葉輪口環間隙對離心泵性能和振動影響的 試驗研究

崔 哲，趙存生，魏云毅

（海軍工程大學 艦船與海洋學院，武漢 430033）

0 引言

離心泵具有體積小、揚程大、流量大、性能平穩的優點，在船舶上得到廣泛的應用，例如壓載泵、消防泵、日用水泵等［1］。而艦船在行駛過程中，離心泵工作環境惡劣，長期處于高負載的運行狀態，導致離心泵的性能和振動特性發生不同程度的改變。當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計、葉輪與隔舌的幾何間隙以及離心泵內部的流場特征等方面；而離心泵在長時間運轉過程中，口環（也稱密封環或者叫耐磨環，安裝于葉輪入口的外緣及泵體內壁與葉輪入口相對應的位置）作為易損部件，由于磨損導致的口環與葉輪之間的間隙增大，大部分對口環間隙的研究集中在計算機仿真方面。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下的重點課題。

國內外學者對于離心泵內部間隙流動對離心泵性能與振動的影響進行不同程度的研究，而大家得出的統一結論是，外部環境變化引起間隙流動的改變，進而導致內部流場結構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間隙流動產生的間隙力的改變，表明泵的轉子的穩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的液體壓力和速度分布不均勻的現象，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，對離心泵環形間隙密封處的流體力進行了研究，他認為口環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 的數值計算方法，對不同密封口環間隙的離心泵進行性能分析，注意到前后口環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 軟件進行仿真，并結合壓力傳感試驗的方法對離心泵的口環間隙進行研究，隨著工況的改變壓力脈動特性會由于口環間隙的不同而發生明顯的變化。從國內外研究現狀可以發現，口環間隙對離心泵的性能與振動特性影響不可忽略，但目前很少有文獻對口環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 組具備不同內徑的口環備件來改變口環間隙，在某立式離心泵布置振動傳感器研究口環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參數見表1。比轉速ns計算式：

結合技術參數得出ns=83.40，屬于中比轉速。

表1 標準離心泵技術參數

為了更有效看到口環間隙的影響，經過前期對離心泵的仿真研究，結果發現同時改變前后口環性能和振動改變最為明顯，故設計了除4#標準口環外，每次增加、減少0.12 mm 共計7 組口環，以4#為參考口環，具體數據如表2 所示。

表2 試驗口環數據

2 試驗裝置和測試系統

在某公司的智能一體化研究中心，進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，減少環境振動對測量帶來的干擾。在進口以及出口設置橡膠材質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、轉速、軸功率進行測量，經過數據導出與處理，進而對泵的性能進行分析。振動信號的測量利用PCB 振動信號傳感器，采用LMS 系統，將信息輸入至計算機。振動信號的采集和分析使用的數據為離心泵出、進口泵體上安放的2個傳感器，分別檢測泵的出、進口振動變化信號，試驗利用LMS 的信號采集卡采集，針對不同口環間隙，待每個工況穩定后，采用Lab16A 采集系統上以采樣時間30 s，重復采樣3 次取平均值。

圖1 離心泵振動測試閉路試驗臺

3 口環間隙對離心泵性能的影響

在2 400 r/min 轉速下，測量不同口環的離心泵的揚程與軸功率隨著流量變化的數據進行分析。揚程特征數據如表3 所示，揚程-流量曲線如圖2 所示。

表3 揚程特征數據表

圖2 不同口環的揚程-流量曲線

從圖可見，隨著口環間隙的增加，揚程曲線頂點往坐標零點移動，開口程度逐漸變小，泵的揚程-流量性能逐級下降?？诃h間隙的擴大，使得葉輪在出口處產生容積泄露現象，導致揚程的減少。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。

在本次試驗中，選取m=2，此時擬合優度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葉輪內部流體狀態，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間隙增加而遞減，同時也造成標準工況下揚程性能的下降。

