s形下臥式軸伸貫流泵裝置振動特性試驗研究

s形下臥式軸伸貫流泵裝置振動特性試驗研究

0軸伸式貫流泵裝置貫流泵裝置的結(jié)構(gòu)類型可分為四種類型：泡沫導(dǎo)向泵裝置、垂直泉流泵裝置、總流補償器裝置和軸向流泵裝置。在大型泵站中，除全通流泵裝置未應(yīng)用外，其他三種泵設(shè)備類型均已應(yīng)用于工程應(yīng)用。特別是近年來，國內(nèi)外科學(xué)家對氣泡葉片流泵裝置和垂直井流泵裝置進行了大量的cfd值計算和物理模型試驗。研究內(nèi)容主要集中在葉片流泵裝置和垂直井流泵裝置的內(nèi)部流態(tài)、水力模型的性能，以及對泵裝置整體水性能的cfd分析和模型試驗方面。這些結(jié)果表明，這兩種裝置的水效率顯著提高。然而，對軸向流泵裝置的研究相對較少。陳志山、王曉偉等研究了斜軸向流泵裝置與斜向流泵裝置之間的流態(tài)、流量內(nèi)流的分析，以及泵裝置內(nèi)部的水流動脈和0kg泵裝置的水效率。李龍等人研究了葉片型對軸向流泵裝置水效率的影響。上述研究是典型的軸向流泵裝置，其內(nèi)容不包括泵設(shè)備的結(jié)構(gòu)創(chuàng)新和泵裝置的振動性能。到目前為止，軸向流泵裝置的水效率還沒有達(dá)到高中。能量性能與空化性能是泵裝置的2個重要性能參數(shù),振動是泵裝置安全穩(wěn)定運行的一個重要的評價指標(biāo)。泵裝置在運行中產(chǎn)生輕微的振動和噪聲,是不可避免的,若機組在運行中產(chǎn)生劇烈的振動,則會降低泵裝置效率,引起零部件或整臺機組損壞、甚至?xí)鸨谜窘ㄖ锏恼駝?乃至被迫停機。對于模型泵及泵裝置的振動測試,國內(nèi)外已有學(xué)者開展了相關(guān)地研究工作,如:N.R.Sakthivel、王勇、張德勝及吳登昊等分別針對離心泵、立式軸流泵裝置及管道泵開展了振動性能測試的相關(guān)研究工作。開展泵裝置振動的研究,對分析振動產(chǎn)生的原因,探討消除或減輕泵裝置振動危害的技術(shù)措施,對促進泵站技術(shù)改造,提高泵裝置效率和運行的安全性、經(jīng)濟性等均具有重要的意義。本文以新型S形下臥式軸伸貫流泵裝置為研究對象,采用物理模型試驗的方法對該泵裝置的能量性能和振動性能進行研究,重點分析了泵裝置的振動特性,該研究工作可為軸伸式貫流泵裝置的形式選擇、設(shè)計及工程推廣應(yīng)用提供一定的參考。1流道多目標(biāo)優(yōu)化平臺采用流道的三維水力設(shè)計方法對軸伸式貫流泵裝置的進、出水流道結(jié)構(gòu)形狀進行初步設(shè)計,針對初設(shè)的進、出水流道的三維形體幾何特征選取若干關(guān)鍵幾何參數(shù)作為約束變量,將流道其余尺寸關(guān)聯(lián)至關(guān)鍵幾何參數(shù),即通過關(guān)鍵幾何參數(shù)的改變達(dá)到流道三維形體的整體改變。通過將三維建模軟件UnigraphicsNX、網(wǎng)格剖分軟件ICEMCFD、CFD軟件ANSYSCFX和自編求解目標(biāo)函數(shù)程序集成至iSIGHT軟件中,構(gòu)建流道的多目標(biāo)多約束自動優(yōu)化平臺。進水流道的目標(biāo)函數(shù)為水力損失、軸向速度分布均勻度及速度加權(quán)平均角;出水流道的目標(biāo)函數(shù)為水力損失和動能恢復(fù)系數(shù);流道的約束條件為流道三維形體的關(guān)鍵幾何尺寸,優(yōu)化算法選用非支配解排序遺傳算法,該方法無需人為設(shè)置各目標(biāo)的權(quán)重及比例系數(shù)?；趇SIGHT的流道多目標(biāo)優(yōu)化平臺,優(yōu)化后的進、出水流道結(jié)合文獻(xiàn)的TJ04-ZL-23號水力模型構(gòu)成新型S形下臥式軸伸貫流泵裝置,如圖1所示。泵裝置的主要控制尺寸為:泵裝置總長L為10.14D;進水流道長度為3.00D,進口寬度為2.60D,進口高度為1.27D;出水流道長度為6.12D,出口寬度為2.58D,出口高度為1.27D,其中D為葉輪直徑,m。通過ANSYSCFX軟件對軸伸式貫流泵裝置進行全流道的三維數(shù)值計算,獲取其內(nèi)部的速度及壓力場,預(yù)測泵裝置的能量性能,以泵裝置效率目標(biāo)為準(zhǔn)則進行評判是否需進行模型試驗,最終經(jīng)模型試驗驗證該貫流泵裝置水力性能的高效性。新型S形下臥式軸伸貫流泵裝置的物理模型如圖2所示。