陳建華， 黎義斌， 劉 欣

(1. 江蘇大學(xué) 國家水泵及系統(tǒng)工程技術(shù)研究中心， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013； 2. 蘭州理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院， 甘肅 蘭州 730050)

離心泵廣泛應(yīng)用于城市給排水、農(nóng)田灌溉、消防安全和水利工程等領(lǐng)域，在國民經(jīng)濟(jì)建設(shè)中具有舉足輕重的作用.離心泵在運(yùn)行過程中產(chǎn)生振動(dòng)，特別在偏離設(shè)計(jì)工況下，轉(zhuǎn)子所受的周期性徑向力或軸向力作用使振動(dòng)更加顯著[1-2].長期的超負(fù)荷振動(dòng)不僅會(huì)降低泵的運(yùn)行效率，而且影響機(jī)組零部件的使用壽命.因此，研究離心泵在多工況運(yùn)行時(shí)的振動(dòng)特性具有重要意義.

蔣愛華等[3]認(rèn)為流體振動(dòng)主要由壓力脈動(dòng)、汽蝕、水錘效應(yīng)、湍流、流固耦合以及偏工況下的不穩(wěn)定流動(dòng)等引起.楊敬江等[4]應(yīng)用數(shù)值模擬方法分析了雙蝸殼離心泵空化流動(dòng)對(duì)隔舌部位壓力脈動(dòng)特性的影響，進(jìn)一步闡明了空化流動(dòng)誘導(dǎo)泵振動(dòng)產(chǎn)生噪聲的機(jī)理.F. MENZLER等[5]指出流體誘發(fā)的振動(dòng)既包括與葉輪通過頻率成倍數(shù)的振動(dòng)與噪聲，也包括帶頻振動(dòng)與噪聲.尹江南等[6]選用某6葉片單級(jí)單吸離心泵為研究對(duì)象，對(duì)葉輪磨損后葉片進(jìn)口邊的振動(dòng)特性進(jìn)行試驗(yàn)，并進(jìn)行了不同磨損程度下泵的徑向、縱向、軸向和基座方向的振動(dòng)信號(hào)時(shí)頻分析.王新海等[7]基于Kriging模型研究了立式船用離心泵浮筏參數(shù)對(duì)泵振動(dòng)特性的影響.楊波等[8]應(yīng)用VOF(volume of fluid)兩相流模型和k-ε湍流模型,并結(jié)合網(wǎng)格滑移技術(shù)對(duì)外混式自吸泵的自吸過程進(jìn)行了非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬,同時(shí)測(cè)量了自吸過程中葉輪及蝸殼內(nèi)的壓力變化，闡明了自吸泵的自吸機(jī)理.陳長盛等[9]研究了轉(zhuǎn)速、流量變化對(duì)船用離心泵振動(dòng)的影響，指出離心泵振動(dòng)水平與轉(zhuǎn)速的4～9次冪成正比，流量變化對(duì)低、高頻段振動(dòng)的影響比中頻段更為明顯.對(duì)于大型泵轉(zhuǎn)子系統(tǒng)而言，由于力的作用引起的動(dòng)態(tài)力和軸系振動(dòng)較大，但軸承、機(jī)殼的剛度和阻尼也較大，經(jīng)軸承和機(jī)殼傳遞后，在軸承體上測(cè)得的振動(dòng)值將顯著低于實(shí)際值，所以軸承或機(jī)殼上的振動(dòng)值并不能準(zhǔn)確反映轉(zhuǎn)子振動(dòng)幅值[10-11]，故需要對(duì)泵的軸系振動(dòng)特性進(jìn)行深入研究.

筆者采用LMS Test.Lab測(cè)試系統(tǒng)對(duì)某雙吸離心泵在不同流量和轉(zhuǎn)速下運(yùn)行時(shí)的殼振和軸振進(jìn)行測(cè)試，通過頻譜圖、瀑布圖及軸心軌跡圖等方法研究流量、轉(zhuǎn)速對(duì)離心泵振動(dòng)特性的影響，為降低離心泵的振動(dòng)提供一定參考.

