Schwingungsanalyse eines Hochs | Kunststofflager Inc.

Wissenschaftliche Berichte Band 12, Artikelnummer: 20293 (2022) Diesen Artikel zitieren

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Mehrstufige Hochdruck-Kreiselpumpen sind in der modernen Industrie weit verbreitet und erfordern geringe Vibrationen und Geräusche. In dieser Studie wurde eine Modalanalyse des Rotorsystems einer siebenstufigen Kreiselpumpe numerisch durchgeführt, indem eine Fluidkraft eingeführt wurde, um sicherzustellen, dass die Kreiselpumpe nicht in Resonanz tritt. Zur Untersuchung der Eigenschaften mit Durchflussraten von 0,8 Qd, 1,0 Qd und 1,2 Qd wurde ein Vibrationsprüfstand eingerichtet und die Vibrationsdaten von zehn Messpunkten gesammelt. Es wurde festgestellt, dass die Periode der Vibration am Lager etwa 20 ms beträgt und die Periode mit der Wellenfrequenz (SF) und der Blattdurchlauffrequenz (BPF) in Zusammenhang steht. Die Vibration des Pumpengehäuses wurde hauptsächlich durch den SF, das Zweifache des SF und das Zweifache des BPF bestimmt. Mechanische Bewegungen sind der Hauptgrund für Pumpenvibrationen, und auch instabile Flüssigkeitsbewegungen sind eine wichtige Ursache.

Mehrstufige Kreiselpumpen sind ein wichtiges Gerät für den Flüssigkeitstransport auf Basis der einstufigen Kreiselpumpe, die Flüssigkeiten unter hohem Druck liefern kann und in der Landwirtschaft und Industrie weit verbreitet ist1,2,3. Die moderne Industrie stellt höhere Anforderungen an die Vibration mehrstufiger Kreiselpumpen4,5,6. Das Vibrationsproblem von Kreiselpumpen bringt zwangsläufig Herausforderungen für die Sicherheit und Stabilität des Betriebs mit sich7,8. Die Schwingungsanalyse spielt eine wichtige Rolle bei der Zustandserkennung und Fehlerdiagnose mehrstufiger Kreiselpumpen9,10. Das Vibrationsproblem mehrstufiger Kreiselpumpen spiegelt sich hauptsächlich im Rotorsystem wider. Wenn die Rotorgeschwindigkeit nahe an der kritischen Geschwindigkeit liegt, kann es sogar zu Resonanzen und großen Schäden kommen11,12. Unter der Voraussetzung, Resonanzen des Rotorsystems zu vermeiden, ist es von großer Bedeutung, die Schwingungseigenschaften mehrstufiger Kreiselpumpen zu untersuchen, um deren sicheren Betrieb sicherzustellen. Die aktuelle Forschung in diesem Bereich konzentriert sich jedoch hauptsächlich auf einstufige Kreiselpumpen, und es gibt nur wenige Berichte über mehrstufige Kreiselpumpen.

Die Modalanalyse kann den Resonanzzustand von Kreiselpumpen vorhersagen, indem sie Modenformen, Eigenfrequenzen und kritische Geschwindigkeiten extrahiert. Dies ist eine effektive Methode zur Analyse der Schwingungseigenschaften von Kreiselpumpen13. Sendilvelan et al.14 führten eine Modalanalyse an Kreiselpumpenlaufrädern mit unterschiedlichen Dicken durch und extrahierten die Eigenfrequenzen und Modenformen des Laufrads. Er et al.15 analysierten die Eigenschwingungen und kritischen Drehzahlen des Rotors einer mehrstufigen Kreiselpumpe mit unterschiedlichen Stützsteifigkeiten und stellten fest, dass die erste und zweite kritische Drehzahl stark von der Stützsteifigkeit beeinflusst wurden. Tian et al.16 fanden heraus, dass die Stützsteifigkeit und die Flüssigkeitswirkung einen wichtigen Einfluss auf die kritische Drehzahl des mehrstufigen Kreiselpumpenrotors hatten. Ashri et al.17 untersuchten die Eigenfrequenzen und Modenformen eines Kreiselpumpenlaufrads mit der Finite-Elemente-Methode und stellten fest, dass die Laufraddicke einen großen Einfluss auf die Eigenfrequenz hatte. Zhao et al.18 untersuchten die Resonanzeigenschaften eines großen Kreiselpumpenrotorsystems, indem sie die Eigenfrequenzen und kritischen Drehzahlen mit der Finite-Elemente-Methode berechneten. Ping19 untersuchte die Auswirkung des Dichtspalts zwischen den Stufen einer Kreiselpumpe auf die kritischen Drehzahlen durch die Kombination von numerischer Simulation und Experiment. Viele Faktoren können die Eigenfrequenz und die kritische Drehzahl eines Kreiselpumpenrotors beeinflussen. Allerdings müssen die Fluidkraft und die Randbedingungen des Rotorsystems berücksichtigt werden.