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，并且不同口環的離心泵在低工況流量下，口環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 所對應的功率數據，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償因為口環間隙的回流帶來的容積損失?？诃h間隙的增大導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，口環間隙帶來回流能量較高，在低壓區與主流混合，降低了葉輪因為旋轉帶動而產生的內阻，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，在轉速2 400 r/min 下進行試驗，選擇測點1（出口泵體）、測點2（進口泵體）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系（以下簡稱功率譜）。試驗的采樣頻率fs=25 600 Hz，并對信號進行小波包分析，選擇db6 的小波基，進行n=4 層小波包分解，根據小波包公式［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 的振動頻率帶進行功率譜分析。

4.1 出、進口泵體機械振動性能

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

得出f0=25 Hz 是設備的共振頻率。而40 Hz是轉速2 400 r/min 對應的轉頻，50 Hz 則是輸入的電流頻率。

圖5 低轉速低頻段不同口環功率譜信號對比

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

圖6 不同口環間隙機械特征譜峰對比

離心泵回流區域如圖7 所示，葉輪的軸向力F 計算式為：

式中 F1——對應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——葉輪流道內壓力；

W ——泵轉子重力。

圖7 前后口環示意

軸向力的改變主要是由F1與F2不平衡造成的［10］。研究發現口環間隙影響葉輪內部靜壓出現非對稱分布，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 組口環離心泵設備的軸向力隨間隙增加而發生改變，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生非對稱性變化［11～16］，帶來了軸向力非單調變化，引起譜峰起伏。

（1）1#～3#口環隨間隙增加，口環流阻系數計算式：

式中 ξ ——流阻系數；

ρ ——流體密度；

ΔP ——口環間隙兩側的壓力差；

S ——口環間隙的截面積；

Q ——泄漏通道流量。

流阻系數減少，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，前后口環之間腔室壓力增加，空腔處對后口環的振動沖擊增強，軸向力增加，0.5 Hz 處譜峰上升，由于測點2-進口泵體在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，引起譜峰強度下降；

（3）5#～6#口環，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#口環對應的間隙最大，過流面積最大，前后口環的回流沖擊最弱，0.5 Hz 的譜峰最低；回流引起葉輪內部湍動能紊亂［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、進口泵體流體振動性能

在280 Hz 對應葉輪與流體之間的碰撞產生振動的葉頻，不同口環的葉頻的譜峰如圖8 所示，1#～2#口環的對應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、進口不同口環葉頻譜峰

在2#口環處，回流增加，葉輪與流體產生的振動的能量往高頻率移動，280 Hz對應譜峰下降。而在3#口環處由于空腔壓力增加，后口環回流增加，葉輪內部流體能量增加，葉輪與流體之間振動增強，譜峰上升。結合圖5 可以看出3#～7#口環，隨著回流增加，葉輪內湍流發生變化，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 可以發現隨著口環間隙的增加，譜峰寬度增加，坡度變得平緩，形成一個低強度的寬頻帶域。圖9 所示是在300～500 Hz 不同口環間隙的出、進口泵體的功率譜特征峰對比圖，可以看出隨著口環間隙增加，譜峰強度降低，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#口環對應回流較少，流體的振動產生的譜峰集中360～460 Hz；2#口環，間隙增大引起回流的增加，回流和主流發生混合，流體能量增加，振動加劇，譜峰往470.5 Hz 集中；3#～4#口環，間隙增加，葉輪內流體湍動能紊亂，湍流增加，譜峰集中在400～470 Hz，高頻譜峰強度增加。5#～7#口環，間隙繼續增加，造成湍流能量增加，振動能量繼續往300～500 Hz 外移動，譜峰強度降低。

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#口環可明顯看出，隨著口環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，振動往高頻移動，譜峰降低。

圖9 低轉速300～500 Hz 不同口環譜峰強度

5 結論

（1）隨著口環間隙的增加，口環揚程性能逐級降低，揚程隨流量變化逐級增加，在研究設計離心泵揚程時，口環間隙導致揚程變化不可忽略。

（2）口環間隙增大，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間隙較為敏感。

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

（4）280 Hz 葉頻處，由于口環間隙增加，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間隙增加，回流的增加不僅提高葉輪內流體的能量，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，低頻譜峰的強度降低。