1 泵振動(dòng)試驗(yàn)裝置及測(cè)量方法

振動(dòng)幅值可反映離心泵受到的激振力大小，即反映泵運(yùn)行狀況的好壞.目前常用總振幅來衡量泵運(yùn)行的穩(wěn)定性，評(píng)定方法有2種：一種是軸承的振動(dòng)評(píng)定，利用接觸式傳感器(加速度傳感器或速度傳感器)放置在軸承座上進(jìn)行測(cè)試；另一種是軸的振動(dòng)評(píng)定，利用非接觸式傳感器(電渦流式位移傳感器)測(cè)量軸相對(duì)于機(jī)殼的振動(dòng)值.評(píng)定參數(shù)可用振動(dòng)烈度(速度均方根值，代表振動(dòng)能量的大小)、振動(dòng)位移峰-峰值表示.

1.1 泵振動(dòng)試驗(yàn)裝置

雙吸離心泵性能參數(shù)為Qd=3 300 m3·h-1，揚(yáng)程Hd=856 m，轉(zhuǎn)速n=5 215 r·min-1.葉輪為雙吸葉輪，葉片數(shù)Z=5片.采用油潤滑滑動(dòng)軸承，泵軸與電動(dòng)機(jī)通過液力耦合器相聯(lián).

采用比利時(shí)LMS國際公司生產(chǎn)的LMS Test.Lab 16通道振動(dòng)模態(tài)測(cè)試分析系統(tǒng)測(cè)量該離心泵在變流量、變轉(zhuǎn)速工況下軸承體振動(dòng)值、軸振值及軸心軌跡圖.該系統(tǒng)由SCADAS Mobile Frontend 數(shù)據(jù)采集前端和Test.Lab Software振動(dòng)模態(tài)測(cè)試分析軟件2部分組成.數(shù)據(jù)采集前端最大采樣率為204.8 kHz，支持固定采樣、階次跟蹤、倍頻程濾波和角度域分析功能.測(cè)試采用6個(gè)333B30型ICP單軸加速度傳感器(靈敏度為100 mV·g-1，量程為10 V)和2個(gè)CWY-DO-501型電渦流位移傳感器(靈敏度為10 mV·μm-1，量程為1 mm，探頭直徑為4.5 mm，頻率響應(yīng)為DC-5 kHz，分辨率為1 μm(測(cè)軸振)).搭建的測(cè)試裝置如圖1所示.

圖1 現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試裝置

測(cè)點(diǎn)布置如圖2所示，測(cè)點(diǎn)1和2分別布置在驅(qū)動(dòng)端、非驅(qū)動(dòng)端軸承體上，每個(gè)測(cè)點(diǎn)分別沿x(軸向)、y(水平)和z(豎直)3個(gè)方向各布置1個(gè)加速度傳感器，測(cè)點(diǎn)3布置于非驅(qū)動(dòng)端軸承體靠內(nèi)側(cè)端面，通過工裝夾具將2個(gè)電渦流傳感器相互成90°固定在非驅(qū)動(dòng)端軸承體內(nèi)側(cè)端面上(分別命名為位置1和位置2)，并調(diào)整電渦流傳感器與軸外表面的初始間距在0.3到0.5 mm范圍內(nèi).

圖2 測(cè)點(diǎn)布置圖

1.2 泵振動(dòng)測(cè)量方法

試驗(yàn)采用2組非接觸式的電渦流振動(dòng)位移傳感器進(jìn)行間隔90°方向上的振動(dòng)測(cè)量，利用振動(dòng)分析儀對(duì)2組信號(hào)進(jìn)行合成可得到軸心軌跡.非接觸式的電渦流振動(dòng)位移傳感器固定在軸承體端面上，軸振動(dòng)時(shí)，軸與電渦流振動(dòng)位移傳感器之間的間隙發(fā)生變化，電渦流振動(dòng)位移傳感器產(chǎn)生相應(yīng)的電壓變化，并把信號(hào)傳遞到振動(dòng)分析儀進(jìn)行分析.

測(cè)試開始前先暖機(jī)，雙吸離心泵在設(shè)計(jì)工況下運(yùn)行1 h.測(cè)試開始時(shí)，首先將流量調(diào)至1 650 m3·h-1(0.5Qd)并運(yùn)行5 min，記錄1組殼振和軸振數(shù)據(jù)；再依次調(diào)節(jié)流量分別為2 310 m3·h-1(0.7Qd)、3 300 m3·h-1(1.0Qd)、3 630 m3·h-1(1.1Qd)和3 960 m3·h-1(1.2Qd)，記錄試驗(yàn)數(shù)據(jù)；然后依次調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速分別為5 215、4 500、3 500、2 500、1 500 r·min-1，記錄試驗(yàn)數(shù)據(jù)；完成所有測(cè)試后，停止運(yùn)行，進(jìn)行數(shù)據(jù)處理和分析.

