泵振动原因、测试与解决方法

泵振动原因和测试与解决方法

目录

_Toc34896210

总则 (3)

振动评估 (3)

泵的运行点对振动的影响 (4)

泵入口设计对振动的影响 (5)

平衡 (6)

泵/驱动机对中 (6)

共振 (7)

转子动力学评估 (9)

流体“增加质量”对转子动力学固有频率的影响 (10)

环形密封“Lomakin效应”对转子动力学固有频率的影响 (10)

转子扭转分析 (11)

转子动力稳定性 (13)

参数共振和分数频率 (15)

测试方法– FFT频谱分析 (16)

测试方法–冲击（敲击）测试 (17)

振动故障排查 (19)

案例：立式泵带空心轴/齿轮箱驱动 (22)

总结 (24)

总则

当泵及其关联系统发生故障时，通常归结到四种类型：断裂，疲劳，摩擦磨损或泄漏。断裂的原因是过载，例如超过预期的压力，或管口负荷超出推荐的水平。疲劳的条件是施加的载荷是交变的，应力周期地超过材料破裂的耐久极限，泵部件的疲劳主要由振动过大引起，而振动大由转子不平衡，泵和驱动机之间轴中心线的过大不对中，或固有频率共振放大的过大运动引起。

摩擦磨损和密封泄漏意味着转子和定子之间的相互定位

没有在设计的容差范围。这可以动态发生，一般原因是过大的振动。当磨损或泄漏位于壳体单个角度位置，常见的原因是不可接受的管口载荷量，及其导致的或独立的泵/驱动机不对中。在高能泵（特别是加氢裂化和锅炉给水泵），另一个在定子一个位置摩擦的可能性是温度变化太快，导致每个部件由于随温度的变化，长度和装配不匹配。

有一些特定的方法和程序可供遵循，降低发生这些问题的机会；或如果发生了，帮助确定解决这些问题的方法，从而让

一台泵保养的更好。

振动评估

关于泵的振动和其它不稳定机械状态的诊断或预测，应包

括如下评估：

?转子动力学行为，包括临界转速，激励响应，和稳定性

?扭转临界转速和振荡应力，包括起机/停机瞬态

?管路和管口负荷引起的不稳定应力，和不对中导致的扭曲

?由于扭振、止推和径向负荷导致高应力部件的疲劳

?轴承和密封的稳态和动态行为

?正常运行和连锁停机过程的润滑系统运行

?工作范围对振动的影响

?组合的泵和系统中的声学共振（类似喇叭）

通常讨论的振动问题是轴的横向振动，即与轴垂直的转子动力学运动，然而，振动问题也会在泵的定子结构发生，如立式泵，另外振动也会发生在轴向，也可能涉及扭振。

泵的运行点对振动的影响

尽量运行在BEF点，否则，离心泵随节流振动变大，除非节流伴随转速的改变如VFD。在给定转速运行远低于BEF，与远高于BEF一样，使流体的速度角度与各级叶轮或扩散器或蜗壳舌部的流道角度不匹配。在低于入口或出口回流的流量下，转子叶轮稳定的侧负荷和摇动可能引起摩擦，甚至损坏轴承。

一些工厂考虑未来生产扩容，购买大于需求能力的设备，但是这样会产生几年的本应可靠设备的性能不可靠。如图1的典型结果，尽管运行在低于BEF是允许的甚至对某些应用是必须的，但是绝不要使泵长时间运行在低于厂家提供的“最小连续流量”，否则脉动和振动将有阶跃升高。

泵入口设计对振动的影响

入口法兰的机械连接，以及泵叶轮上游的液压设计，都会显著影响泵的振动。避免在大的管口有无限制的膨胀节（管路“柔性节”），然而，主要的液压问题是要有足够的静压避免气蚀。这意味着不仅仅具有足够的净正入口压头（NPSHA），还要高一些以满足厂家公布的3%压头下降NPSHR（需要的NPHS）。

当NPSHA到3xNPHSR时，高频气蚀（有时听不见的）将引起叶轮流道入口侧或摩擦环出口侧的侵蚀，并导致低频有时流道通过频率振动增加。除了入口压力太低，如果泵运行在远离BEF点，进入的流体对旋转的叶轮流道的冲击角度会与泵的设计者在该转速下预测的不同，将在入口或出口发生流道失速，