Um sich an die immer höheren Betriebsanforderungen von Kreiselpumpen anzupassen, haben viele Wissenschaftler die Schwingungseigenschaften von Kreiselpumpen untersucht. Kato et al.20 analysierten die Schwingungen einer mehrstufigen Kreiselpumpe durch Einweg-Fluid-Struktur-Wechselwirkung und stellten fest, dass die Schwingung hauptsächlich von der Wechselwirkung zwischen Rotor und Stator herrührt. Dai et al.21 untersuchten die Wirkung der Flüssigkeitsanregung auf eine Meereskreiselpumpe und stellten fest, dass die vorherrschende Vibrationsfrequenz die Rotorblattfrequenz war. Jiang et al.22 untersuchten die Vibration und den Lärm einer fünfstufigen Kreiselpumpe mithilfe der Fluid-Struktur-Kopplungsmethode. Chen et al.23 modellierten die von einer Kreiselpumpe verursachten Vibrationen und Geräusche und stellten fest, dass die dominierende Frequenz der Spiralvibrationsgeschwindigkeit die Schaufeldurchlauffrequenz war. Rao24 stellte fest, dass der Druck an der Spiralzunge von Kreiselpumpen stark von der Lauffrequenz der Schaufeln beeinflusst wird. Guo25 verwendete die Methode der Fluid-Struktur-Wechselwirkung, um die Rotorschwingungseigenschaften einer Kreiselpumpe zu analysieren, und die Druckpulsation zeigte periodische Änderungen. Die Arbeit dieser Wissenschaftler lieferte Erfahrungen für die Untersuchung der Frequenzeigenschaften von Kreiselpumpen, es gibt jedoch auch Probleme im Forschungsprozess, da es nur wenige Messpunkte gibt und die Analyse der Frequenzeigenschaften verschiedener Positionen nicht umfassend ist.

Im tatsächlichen Betrieb arbeiten Kreiselpumpen möglicherweise nicht mit dem Nenndurchfluss, daher ist es notwendig, die Vibrationseigenschaften von Kreiselpumpen bei unterschiedlichen Durchflussraten zu untersuchen. Behzad et al.26 führten Vibrationstests einer Kreiselpumpe bei unterschiedlichen Durchflussraten durch und stellten fest, dass der Betrieb unter nicht vorgesehenen Bedingungen einer der Gründe für die verstärkten Vibrationen war. Khalifa27 untersuchte die Vibrationseigenschaften einer einstufigen Doppelspiral-Kreiselpumpe bei unterschiedlichen Durchflussraten und stellte fest, dass die Vibration bei Nicht-Nennbedingungen zunahm. Al-Obaidi et al.28 untersuchten den Einfluss unterschiedlicher Durchflussraten auf die Leistung und Kavitation einer Kreiselpumpe anhand von Schwingungsanalysetechniken. Bai et al.29 untersuchten die Vibration und Stabilität einer mehrstufigen Kreiselpumpe bei unterschiedlichen Durchflussraten und stellten fest, dass die Schaufeldurchlauffrequenz und das Zweifache der Schaufeldurchlauffrequenz die Haupterregungsfrequenzen waren. Lu et al.30 haben das Vibrationsspektrum einer Kreiselpumpe bei drei Durchflussraten gemessen und festgestellt, dass die Vibrationsgeschwindigkeit bei der Nenndurchflussrate am kleinsten war. Obwohl einige Wissenschaftler die Vibrationseigenschaften von Kreiselpumpen bei unterschiedlichen Durchflussraten untersuchten, gibt es nur wenige Studien zu mehrstufigen Kreiselpumpen mit komplexeren Strukturen.

Als Forschungsobjekt wurde in der vorliegenden Studie eine siebenstufige Doppelmantel-Hochdruckkreiselpumpe verwendet. Die kritischen Drehzahlen und Modenformen des Kreiselpumpenrotors wurden mithilfe der Fluid-Struktur-Wechselwirkungsmethode analysiert, um Fluidkräfte einzuführen. Die Vibrationsreaktionen von zehn Messpunkten wurden durch den Vibrationstest bei unterschiedlichen Durchflussraten ermittelt und die Testergebnisse analysiert, um die Vibrationseigenschaften der mehrstufigen Kreiselpumpe aufzudecken. Alle Ergebnisse könnten die bestehende Datenbasis bereichern und eine Grundlage für weitere Forschungen zu den Eigenschaften mehrstufiger Kreiselpumpen liefern.