2 試驗(yàn)結(jié)果與分析

2.1 泵殼振測(cè)試結(jié)果

雙吸離心泵在額定轉(zhuǎn)速下不同流量工況時(shí)的殼振測(cè)試曲線如圖3所示，整體上，流量對(duì)殼振振動(dòng)烈度有一定的影響，殼振振動(dòng)烈度隨流量的增大出現(xiàn)一定的波動(dòng)，不同測(cè)點(diǎn)不同方向振動(dòng)烈度的變化幅度不同；測(cè)點(diǎn)1和測(cè)點(diǎn)2的x方向振動(dòng)烈度隨流量的增大呈先減小后增大的趨勢(shì)，在1.1Qd工況時(shí)振動(dòng)烈度最小，但測(cè)點(diǎn)2的x方向殼振振動(dòng)烈度的變化趨勢(shì)比測(cè)點(diǎn)1的x方向更明顯；徑向殼振振動(dòng)烈度變化趨勢(shì)與軸向不同；測(cè)點(diǎn)1和測(cè)點(diǎn)2的y方向、z方向殼振振動(dòng)烈度隨流量的增大呈先減小后增大再減小的趨勢(shì)，在0.7Qd工況時(shí)殼振振動(dòng)烈度最小，在設(shè)計(jì)點(diǎn)流量時(shí)殼振振動(dòng)烈度最大，超過設(shè)計(jì)點(diǎn)流量后，測(cè)點(diǎn)1和測(cè)點(diǎn)2的y、z方向殼振振動(dòng)烈度變化趨勢(shì)略有不同.而在0.6Qd、0.8Qd和0.9Qd工況下，由于工作量及時(shí)間限制，測(cè)點(diǎn)1、2沿著3個(gè)方向的振動(dòng)烈度并未做試驗(yàn).

圖3 不同流量比下測(cè)點(diǎn)1、2沿3個(gè)方向的振動(dòng)烈度

流量對(duì)殼振振動(dòng)烈度的影響較為復(fù)雜，流量的變化引起葉輪徑向力和軸向力的變化，同時(shí)流量的變化也引起流體流態(tài)的變化，這些都會(huì)對(duì)振動(dòng)產(chǎn)生影響.振動(dòng)是一個(gè)綜合指標(biāo)，高效點(diǎn)并不意味著振動(dòng)最小，圖3中各測(cè)點(diǎn)各方向振動(dòng)烈度最小的點(diǎn)均不在高效點(diǎn).

雙吸離心泵在額定流量下不同轉(zhuǎn)速運(yùn)行時(shí)的殼振測(cè)試曲線如圖4所示，整體上，轉(zhuǎn)速對(duì)殼振振動(dòng)烈度有很大的影響，振動(dòng)烈度隨轉(zhuǎn)速的增大而增大(并不是線性關(guān)系)，這一趨勢(shì)在測(cè)點(diǎn)1和測(cè)點(diǎn)2的x、y、z方向上均有體現(xiàn)，但各測(cè)點(diǎn)不同方向振動(dòng)烈度的變化又略有不同；測(cè)點(diǎn)1和測(cè)點(diǎn)2的z方向振動(dòng)烈度最大，轉(zhuǎn)速從1 500 r·min-1增大至5 215 r·min-1時(shí)，振動(dòng)烈度分別增大了約5.0倍和2.8倍；測(cè)點(diǎn)1和測(cè)點(diǎn)2的y方向振動(dòng)烈度略高于x方向，轉(zhuǎn)速從1 500 r·min-1增大至5 215 r·min-1時(shí)，振動(dòng)烈度均增大了約4.0倍；測(cè)點(diǎn)1和測(cè)點(diǎn)2的x方向振動(dòng)烈度最小，轉(zhuǎn)速從1 500 r·min-1增大至5 215 r·min-1時(shí)，振動(dòng)烈度分別增大了4.6倍和2.3倍.