分别导致入口或出口回流。这种内部回流可引起流道压力侧的气蚀，导致旋涡状流随叶轮旋转，但是以一个较慢的转速，在意想不到的次同步频率激励转子临界转速，显著增大振动。

平衡

不平衡是机器振动过大最常见的原因（大约50%），紧随其后的是不对中。一般认为平衡分静态（质量中心偏离中心，质量分布主轴仍与旋转中心线平行）和动态（质量中心轴与旋转轴成角度）。对应轴向短的部件（如一个止推垫圈）二者的差别可以忽略，只需要单面静态平衡。对于长度大于1/6直径的部件，应考虑动态不平衡，至少需要双面平衡。

对于运行在二阶临界转速（对泵不常见）的转子，甚至双面平衡还不够，可能需要某些形式的高速模态平衡（即平衡去重考虑最接近的固有频率模态形状）。不平衡表现为1X频率，这是因为转子的重点以转速旋转，使振动运动以相同频率。一般它也导致一个圆形轴心轨迹，尽管如果转子在滑动轴承内承受高负荷轨迹可能为椭圆。

泵/驱动机对中

不对中仅次于不平衡，是旋转机器振动问题第二个最常见的原因。通常区分为两种形式：平行不对中和角不对中，一般不对中是两种的结合。有时一个转子必须在冷态和未运行时偏移，以便在运行和热态时保持对中。不对中主要引起2X转频

振动，因为高度椭圆的轨迹驱使轴运行在不对中的一侧。有时不对中负荷可导致高次谐频（即转子转速整数倍频，尤其3X），甚至可能降低振动，因为它加载转子使其对轴承壳异常变强。或者，不对中可实际上引起1X振动增大，通过抬起转子使其离开重力加载的“轴承位置”，使轴承运行在相对卸载状态（这也可导致轴不稳定，后述）。典型的不对中特征表现为2X振动，香蕉或数字8形轨迹，通常伴随相对较大的轴向运动，也是在2X，因为联轴器经历非线性“压弯”每转两次。

共振

振动超标是常见的问题，尤其在变频系统，很可能存在一个激励频率等于一个固有频率。为了避免共振，转子和轴承座的固有频率应该与“运球”型的力频率很好分离，它们很可能是1X转频（典型不平衡），2X（典型不对中），或叶轮流道数乘以转速（称为“流道通过”振动，当叶轮流道通过一个蜗壳舌或扩散器流道“切流”）

实际上，共振放大（常称为“Q”值）系数通常介于2至25之间，如果引起振动的力是稳定的而不是振荡的。Q取决于能量消耗的量，称为“阻尼”，它在碰撞中发生。在一个汽车车身，这个阻尼由冲击吸收器提供；在一个泵，它大部分由轴承和“环形密封”转子和定子之间的流体陷阱提供，像平衡活塞。

对应共振，模态冲击测试是非常有效和被证明的方法，可快速发现共振的原因并从根本解决它。典型的解决方法包括对最大振动运动区域选择性的支撑，或者增加质量。模态“敲击“测试最好在机器运行中进行，这样，轴承和密封是“承载的”并支撑转子，在泵的典型运行状态。确认你或服务商具有在机器运行条件下进行“敲击”测试的能力。

转子动力学评估

转子动力学需要一个比结构动力学更专业计算机程序，因为它必须包括的影响如：

◆在轴承，叶轮和密封，作为转速和负荷的函数的三维刚度和阻尼

◆叶轮和止推平衡装置流体激励力

◆陀螺效应

然而，一些大学和商业组织开发了转子动力学程序，可用的程序包括各种计算子程序，用于轴承和圆形密封（如摩擦环和平衡鼓）的刚度和阻尼系数计算，临界转速计算，激励响应

和转子稳定性计算，它包括轴承和密封阻尼和“交叉耦合刚度”的影响（即与运动垂直的的反作用力）。

流体“增加质量”对转子动力学固有频率的影响围绕转子的流体以三种方式增加转子的惯性：流体被困在叶轮通道直接增加质量；由于叶轮和轴材料的存在移动的流体直接对转子系统增加质量，由于转子在流体中的振动，它必须移动这个质量；以及在紧密间隙中的流体，一定比转子振动加速度更快地加速以保持连续性，并因此可能会增加很多倍于其移动的质量（称为Stroke Effect）。