Die relevanten Parameter der Kreiselpumpe sind in Tabelle 1 aufgeführt, wobei Din der Durchmesser des Einlassrohrs und Dout der Durchmesser des Auslassrohrs ist. Die Werte der Laufradparameter sind in Tabelle 2 aufgeführt. Die Erhöhung der Anzahl der Schaufeln konnte die Förderhöhe von Kreiselpumpen verbessern, erhöhte jedoch auch den Reibungsverlust der Flüssigkeit, die zu Kavitation neigte. Um die Antikavitationsleistung der Kreiselpumpe zu verbessern, wurde das Laufrad der ersten Stufe mit vier Schaufeln und die restlichen sechsstufigen Laufräder mit fünf Schaufeln konstruiert. Der Unterschied zwischen den übrigen sechsstufigen Laufrädern bestand lediglich im Einbauwinkel auf der Pumpenwelle. Die Gesamtquerschnittsansicht der mehrstufigen Kreiselpumpe ist in Abb. 1 dargestellt.

Im Inneren der 7-stufigen Doppelmantel-Hochdruck-Wassereinspritzkreiselpumpe.

Wie in Abb. 2 dargestellt, umfasste das Rotorsystem hauptsächlich die Pumpenwelle, die Laufräder und die Ausgleichstrommel. Das Material der Pumpenwelle, der Laufräder und der Ausgleichstrommel war 42CrMo, ZG1Cr13NiMo bzw. 30Cr13. Die Länge der Pumpenwelle betrug 1503 mm. Auf beiden Seiten der Pumpenwelle befanden sich Lager im Abstand von 1293 mm. Auf der Antriebsseite wurde ein Zylinderrollenlager eingebaut, um Radialkräften standzuhalten, und auf der Nichtantriebsseite wurde ein Schrägkugellager eingebaut, um Radial- und Axialkräften standzuhalten.

Rotormodell der Kreiselpumpe.

Angesichts der Komplexität der mehrstufigen Kreiselpumpengeometrie wurde das unstrukturierte Tetraedernetz zur Aufteilung des Flüssigkeitsbereichs und des Rotorsystems verwendet. Die Vernetzung des Rechenbereichs des Modells ist in Abb. 3 dargestellt. Die Gesamtzahl der Flüssigkeitsdomänenzellen betrug etwa 9,83 Millionen und die durchschnittliche Qualität betrug 0,83. Die Gesamtzahl der Zellen mit fester Domäne betrug 414.691 und die durchschnittliche Qualität betrug 0,75.

Vernetzung von Fluiddomäne und Festkörperdomäne (a) Fluiddomäne. (b) Solide Domäne. (c) Erstes Laufrad. (d) Andere Laufräder.

Die Fluid-Struktur-Wechselwirkung war eine Methode zur Untersuchung der Wechselwirkung zwischen flüssigen und festen Domänen. Nach dem Wirkmechanismus lässt es sich in zwei Kopplungseffekte unterteilen. Das eine war die starke Wechselwirkung der Zwei-Wege-Wirkung zwischen der Flüssigkeitsdomäne und der Festkörperdomäne, und das andere war die schwache Wechselwirkung der Einwegwirkung der Flüssigkeitsdomäne mit der Festkörperdomäne. Da die Verformung des Rotorsystems in dieser Studie sehr gering war, konnte der Einfluss der Festkörperdomäne auf die Flüssigkeitsdomäne vernachlässigt werden, sodass für die Analyse eine Strategie der schwachen Wechselwirkung verwendet wurde.

ANSYS Fluent 18.2 wurde verwendet, um den Flüssigkeitsbereich der Kreiselpumpe zu modellieren. Die Flüssigkeit war Wasser mit einer Temperatur von 20 °C und einer Dichte von 998,2 kg/m3. Ein rotierender Referenzrahmen wurde verwendet, um den Laufrad-Fluidbereich als rotierenden Fluidbereich bei 2980 U/min und die übrigen Fluidbereiche als stationäre Bereiche festzulegen. Jede Wand des Laufrad-Fluidbereichs wurde als rotierende Wand bei 2980 U/min eingestellt, während die anderen Wände des Fluidbereichs als stationäre Wände konfiguriert wurden. Die Einlassgrenze wurde als Druckeinlass festgelegt, und der Einlassdruck wurde entsprechend dem tatsächlichen Druck, der von der Kreiselpumpe bei Nenndurchfluss gemessen wurde, auf –9400 Pa eingestellt. Als Massenstromauslass wurde die Auslassgrenze festgelegt. Das Turbulenzmodell wurde als RNG-k-ε-Modell festgelegt. Für die Behandlung der nahen Wand wurde die Randbedingung „Rutschfest“ verwendet und die Standardwandfunktion gewählt. Es wurde der auf Druckbasis basierende Löser ausgewählt und der SIMPLE-Algorithmus verwendet. Die Erdbeschleunigung wurde auf − 9,81 m/s2 eingestellt. Die Konvergenzresiduen wurden auf 10e−4 festgelegt, um die rechnerische Konvergenz sicherzustellen. Der Fehler zwischen der durch die Fluiddomänensimulation erhaltenen Fallhöhe (255,5 m) und der tatsächlichen Fallhöhe (245 m) betrug etwa 4,3 %. Die Ergebnisse der Flüssigkeitsdomänensimulation waren relativ genau.