軸是泵殼振動(dòng)的激勵(lì)源，轉(zhuǎn)速大小反映了激勵(lì)源激勵(lì)能量的大小，也意味著振動(dòng)能量的大小，而振動(dòng)烈度體現(xiàn)的是振動(dòng)能量，所以轉(zhuǎn)速對(duì)殼振振動(dòng)烈度大小具有直接影響.

2.2 泵軸振測(cè)試結(jié)果

雙吸離心泵在額定轉(zhuǎn)速下不同流量工況時(shí)的軸振位移峰值曲線如圖5所示，整體上，流量對(duì)軸振有很大影響，在高效流量點(diǎn)之前，軸振隨流量的增大呈先減小后增大的趨勢(shì)，高效流量點(diǎn)之后軸振出現(xiàn)波動(dòng)；從0.5Qd到0.7Qd工況，位置1和位置2的軸振位移均有少量減?。粡?.7Qd到高效流量點(diǎn)，位置1和位置2的軸振位移變化均很大，分別增加了約3.6倍和4.0倍；高效流量點(diǎn)后，位置1的軸振位移呈先增大后減小的波動(dòng)，位置2的軸振位移呈先減小后增大的波動(dòng)，兩者波動(dòng)幅度均不大；軸振隨流量的變化趨勢(shì)與殼振徑向變化趨勢(shì)一致，但在從0.7Qd增大到高效流量點(diǎn)的這一段，軸振變化幅度更大.而在0.6Qd、0.8Qd和0.9Qd工況下，由于工作量及時(shí)間限制，位置1和位置2的軸振結(jié)果并未做試驗(yàn).

圖5 不同流量比下的軸振測(cè)試結(jié)果

流體流量的變化，導(dǎo)致流態(tài)變化以及徑向力變化，直接作用在軸上，表現(xiàn)為軸振位移的變化，軸振傳遞到軸承座上，因受軸承座剛度、泵殼結(jié)構(gòu)形式等影響，呈現(xiàn)更為復(fù)雜的變化.

雙吸離心泵在額定流量下不同轉(zhuǎn)速時(shí)的軸振測(cè)試結(jié)果如圖6所示，整體上，轉(zhuǎn)速對(duì)軸振的影響較大，隨著轉(zhuǎn)速的增大，軸振位移增大；位置1的軸振位移在轉(zhuǎn)速從1 500 r·min-1增大至2 500 r·min-1時(shí)基本沒有變化，而從2 500 r·min-1增大至5 215 r·min-1的過程中大致呈線性增長趨勢(shì)；位置2的軸振位移在轉(zhuǎn)速從1 500 r·min-1增大至5 215 r·min-1的過程中逐漸增大，變化趨勢(shì)大致呈開口向上的二次曲線；軸振隨轉(zhuǎn)速的變化趨勢(shì)與殼振隨轉(zhuǎn)速的變化趨勢(shì)相似，但更為明顯.

圖6 不同轉(zhuǎn)速下的軸振測(cè)試結(jié)果

轉(zhuǎn)速的增大意味著激勵(lì)源激勵(lì)力增大，直接作用在軸上，表現(xiàn)為軸振位移增大.而殼振還受軸承剛度、軸承座剛度、泵體結(jié)構(gòu)形式、底座以及連接螺栓松緊等因素綜合影響，則振動(dòng)從軸傳遞到軸承體上后，也將產(chǎn)生一些波動(dòng)，變化趨勢(shì)更為復(fù)雜.

2.3 泵殼振頻譜圖

對(duì)殼振測(cè)試的數(shù)據(jù)進(jìn)行FFT變換，得到殼振頻譜圖.將不同流量及轉(zhuǎn)速下的殼振頻譜放在一起，組成了殼振三維頻譜圖.不同流量時(shí)驅(qū)動(dòng)端軸承體和非驅(qū)動(dòng)端軸承體沿x、y、z方向的殼振頻譜分別如圖7、8所示.