环形密封“Lomakin效应”对转子动力学固有频率的影响

泵的环形密封（例如，摩擦环和平衡鼓）可对动力学特性影响很大，通过改变转子支撑刚度从而转子固有频率，因此可以避开或导致强一倍和二倍转频激励与一个低固有频率之间可能的共振。环形密封的刚度和阻尼小部分由挤压油膜和流体动力楔（对滑动轴承设计广为所知）提供。然而，由于在环形密封中相对轴承来说存在高的轴向对圆周流速比例，由于圆周间隙变化可以在环形间隙产生很大的力，随着转子偏心的发展引起Bernoulli压降，这被称为Lomakin效应，并且是泵的环形密封中最大的刚度和阻尼力产生机制。

Lomakin效应直接取决于通过密封的压降，对于恒定系统流阻它产生Lomakin支撑刚度大约随着转速的平方而变化。然

而，对于大约恒定的系统压头，导致只有很小的Lomakin效应随转速的变化。其它重要的参数是环形密封长度，直径和间隙；流体特性是次要的除非涉及非常高的粘度。然而，流体漩涡可以导致Lomakin效应的显著下降，或者增加伴随它的交叉耦合，重要的是，当交叉耦合反作用力超过阻尼反作用力，它可能引起转子动力学不稳定（如合理设置的转子动力学程序所估算的那样）。

间隙效应是最强的几何尺寸影响，Lomakin效应大约与其平方成反比。间隙影响很大的物理解释是，它给圆周压力分布（Lomakin效应的原因）通过圆周流动而消除。任何环形密封腔带有切槽在一定程度具有与增加间隙相同的效果，在这个角度看深槽比浅槽更差。

转子扭转分析

横向转子动力学分析可以通常不包括其它泵系统部件，如驱动机，泵壳体，轴承座，基础或管道，然而，泵轴的扭转振动和各种泵固定结构的振动是取决于系统的，由于振动的固有频率和振型随部件的质量，刚度和阻尼而变化的，不是包含在泵中的那些。

尽管扭振问题再泵不常见，除非由高频VDF激励的电动机驱动，或由往复发动机驱动，复杂的泵/驱动链具有扭振问题的可能性。这可以通过计算进行检查，包括前几阶扭振临界转速，和系统在起机瞬态，稳态运行，连锁和电动机控制的瞬态过程

中对激励的强迫振动响应。强迫响应应该按照静态的加上振荡的应力之和，在驱动链的最高应力元件，通常是最小轴直径处。

一般计算前两个扭振模型足够覆盖期望的激励频率范围，为此，泵机组必须按照至少三个部分建模：泵转子，联轴器（包括任何垫块）和驱动机转子。如果使用柔性联轴器（如盘联轴器），联轴器的刚度将与轴的刚度在一个数量级，必须包含在分析中。联轴器扭转刚度的良好估计，通常相对独立与速度和稳态扭矩，列在联轴器样本数据中，通常提供给定尺寸的刚度范围。

如果包含齿轮箱，每个齿轮必须单独考虑，按照惯量和啮合比。如果泵或驱动转子与将转子连接到联轴器的轴相比不是至少几倍的扭转刚度，那么单个轴长度和内部叶轮应包括在模型中，然而对工业泵来说要求最后一步是不常见的。

手工计算前几个扭转固有频率的方法由Blevins给出，然而泵的扭振计算应该包括系统阻尼的影响。为了以足够精度确定轴的应力，应该使用数字的程序，如Holzer方法，传递矩阵法或有限元分析（FEA）。

最低扭转振型是在泵/驱动系统最常被激起的，这个扭转振型的大部分运动发生在泵的轴上。这种情况下，主要的阻尼来自泵叶轮，当它由于扭振运动运行在稍高和稍低的瞬时转速时消耗的能量。这个阻尼的粗略估计公式：

阻尼= 2x（额定扭矩）x（估计的频率）/（额定转速）^2

为了确定期望的大扭振激励的频率，以及这些频率下发生扭矩值，任何给定转速和流量下的泵的扭矩可以乘以一个单位系数“p.u.”，重要频率下的p.u.系数可从特定系统的电机和控制生产商那里获得，一般是感兴趣的状态下稳定运行扭矩的大约0.01至0.05，峰-峰值。

来自电动机的最重要的扭转激励频率是极数乘以滑差频率（对感应电动机），转速乘以极数，以及转速本身；泵的不稳定的流体扭矩也存在，频率表现为转速乘以叶轮流道数，强度等于传递的扭矩除以流道数，一般具有的最大值也是在0.01至0.05区间，不在BEP最佳运行点运行和/或叶轮少于4个流道一般具有较高的值。