Die Volumenkörperdomäne wurde in ANSYS Workbench 18.2 gelöst. Zusätzlich zur Zentrifugalkraft und der Schwerkraft wirkten auf das Rotorsystem auch Fluidkräfte ein, zu denen auch die Druckbelastung der Laufradschaufeln und der Nabe zählte. Die Zentrifugalkraft wurde durch Einstellen der Drehzahl auf 2980 U/min aufgebracht. Die Schwerkraft wurde angewendet, indem die Erdbeschleunigung auf − 9,81 m/s2 eingestellt wurde. Die Fluidkräfte wurden durch Importieren der Fluiddomänenberechnung an der Fluid-Struktur-Interaktionsoberfläche (der Strömungsoberfläche im Laufrad) eingeführt. Die zylindrische Beschränkungsmethode wurde verwendet, um die Kontaktpunkte zwischen der Welle und dem Lager an beiden Enden einzuschränken, und die axiale und radiale Richtung wurden eingeschränkt, während die tangentiale Richtung frei gehalten wurde. Da das Wellenende in der Nähe des Motors über eine Kupplung mit dem Motor verbunden war, wurde die Methode mit fester Beschränkung verwendet, um das Wellenende einzuschränken. Die Kraft und Beschränkung des Rotorsystems unter der Bedingung der Fluid-Struktur-Wechselwirkung sind in Abb. 4 dargestellt.

Belastungen und Beschränkungen für den Kreiselpumpenrotor.

Nach dem Anwenden von Lasten und Einschränkungen wurde das Modell in ANSYS Workbench 18.2 gelöst. Die Modalanalyse war eine Methode zur Berechnung der dynamischen Eigenschaften linearer Strukturen. Die Schwingungseigenschaften linearer Strukturen im sensiblen Frequenzbereich konnten berechnet und die Schwingungsreaktion durch Modalanalyse vorhergesagt werden. Da es normalerweise die niedrigere Eigenfrequenz war, die die strukturelle Resonanz des Rotorsystems verursachte, wurden die ersten sechs Moden mit der Block-Lancos-Methode extrahiert, um die Eigenfrequenzen und die Modenformen des Rotorsystems zu erhalten. Die ersten sechs Eigenfrequenzen des Rotorsystems sind in Tabelle 3 und die Modenformen in Abb. 5 dargestellt.

Die ersten sechs Modenformen des Kreiselpumpenrotorsystems. (a) Erste Modusform. (b) Zweite Modenform. (c) Form des dritten Modus. (d) Vierte Modusform. (e) Form des fünften Modus. (f) Form des sechsten Modus.

Zu den Modenformen des Rotorsystems gehörten hauptsächlich Schwingschwingungen, Torsionsschwingungen, Biegeschwingungen und Nickschwingungen. Die erste Eigenfrequenz betrug 87,948 Hz. Die Modenform zeigte Auf- und Abschwingungen entlang der Y- und Z-Richtung. Die zweite Eigenfrequenz betrug 88 Hz. Die Modenform zeigte Auf- und Abschwingungen entlang der Z- und Y-Richtung, was orthogonal zur ersten Modenform war. Die dritte Eigenfrequenz betrug 135,31 Hz. Die Modenform zeigte Torsionsschwingungen in der YZ-Ebene und Auf- und Abschwingungen in Y- und Z-Richtung. Die vierte Eigenfrequenz betrug 298,34 Hz. Die Modenform zeigte die S-förmige Biegeschwingung in der XY-Ebene. Die fünfte Eigenfrequenz betrug 299,66 Hz. Die Modenform zeigte eine S-förmige Biegeschwingung in der XZ-Ebene, die orthogonal zur vierten Modenform war. Die sechste Eigenfrequenz betrug 661,42 Hz. Die Modenform zeigte die Tonhöhenschwingung entlang der X-Richtung.

Das Campbell-Diagramm ist in Abb. 6 dargestellt. Die schräge Linie vom Ursprung stellte die Frequenz der Erregerkraft dar, und die übrigen Linien stellten die Eigenfrequenz dar. Wenn sich die schräge Linie und die Eigenfrequenzlinie schneiden, deutet dies darauf hin, dass Resonanz auftreten kann. Aus Abb. 6 ist ersichtlich, dass die erste kritische Drehzahl des Rotorsystems bei 5270,9 U/min lag und damit deutlich über der Nenndrehzahl von 2980 U/min lag. Daher würde das Rotorsystem der Kreiselpumpe nicht mitschwingen. Die kritischen Geschwindigkeiten der ersten sechs Modi sind in Tabelle 4 aufgeführt.