圖7 不同流量比下驅(qū)動(dòng)端軸承體x、y、z方向的頻譜圖

圖8 不同流量下非驅(qū)動(dòng)端軸承體x、y、z方向的頻譜圖

從圖7可以看出：驅(qū)動(dòng)端軸承體x、y、z方向的振動(dòng)烈度在工頻(86.9 Hz)、1倍葉片通過頻率(434.5 Hz)和2倍葉片通過頻率(869.0 Hz)的分量較大；x方向以2倍葉片通過頻率為主要振動(dòng)分量，隨流量的增大呈先增大后減小的趨勢(shì)，在高效流量點(diǎn)處2倍通過頻率振動(dòng)烈度分量達(dá)到最大值(5.50 mm·s-1)；y方向以2倍葉片通過頻率為主要振動(dòng)分量，隨流量的增大先增大后減小，在高效流量點(diǎn)處2倍葉片通過頻率振動(dòng)分量達(dá)到最大值(3.76 mm·s-1)；z方向以工頻為主要振動(dòng)分量，隨流量的增大呈先增大后減小的趨勢(shì)，在高效點(diǎn)處工頻振動(dòng)分量達(dá)到最大值(10.24 mm·s-1)；驅(qū)動(dòng)端軸承體x、y、z方向主要振動(dòng)分量變化趨勢(shì)大致一致，其中z方向振動(dòng)較x、y方向大，3個(gè)方向均存在著400～600 Hz范圍內(nèi)的流致振動(dòng).

從圖8可以看出：非驅(qū)動(dòng)端軸承體x、y、z方向的較大振動(dòng)烈度分量所對(duì)應(yīng)的頻率各不相同，其中x方向以低頻分量為主，1/4倍頻振動(dòng)烈度分量為主要分量，變化趨勢(shì)為先減小后增大，0.5Qd最大(9.17 mm·s-1)，高效流量點(diǎn)處最小(0.43 mm·s-1)，1/2倍頻和工頻振動(dòng)烈度分量也較大，x方向存在較多流致振動(dòng)(譜線頻帶較寬)；y方向以工頻振動(dòng)分量為主，呈先增大后減小的趨勢(shì)，其中1.1Qd時(shí)振動(dòng)分量最大(6.84 mm·s-1)，2倍頻、2倍葉片通過頻率振動(dòng)分量較大，另外還存在600～700 Hz范圍內(nèi)的流致振動(dòng)分量；z方向以工頻振動(dòng)分量為主，呈先增大后減小的趨勢(shì)，在高效流量點(diǎn)處振動(dòng)分量最大(10.24 mm·s-1)，4倍頻、2倍葉片通過頻率和2倍頻振動(dòng)分量也較大，流致振動(dòng)頻帶范圍較寬.

不同轉(zhuǎn)速時(shí)驅(qū)動(dòng)端軸承體和非驅(qū)動(dòng)端軸承體沿3個(gè)方向x、y、z的殼振頻譜分別如圖9、10所示.

圖9 不同轉(zhuǎn)速時(shí)驅(qū)動(dòng)端軸承體x、y、z方向的頻譜圖

圖10 不同轉(zhuǎn)速時(shí)非驅(qū)動(dòng)端軸承體x、y、z方向的頻譜圖

從圖9可以看出：驅(qū)動(dòng)端軸承體x、y、z方向的振動(dòng)譜圖比較相似，低轉(zhuǎn)速(1 500 r·min-1)時(shí)的振動(dòng)較小，2 500，3 500和5 215 r·min-1的振動(dòng)分量以2倍葉片通過頻率為主，呈先增大后減小的趨勢(shì)，在3 500 r·min-1時(shí),z方向2倍葉片通過頻率對(duì)應(yīng)的振動(dòng)幅值最大(12.67 mm·s-1)，在4 500 r·min-1和5 215 r·min-1時(shí)存在較多的流致振動(dòng)，頻帶較寬.

從圖10可以看出：非驅(qū)動(dòng)端軸承體x、y、z方向的振動(dòng)烈度分量主要在轉(zhuǎn)頻、1倍葉片通過頻率和2倍葉片通過頻率；轉(zhuǎn)頻對(duì)應(yīng)的振動(dòng)分量隨轉(zhuǎn)速的增大而增大，1倍葉片通過頻率對(duì)應(yīng)的振動(dòng)分量呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢(shì)，在4 500 r·min-1時(shí)最大，2倍葉片通過頻率處的振動(dòng)分量也呈先增大后減小的趨勢(shì)，在3 500 r·min-1(x、y方向)或2 500 r·min-1(z方向)時(shí)達(dá)到最大；整體上，低轉(zhuǎn)速時(shí)，以2倍葉片通過頻率為主要分量，高轉(zhuǎn)速時(shí)以轉(zhuǎn)頻為主要振動(dòng)分量；高轉(zhuǎn)速時(shí)存在較多頻帶很寬的流致振動(dòng).