对于包括变速或VFD的系统，应该特别关注，除了激励频率扫描一个大的范围从而增加发生共振的机会，老式的VFD控制器提供新的激励，表现在电动机转速的各种“控制脉冲”乘数，通常为6X或12X，以及也常为整分数约数。控制器生产厂商可以预测这些频率及其相关的p.u.系数。

对机组扭转特性的可接受度的判断应该基于在所有运行状态，受迫响应轴应力是否在疲劳极限预留了足够安全系数之下。对一个仔细分析的转子系统，推荐的最小安全系数是2。

转子动力稳定性

转子动力稳定性指一种现象，即使主动的稳定的激励非常低，具有反应支持力的转子及其系统能够成为自激的，导致可能灾害性的振动水平。转子动力不稳定性的一个关键因素是交叉耦合刚度，交叉刚度源于在轴承和其它紧密的旋转间隙中建立的流体动力油膜，流体动力油膜具有倾向于将转子推回到其中心位置的有利效果–这是典型的流体膜（轴颈）轴承的工作原理。

然而，除此之外，交叉耦合力矢量作用在与运动垂直的方向，与源自流体阻尼的矢量方向相反，因此很多人将交叉耦合刚度理解为负阻尼。交叉耦合作用对稳定性是非常重要的，如果交叉耦合力矢量变成大于阻尼矢量，振动引起反应力以一种反馈的方式导致不断增加的振动，轴心轨迹不断变大直到产生严重摩擦，或由于大的运动反馈停止。

轴半速涡动是一个在低于一阶非临界阻尼的轴弯曲固有频率下的受迫响应，它是由流体激励力驱动的，产生力的静态压力场以低于转速的某个速度旋转，流体旋转的速度成为涡动速度。

涡动最常见的原因是围绕叶轮前或后侧板，或在轴颈轴承的间隙的流体旋转，这种流体旋转一般是转速的约45%，因为流体在定子壳壁是固定的，在转子表面以转子的速度旋转，这样在旋转间隙建立起大约半速的“库艾特流”分布。驱动这个涡动的压力分布一般是倾斜的，这样交叉耦合的分量与涡动运

动方向相同，并且可能很强。如果某种原因间隙在一侧减小，例如由于偏心，结果耦合的力进一步增加。

如果流体涡动频率随转速增加而增加，直到涡动位于一个转子很小阻尼的临界转速，交叉耦合力的作用相位相对于对它的反应力成为不稳定的（力导致变形导致更大的力），那么“轴涡动”变为所谓的“轴振荡”，它是很具破坏性的，迅速地磨损掉泵腔内密封所需要的紧密设计间隙。

轴振荡的特征是一旦它开始，所有自激发生在轴的弯曲固有频率，这样振动响应频率“锁定”固有频率。由于振荡开始于当涡动接近转速的一半，并等于轴的固有频率，正常的1X转速频率频谱和大概圆形的轴心轨迹现在表现出显著的大约0.45倍转速分量，在轨迹上表现为一个环，反映每隔一转一次轨迹脉动。这种情况下的典型观察是振动“锁定”在固有频率上，导致在振荡开始之后转速升高，振动偏离涡动的恒定百分比转速。

参数共振和分数频率

已经发现，在透平机器中当转子与壳体的定子部件相互作用时，常见一些类型的非线性振动响应，它们一般归结到参数共振类型，超出了本文讨论的范围。它们可导致大的振动，尽管相对低的驱动力。一般来讲，这些共振是由轴承支撑松动或在轴承、密封或其它旋转间隙处的摩擦引起的，征状是脉动的轴心轨迹，在转速的整分数倍频，如1/2，1/4等振动较大。

测试方法–FFT频谱分析

振动幅值对频率的FFT频谱或“特征”分析可确定那些被强烈激起的频率，对熟悉泵的内部部件和泵所连接的系统的振动特性的专业人员，提示可能的根本原因。特征分析之后，实验模态分析（EMA）已经证明其通过分别确定泵系统的激励力和固有频率快速解决问题的能力。

泵的振动达到最大的转速，并且根据经验，很严重足以引起可靠性问题，被称为“临界转速”。泵的临界转速通常由“瀑布图”确定，它是泵在静止和运行状态之间加速或减速过程中，振动幅值对频率的频谱对时间的3-D绘图。图3所示的例子，是一个锅炉给水泵在一个低流速下（排放口节流）在一个速度范围内运行的三维图。对泵来说，这样一个绘图可能有明显误差，因为环形密封在起机和停机的瞬态的刚度值k与它们在感兴趣的稳定运行状态的值有很大差别，主要由于Lomakin效应。