Campbell-Diagramm.

Die Testplattform für Kreiselpumpen umfasste hauptsächlich die 7-stufige Doppelmantel-Hochdruck-Wassereinspritzkreiselpumpe, einen Wassertank, eine Einlassleitung, eine Auslassleitung, einen Motor, ein Pumpenleistungstestsystem, einen digitalen Kollektor, ein Manometer, einen elektromagnetischen Durchflussmesser und ein Regelventil. usw. Nach dem Test war die Installation der Testplattform fest, was den reibungslosen Betrieb der mehrstufigen Kreiselpumpe gewährleisten konnte. Die Testplattform der Kreiselpumpe ist in Abb. 7 dargestellt und das schematische Diagramm des Testgeräts ist in Abb. 8 dargestellt. Der Inhalt der experimentellen Forschung bestand darin, die Vibration der siebenstufigen Doppelmantel-Hochdruck-Kreiselpumpe zu messen . In diesem Experiment wurden der Datensammler ZX601A und der piezoelektrische Beschleunigungsmesser L14A verwendet, um die Vibrationsgeschwindigkeit der Kreiselpumpe zu messen. Die Parameter von L14A sind in Tabelle 5 aufgeführt.

Testplattform für Kreiselpumpen.

Schematische Darstellung des Zentrifugalpumpenprüfgeräts. (1) Wassertank, (2) Steuerventil, (3) Durchflussmesseranzeige, (4) Elektromagnetischer Durchflussmesser, (5) Druckanzeige, (6) Drucksensor (Einlass), (7) Drucksensor (Auslass), (8 ) 7-stufige Kreiselpumpe, (9) Motor, (10) Verteilerschrank, (11) Konsole.

Die vertikalen, horizontalen und axialen Vibrationsrichtungen der Lager auf der Antriebsseite und der Nicht-Antriebsseite wurden gemessen, um die Vibrationen des Rotorsystems der Kreiselpumpe widerzuspiegeln. Darüber hinaus wurden die vertikale und horizontale Richtung des Pumpengehäuses sowie die horizontale Richtung der Einlass- und Auslassrohre so gewählt, dass sie die Gesamtvibration der Kreiselpumpe widerspiegeln. Die Position jedes Messpunkts ist in Tabelle 6 dargestellt. Die Anordnung der Messpunkte ist in Abb. 9 dargestellt. Die Durchflussrate wurde auf 0,8 Qd (24 m3/h), 1,0 Qd (30 m3/h) und eingestellt 1,2Qd (36 m3/h) durch Steuerung der Ventilöffnung, und an jedem Messpunkt wurden Vibrationstests durchgeführt.

Anordnung der Messpunkte.

Die Zeitbereichsverläufe der Schwingungsgeschwindigkeit von zehn Schwingungsmesspunkten bei Nenndurchfluss sind in Abb. 10 dargestellt. Es dauerte 20,13 ms, bis sich die Laufräder einmal mit der Nenndrehzahl (2980 U/min) drehten. Beobachtete die Wellenformen im Zeitbereich und stellte fest, dass es innerhalb der Zeit, in der sich die Laufräder 400 ms lang drehten, etwa zwanzig regelmäßige große Wellenkämme gab. In der Schwingungsperiode eines einzelnen Lagers entstanden vier bis fünf kleine Wellenkämme, die der Anzahl der Laufradschaufeln entsprachen. Dies bewies, dass das Schwingungsgesetz nicht nur mit der Wellenfrequenz zusammenhängt, sondern auch eng mit der Rotorblattdurchlauffrequenz zusammenhängt.

Zeitbereichswellenformen der Vibrationsgeschwindigkeit bei Nenndurchfluss. (a) Punkt 1. (b) Punkt 2. (c) Punkt 3. (d) Punkt 4. (e) Punkt 5. (f) Punkt 6. (g) Punkt 7. (h) Punkt 8. (i ) Punkt 9. (j) Punkt 10.

Die Frequenzbereichswellenformen der Vibrationsgeschwindigkeit von zehn Vibrationsmesspunkten bei Nenndurchfluss sind in Abb. 11 dargestellt. Bei der Beobachtung der zehn Messpunkte konnte festgestellt werden, dass die Vibrationsgeschwindigkeit der drei Messpunkte am B-seitigen Lager lag lag im Allgemeinen höher als die der drei Messpunkte am A-Lager. Der Grund dafür war, dass die Pumpenwelle und der Motor am Antriebslager durch eine Kupplung verbunden waren und das Antriebslager aufgrund der festen Lagerung seine Vibrationsintensität reduzierte. Die Vibrationsgeschwindigkeit der vier Messpunkte, die den Einlass- und Auslassrohren sowie dem Pumpengehäuse entsprachen, war kleiner als die des Lagers, was darauf hinweist, dass die Pumpe gut befestigt und das Strömungsfeld stabil war.