2.4 軸振頻譜圖

不同流量及轉(zhuǎn)速時(shí)測(cè)點(diǎn)1，2的軸振頻譜分別如圖11、12所示.

圖11 不同流量比時(shí)軸振頻譜圖

圖12 不同轉(zhuǎn)速時(shí)軸振頻譜圖

從圖11可以看出：位置1、2處軸振流量頻譜圖較相似，軸振的主要振動(dòng)分量在工頻和2倍頻處，不同流量下工頻和2倍頻處分量相差不大，未呈現(xiàn)隨流量變化的典型趨勢(shì)；在小流量點(diǎn)(0.5Qd和0.7Qd)工況，存在低頻范圍流致振動(dòng)，且噪聲底線較高.

從圖12可以看出：位置1、2處的軸振轉(zhuǎn)速頻譜圖較一致，軸振的主要振動(dòng)分量集中在1倍轉(zhuǎn)頻和2倍轉(zhuǎn)頻處，1倍轉(zhuǎn)頻軸振位移大致隨轉(zhuǎn)速增大而增大，但增大幅度不大；2倍轉(zhuǎn)頻軸振位移隨轉(zhuǎn)速升高而出現(xiàn)先減小后增大的波動(dòng)，數(shù)值上差別不大；轉(zhuǎn)速軸振頻譜圖上未顯示有流致振動(dòng).

2.5 軸心軌跡圖

轉(zhuǎn)速n=5 215 r·min-1時(shí)，不同流量工況下的軸心軌跡如圖13所示，流量對(duì)軸心軌跡有明顯的影響，小流量工況下軸心軌跡為實(shí)心圓形；隨著流量增大，軸心軌跡呈現(xiàn)為梯形；小流量工況下軸振較小，影響軸振的因素變得不明顯，大流量工況下轉(zhuǎn)子不平衡成為影響軸振的主要因素.

圖13 不同流量工況下的軸心軌跡

額定流量工況下，不同轉(zhuǎn)速時(shí)的軸心軌跡如圖14所示，轉(zhuǎn)速對(duì)軸心軌跡也有很明顯的影響，低轉(zhuǎn)速下軸心軌跡呈花瓣形，隨轉(zhuǎn)速的增加，軸心軌跡變?yōu)閮?nèi)8字型，最后變?yōu)樘菪?低轉(zhuǎn)速下，聯(lián)軸器對(duì)中性是軸振的主要影響因素，高轉(zhuǎn)速時(shí)轉(zhuǎn)子不平衡是軸振的主要影響因素.

圖14 不同轉(zhuǎn)速下的軸心軌跡

3 結(jié) 論

1) 泵殼振動(dòng)烈度隨流量的增大呈現(xiàn)出波動(dòng)，額定工況點(diǎn)處的殼振不一定最小.殼振振動(dòng)烈度隨轉(zhuǎn)速的增大整體上呈上升趨勢(shì)，不同測(cè)點(diǎn)、不同方向的殼振大小和變化趨勢(shì)不同.其殼振頻譜圖呈現(xiàn)差異，不同頻率下殼振振動(dòng)烈度大小隨流量的變化趨勢(shì)不一致，2倍葉片通過頻率振動(dòng)分量較大.

2) 小流量工況時(shí)軸振位移峰值較小，不同流量工況下振動(dòng)位移峰值大致相同，低于設(shè)計(jì)工況時(shí)增加幅度較大，超過設(shè)計(jì)工況時(shí)幅值變化不大.軸振隨流量、轉(zhuǎn)速變化的趨勢(shì)在相互垂直的2個(gè)方向上表現(xiàn)相近，主要振動(dòng)分布在1倍頻和2倍頻處.流量、轉(zhuǎn)速的變化對(duì)軸心軌跡有比較明顯的影響.

3) 轉(zhuǎn)速對(duì)殼振的影響在不同方向上的表現(xiàn)比較接近，但不同測(cè)點(diǎn)之間差別較大.除2倍葉片通過頻率殼振振動(dòng)分量較大外，轉(zhuǎn)頻處振動(dòng)分量也較大，且呈現(xiàn)隨轉(zhuǎn)速增大而增大的趨勢(shì),不同頻率下殼振振動(dòng)分量隨流量的變化趨勢(shì)并不一致.