级联图的分析配对是坎贝尔图，它是振动激励频率对转速的绘图。由于泵中最强的振动激励发生在转速的整数倍频，这些（1X，2X和流道通过）在图中作为从坐标原点放射的斜线绘出，同样对前几个计算的转子固有频率汇出大约水平线。激励和固有频率曲线的交点用半径等于交点发生的频率的10%画圆标注，如果任何圆的任何部分位于代表最小和最大运行转速的两条垂直线之间，那么共振会发生，需要采取步骤移动有问题

的固有频率，增加其阻尼直到达到临界阻尼，或消除激励源。

图3，Off-BEP振动对转速的瀑布或级联图

测试方法–冲击（敲击）测试

在模态响应冲击测试或激振器测试确定固有频率时，展示结果方便的绘图是log振动值对频率，结合相位角对频率的绘

图，这个绘图识别和验证固有频率的值并表示其放大系数。另一个有用的绘图是奈奎斯特图，它承载相似的信息，但以极坐标图的方式，振动值是放射的矢量，相位是其角度。对后者，固有频率绘图作为近似圆，使用奈奎斯特图接近的振型更容易识别和分开。

实验模态分析（EMA）是一个振动测试方法，它对泵施加已知的力（在测试范围所有频率上恒定），泵由这个力单独产生的振动响应被观察和分析。EMA可以在实验台上也可以在现场确定泵的振动特性，可以得到结合了壳体、管道和支撑结构的实际固有频率；并且如果采用特殊的数据采集步骤，EMA也可以在泵的运行状态确定转子的固有频率。

做EMA使用的主要工具是一个双通道FFT频率分析仪，一个PC和特定软件，一组振动响应探头如加速度传感器或涡流探头，和一个冲击力锤。力锤的设计能够将将力分布到一个频率范围，覆盖测试的范围，结果就像一系列激振器测试的结合。冲击力锤在其头部有一个加速度计，标定指示施加的力，在EMA 测试时，力锤冲击力加速度传感器的信号连接到频谱分析仪的一个通道。在每个频率上，第二通道除以第一通道得到泵及其连接的系统的“频率响应函数”（FRF）。FRF的峰是非临界阻尼的固有频率，峰的宽度和高度指示每个固有频率的阻尼，以及在测试位置振动对力锤冲击的位置附近发生的力，在给定固有频率附近频率的灵敏性。

Marscher开发了EMA的变种，不需要停掉泵、在实际现场测试的时间和运行制约下就可以准确确定固有频率，这个方法称为时间平均冲击（TAP）。TAP方法统计识别模态分析的数据，以便在泵运行在有问题的状态下可靠地确定结构固有频率和振型，共振力的位置和频率，和转子临界转速。TAP然后使用经典模态分析处理技术产生每个固有频率下振型的动画模型，预测设想的设计改变的有效性，例如加强轴承刚度，新的管道支撑，或加厚基板。这个方法可应用于任何转速和负荷下机器。

EMA可以分类复杂的模型测试数据库，由多个位置对一个敲击位置的振动响应的FRF绘图组成，选择的敲击位置代表可能存在显著激励力的地方。这个分类处理的结构是准确预测测试范围内每个固有频率的频率和阻尼，将“成箱的”固有频率振动变为“振型”。在一些EMA软件，这个信息可以用来自动预测增加质量、阻尼器或支撑的最佳位置，以解决与给定振型有关的振动问题。对于机器运行时在很大位置和方向采集的振动也可以做类似的“箱”，被称为运行变形形状（ODS），ODS 是一个非常有用的故障排查工具，因为诸如软脚、部件松动、过大柔性区域之类的问题即刻变为明显的，从而可以提出修理措施。

振动故障排查

图4和图5表示一个代表性的泵型式的典型故障模式和相

关的频率，这些图的重点不在于包括所有泵的问题，但示出了主要问题，以及这些问题如何与导致的振动相关。图6表示FFT 频谱和x-y轨迹（在探头位置轴中心线的运动）如何被用来确定发生了什么故障，基于振动水平，它们的严重性怎样。

图4：卧式泵典型的流体和机械问题征兆