Frequenzbereichswellenformen der Vibrationsgeschwindigkeit bei Nenndurchfluss. (a) Punkt 1. (b) Punkt 2. (c) Punkt 3. (d) Punkt 4. (e) Punkt 5. (f) Punkt 6. (g) Punkt 7. (h) Punkt 8. (i ) Punkt 9. (j) Punkt 10.

Die Wellenfrequenz fpf der Kreiselpumpe könnte aus der Drehzahl berechnet werden (fpf = n/60 ≈ 49,7 Hz) und die Schaufeldurchlauffrequenz fbpf könnte aus der Anzahl z der Laufradschaufeln erhalten werden (fbpf = z*fpf ≈ 198,6–248,3 Hz). Die Wellenformen im Frequenzbereich zeigten, dass die Schwingungsspitzen der mehrstufigen Kreiselpumpe alle bei der Wellenfrequenz und ihrer Frequenzvervielfachung auftraten. Die maximalen Spitzen traten bei der Wellenfrequenz und dem 2-fachen der Wellenfrequenz auf. Darüber hinaus traten bestimmte Spitzen auch im Frequenzbereich von 200–250 Hz und 400–500 Hz auf, die eng mit dem Aufbau der mehrstufigen Kreiselpumpe selbst zusammenhängen. Die Anzahl der Schaufeln des Laufrads der ersten Stufe, der verbleibenden sechs Laufräder und der Diffusoren betrug jeweils vier, fünf und sechs. Tabelle 7 zeigt die erwartete Schaufeldurchlaufhäufigkeit mehrstufiger Kreiselpumpen. Die erwartete Rotorblattdurchlauffrequenz betrug das Vier- bis Fünffache der Wellenfrequenz, was mit den Ergebnissen der Frequenzbereichswellenformen übereinstimmte.

Abbildung 12 zeigt die Frequenzbereichsverteilung von zehn verschiedenen Messpunkten für drei Flüsse von 0,8 Qd, 1,0 Qd und 1,2 Qd. Es konnte festgestellt werden, dass die Vibrationsgeschwindigkeit bei einer Durchflussrate von 1,0 Qd relativ gering war und die maximale Vibrationsgeschwindigkeit nur 0,05 mm/s betrug. Bei einer Durchflussrate von 0,8 Qd oder 1,2 Qd war die Vibrationsgeschwindigkeit relativ groß und die maximale Vibrationsgeschwindigkeit erreichte 0,08 mm/s. Dies zeigte, dass die Pumpe bei Nenndurchfluss stabil und mit weniger Vibrationen lief. Unter den Bedingungen der Erhöhung und Verringerung der Durchflussrate nahm jedoch aufgrund des Vorhandenseins unregelmäßiger Strömungen wie Rückströmung und Leckageströmung die Druckpulsation zu, was wiederum dazu führte, dass die Erregungskraft des Fluids und die Vibrationsgeschwindigkeit zunahmen. Gleichzeitig konnte festgestellt werden, dass die Vibration am nicht-antriebsseitigen Lager größer war als am antriebsseitigen Lager. Die durch den Test gemessene Wellenfrequenz jedes Messpunkts ist in Tabelle 8 aufgeführt. Die maximale Wellenfrequenz betrug 51,8 Hz und der Fehler zwischen ihr und der theoretischen Wellenfrequenz (49,7 Hz) betrug etwa 4,2 %. Der Fehler jedes Messpunkts kann durch Faktoren wie Schwankungen der Motorgeschwindigkeit, Spannungsinstabilität, Messfehler des Instruments usw. verursacht werden.

Geschwindigkeitsverteilung im Frequenzbereich von 10 Messpunkten bei (a) 0,8Qd, (b) 1,0Qd, (c)1,2Qd.

