèi)部流體能量增加，葉輪與流體之間振動增強(qiáng)，譜峰上升。結(jié)合圖5 可以看出3#～7#口環(huán)，隨著回流增加，葉輪內(nèi)湍流發(fā)生變化，湍流紊亂，葉輪與流體單次振動的周期更長，葉頻附近振動的譜峰變寬，譜峰增多，葉頻處峰值降低。

在300～500 Hz 處的多個譜峰是流體振動引起的，在圖5 可以發(fā)現(xiàn)隨著口環(huán)間隙的增加，譜峰寬度增加，坡度變得平緩，形成一個低強(qiáng)度的寬頻帶域。圖9 所示是在300～500 Hz 不同口環(huán)間隙的出、進(jìn)口泵體的功率譜特征峰對比圖，可以看出隨著口環(huán)間隙增加，譜峰強(qiáng)度降低，曲線趨坡度逐漸減低。造成該處譜峰變化的原因是回流的增加改變流體湍動能，引起流體振動的加劇。1#口環(huán)對應(yīng)回流較少，流體的振動產(chǎn)生的譜峰集中360～460 Hz；2#口環(huán)，間隙增大引起回流的增加，回流和主流發(fā)生混合，流體能量增加，振動加劇，譜峰往470.5 Hz 集中；3#～4#口環(huán)，間隙增加，葉輪內(nèi)流體湍動能紊亂，湍流增加，譜峰集中在400～470 Hz，高頻譜峰強(qiáng)度增加。5#～7#口環(huán)，間隙繼續(xù)增加，造成湍流能量增加，振動能量繼續(xù)往300～500 Hz 外移動，譜峰強(qiáng)度降低。

對比圖9 的（a）和（b），測點2 靠近主流和回流的混合區(qū)域，對能量移動變化更為敏感，譜峰往高頻域變化趨勢更為明顯。從1#～4#口環(huán)可明顯看出，隨著口環(huán)間隙增大高頻譜峰在逐漸增加，高頻率振動譜峰增加，5#～7#口環(huán)，振動往高頻移動，譜峰降低。

圖9 低轉(zhuǎn)速300～500 Hz 不同口環(huán)譜峰強(qiáng)度

5 結(jié)論

（1）隨著口環(huán)間隙的增加，口環(huán)揚程性能逐級降低，揚程隨流量變化逐級增加，在研究設(shè)計離心泵揚程時，口環(huán)間隙導(dǎo)致?lián)P程變化不可忽略。

（2）口環(huán)間隙增大，間隙過流量增加，在低流量工況下需要更高的軸功率，在流量較高時間隙對軸功率的影響不是很明顯，離心泵的軸功率在低工況下運行時對口環(huán)間隙較為敏感。

（3）軸頻280 Hz 與0.5 Hz 的振動譜峰與口環(huán)間隙有關(guān)，主要受到回流產(chǎn)生的軸向力的改變與回流對前口環(huán)與后口環(huán)沖擊的變化。1#～6#口環(huán)，回流沖擊與回流軸向力變化趨勢大致相同，但7#口環(huán)處，由于回流與主流混合造成湍動能紊亂，軸頻強(qiáng)度升高。

（4）280 Hz 葉頻處，由于口環(huán)間隙增加，湍流改變，振動加劇，能量往高頻集中，葉頻譜峰下降。

（5）在300～500 Hz處的譜峰是流體振動引起?？诃h(huán)間隙增加，回流的增加不僅提高葉輪內(nèi)流體的能量，同時造成與主流混合時形成的渦旋的改變，引起流體的湍動能紊亂，振動能量往高頻域移動，低頻譜峰的強(qiáng)度降低。