Die Geschwindigkeitsfrequenzbereichsverteilung jedes Vibrationsmesspunkts bei der Durchflussrate von 0,8 Qd, 1,0 Qd und 1,2 Qd ist in Abb. 13 dargestellt. Aus Abb. 13 konnte festgestellt werden, dass die Vibrationseigenschaften des Antriebslagers und des Nicht-Antriebslager in horizontaler Richtung waren gleich, die dominante Frequenz war das Zweifache der Wellenfrequenz und die Sekundärfrequenz war das Dreifache der Wellenfrequenz. In axialer Richtung war die dominierende Frequenz der Lager die Wellenfrequenz und die Sekundärfrequenz das Zweifache der Wellenfrequenz. Die dominierende Frequenz des nicht angetriebenen Lagers in vertikaler Richtung war die Wellenfrequenz. Die obige Analyse zeigte, dass an diesen fünf Positionen Vibrationen dominieren, die durch mechanische Bewegung verursacht werden. Die vertikale Vibration des Antriebslagerendes zeigte bei unterschiedlichen Durchflussraten unterschiedliche Eigenschaften. Bei 1,0 Qd war die Wellenfrequenz die dominierende Frequenz. Bei 0,8 Qd stieg die Amplitude beim Doppelten der Rotorblattdurchlauffrequenz deutlich an. Bei 1,2 Qd betrug die dominante Frequenz das Zweifache der Rotorblattdurchlauffrequenz. Diese Änderung war hauptsächlich darauf zurückzuführen, dass die Erhöhung und Verringerung der Durchflussrate die Strömung in der Kreiselpumpe instabil machte und die durch die instationäre Flüssigkeitskraft verursachte Vibration verstärkt wurde.

Frequenzbereichsdiagramme von 10 Messpunkten bei unterschiedlichen Durchflussraten. (a) Punkt 1. (b) Punkt 2. (c) Punkt 3. (d) Punkt 4. (e) Punkt 5. (f) Punkt 6. (g) Punkt 7. (h) Punkt 8. (i ) Punkt 9. (j) Punkt 10.

Das Schwingungsspektrum des Einlassrohres ist in Abb. 13g dargestellt. Wenn die Durchflussrate der Kreiselpumpe 1,2 Qd oder 0,8 Qd betrug, erreichte die Vibrationsgeschwindigkeit die maximale Amplitude bei der Wellenfrequenz und die maximale Amplitude betrug 0,077 mm/s. Bei 1,0 Qd war die Amplitude der Vibrationsgeschwindigkeit deutlich reduziert und die maximale Amplitude betrug nur 0,033 mm/s, was beim Doppelten der Wellenfrequenz auftrat. Das Schwingungsspektrum des Auslaufrohres ist in Abb. 13h dargestellt. Die dominierende Frequenz bei den drei Durchflussraten war die Wellenfrequenz. Die höchste Amplitude betrug 0,073 mm/s bei 0,8 Qd, 0,042 mm/s bei 1,2 Qd und nur 0,015 mm/s bei 1,0 Qd. Die Vibrationseigenschaften der Einlass- und Auslassrohre wurden stark von den Arbeitsbedingungen beeinflusst, und sowohl niedrige als auch hohe Durchflussbedingungen würden die Vibrationen verstärken26,30.

Wie in Abb. 13i dargestellt, war in vertikaler Richtung des Pumpengehäuses die Wellenfrequenz die dominierende Frequenz. Bei 0,8 Qd war die maximale Amplitude höher als in den beiden anderen Fällen und erreichte 0,520 mm/s. Wie in Abb. 13j dargestellt, traten in horizontaler Richtung des Pumpengehäuses die maximalen Amplituden beim Doppelten der Wellenfrequenz auf und unterschieden sich kaum von der Amplitude bei der Wellenfrequenz. Die Schwingungsspektrumanalyse der vertikalen und horizontalen Richtungen des Pumpengehäuses zeigte, dass die Schwingungen durch den Zustand mit geringem Durchfluss verstärkt wurden, während der Zustand mit hohem Durchfluss nahezu keinen Einfluss auf die Schwingungen hatte.

In diesem Artikel wurden die Modalanalyse und der Vibrationstest der siebenstufigen Hochdruckkreiselpumpe durchgeführt sowie die Simulations- und Testergebnisse verarbeitet und analysiert. Die Schlussfolgerungen lauten wie folgt:

In der Modalanalyse zeigte das Rotorsystem der Kreiselpumpe Schwingungsmodi von Schwingschwingungen, Torsionsschwingungen, Biegeschwingungen und Nickschwingungen. Die erste kritische Drehzahl des Rotorsystems betrug 5270,9 U/min und lag damit deutlich über der Nenndrehzahl von 2980 U/min. Das Rotorsystem würde nicht mitschwingen.

Die Vibration der mehrstufigen Kreiselpumpe am Lager war periodisch, und die Periode hing nicht nur mit der Wellenfrequenz und ihrer Frequenzvervielfachung zusammen, sondern auch mit der Lauffrequenz der Schaufeln.

Bei Nennfördermenge traten die Schwingungsspitzen der mehrstufigen Kreiselpumpe bei der Wellenfrequenz und deren Frequenzvervielfachung auf. Maximale Spitzen traten bei der Wellenfrequenz (49,7 Hz) und dem Doppelten der Wellenfrequenz (99,4 Hz) auf.

Strömungsänderungen hatten einen erheblichen Einfluss auf die Vibration der Kreiselpumpe. Der hohe Durchfluss verstärkte die Vibration der Einlass- und Auslassrohre, und der niedrige Durchfluss verstärkte die Vibration der Einlass- und Auslassrohre sowie des Pumpengehäuses.

Die Vibration des Rotorsystems der Kreiselpumpe wurde hauptsächlich durch den SF, den zweifachen SF, den dreifachen SF, den BPF und den zweifachen BPF bestimmt. Die Vibration der Einlass- und Auslassrohre wurde hauptsächlich durch die SF und das Zweifache der SF bestimmt. Die Vibration des Pumpengehäuses wurde hauptsächlich durch den SF, den zweifachen SF und den BPF bestimmt.

Die mechanische Bewegung ist der Hauptfaktor, der die Pumpe zum Vibrieren bringt. Allerdings sind die durch die Flüssigkeitsbewegung verursachten Vibrationen nicht zu vernachlässigen, insbesondere in vertikaler Richtung des Antriebslagers.

Die gesamte Studie untersucht das Schwingungsverhalten einer mehrstufigen Kreiselpumpe an verschiedenen Positionen. Die Domänenfrequenz wird hauptsächlich von der Wellenfrequenz und der Schaufeldurchlauffrequenz beeinflusst. Alle Ergebnisse können die bestehende Datenbank bereichern. Die Forschung zum physikalischen Mechanismus der Schwingungseigenschaften reicht in diesem Artikel jedoch nicht aus, und wir werden diese Forschung im nächsten Schritt verstärken.

Die Daten, die die Ergebnisse dieser Studie stützen, sind auf begründete Anfrage beim entsprechenden Autor erhältlich.

Auslegungsdurchfluss (m3/h)

Drehzahl (U/min)

Kopf (m)

Einlassrohrdurchmesser (mm)

Auslassrohrdurchmesser (mm)

Anzahl der Klingen

Wellenfrequenz (Hz)

Klingendurchlauffrequenz (Hz)

Wellenfrequenz

Klingendurchlauffrequenz

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Diese Arbeit wird unterstützt vom NSFC (National Natural Science Foundation of China)-Shandong Joint Fund (U2006221), der Natural Science Foundation der Provinz Shandong (ZR2021ME161, ZR2020QE193), dem Key Research and Development Project der Provinz Shandong (2019GGX102058), dem Key Laboratory of Hocheffiziente und saubere mechanische Fertigung an der Shandong-Universität, Bildungsministerium und führendes Talentteam der Meeresindustrie im Rahmen des Double-Hundert-Plans von Yantai. Die Autoren danken für die freundliche Unterstützung.

Schlüssellabor für hocheffiziente und saubere mechanische Fertigung, Fakultät für Maschinenbau, Shandong-Universität, Jinan, 250061, Volksrepublik China

Yan Zhang, Jingting Liu, Hongmin Li, Songying Chen und Wei Lv

Binzhou Special Equipment Inspection & Research Institute, Binzhou, 256600, Volksrepublik China

Xinzhen Yang

YanTai LongGang Pump Industry CO., LTD, Yantai, 264003, Volksrepublik China

Wenchao Xu, Jianping Zheng und Dianyuan Wang

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YZ war an der Untersuchung, der formalen Analyse, den Experimenten und dem Verfassen des Originalentwurfs beteiligt. JL trug zur Konzeptualisierung, zur Entwicklung der Methodik, zum Schreiben – Überprüfen und Bearbeiten sowie zur Beschaffung von Finanzmitteln bei. XY trug zur Untersuchung und Ressourcenbeschaffung bei. HL trug zur Untersuchung und formalen Analyse bei. SC war an der Konzeptualisierung, Projektverwaltung und -überwachung beteiligt. WL trug zur Projektverwaltung und -überwachung bei. WX trug zur Projektverwaltung sowie zu Experimenten und Validierung bei. JZ trug zur Ressourcenbeschaffung und den Experimenten bei. DW trug zur formalen Analyse und zu Experimenten bei.

Korrespondenz mit Jingting Liu.

Die Autoren geben an, dass keine Interessenkonflikte bestehen.

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Nachdrucke und Genehmigungen

Zhang, Y., Liu, J., Yang, X. et al. Schwingungsanalyse einer mehrstufigen Hochdruck-Kreiselpumpe. Sci Rep 12, 20293 (2022). https://doi.org/10.1038/s41598-022-22605-2

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Eingegangen: 18. August 2022

Angenommen: 17. Oktober 2022

Veröffentlicht: 24. November 2022

DOI: https://doi.org/10.1038/s41598-022-22605-2

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