2振動測試目的和方法S形下臥式軸伸貫流泵模型裝置的葉輪直徑為300mm,試驗轉(zhuǎn)速為1350r/min,葉頂間隙平均值為0.15mm。泵裝置物理模型試驗按照《水泵模型及裝置模型驗收試驗規(guī)程》(SL140-2006)中6.1節(jié)的能量試驗要求進行測試,能量試驗前,確保在無空化條件下泵裝置在額定工況點運轉(zhuǎn)30min以上,排除系統(tǒng)中的游離氣體、氣泡和存氣,根據(jù)不同葉片安放角時泵裝置運行工況特點,采集16～18個不同的泵裝置流量點。對于復(fù)雜的結(jié)構(gòu),由抽象化的力學(xué)模型分析得到的結(jié)果,往往不能完全反映實際情況,在研究分析動力機械系統(tǒng)振動規(guī)律時,必須對系統(tǒng)直接進行測試,通過試驗結(jié)果驗證現(xiàn)有理論分析的可靠程度,同時在測試的過程中,得到新的動力學(xué)參數(shù),以建立更加符合實際的簡化模型,所以振動測試在工程領(lǐng)域中具有重要的意義。振動測量和信號分析是實驗科學(xué)的一個重要組成部分,利用現(xiàn)代測試方法對工程復(fù)雜結(jié)構(gòu)進行振動測量,對測量的信號進行分析,研究結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性,為工程設(shè)計和科學(xué)研究提供可靠的依據(jù)。振動參數(shù)的測量主要有3種方法:機械測試法,電測法和光測法。目前,振動測試手段主要依靠電測法,其得益于電子技術(shù)的飛速發(fā)展。傳感器采用B&KVibro德國申克的振動速度傳感器VS-080,該傳感器屬于電動式傳感器,VS-080傳感器的靈敏度為75mv/mm/s,輸入阻抗>1M?時;靈敏度誤差≤5%,最大振動位移為±1mm,頻率范圍為20～2000Hz。測振設(shè)備及數(shù)據(jù)處理設(shè)備為北京英華達(dá)EN900便攜式旋轉(zhuǎn)機械振動采集儀及配套分析系統(tǒng)。傳感器布置如圖3所示,X方向代表徑向,Y方向代表鉛垂方向,Z方向代表軸向方向。對于模型泵裝置,其進、出水流道分別與進、出水箱固結(jié)在一起,在順?biāo)鞣较蛏媳醚b置振動位移可忽略不計,那么模型泵裝置則具有4個自由度,泵裝置振動位移較大的位置為導(dǎo)葉體進口處,故在導(dǎo)葉體進口處沿泵裝置的鉛垂與徑向分別布置2個振動傳感器,以便分析2個葉片安放角下各工況時S形軸伸貫流泵裝置在各方向的振動幅值及振動頻率。模型泵裝置振動測試試驗在揚州大學(xué)江蘇省水利動力工程重點實驗室的高精度水力機械試驗臺上進行,高精度水力機械試驗臺的綜合不確定度為±0.39%,符合文獻(xiàn)的規(guī)定要求。試驗臺的主要技術(shù)參數(shù)為:流量測試范圍為0.1～0.5m3/s;揚程測試范圍為-6.0～21.0m;轉(zhuǎn)矩測試范圍為0～500N·m;轉(zhuǎn)速測試范圍為0～2000r/min。3結(jié)果與分析3.1最優(yōu)工況時泵段與泵段的揚程變化對泵裝置進行了5個葉片安放角(葉片安放角:-4°,-2°,0°,+2°,+4°)的能量性能測試,獲取了泵裝置的綜合特性曲線如圖4所示。泵裝置的最高效率為83.55%,此時葉片安放角為-2°,裝置揚程為4.438m,流量為289.28L/s。在葉片安放角為-4°、-2°和0°時,泵裝置的最高效率均已超過80%;在葉片安放角為+2°和+4°時,泵裝置的最高效率已超過78%。不同葉片安放角時泵裝置的最優(yōu)工況性能參數(shù)如表1所示。為分析泵裝置與泵段的水力性能差異,參閱文獻(xiàn)中TJ04-ZL-23號水力模型泵段的最優(yōu)工況數(shù)據(jù),將泵段與泵裝置的最優(yōu)工況性能數(shù)據(jù)進行對比,如圖5所示。在4個葉片安放角(θ=-2°,0°,+2°,+4°)時,泵裝置的最優(yōu)工況點相比泵段的最優(yōu)工況點向左上方偏移,在葉片安放角-4°時,泵裝置的最優(yōu)工況點相比泵段略微向右下方偏移,泵裝置的最高效率相比泵段最大下降值為5.22%,此時葉片安放角為+4°;最小下降值為2.47%,此時葉片安放角為-2°;最優(yōu)工況時泵段與泵裝置的揚程變化最大值為0.263m,最優(yōu)工況揚程平均差值為0.089m,表明了泵裝置的最高效率值已較接近泵段的最高效率值。采用文獻(xiàn)提出的泵裝置綜合水力特性指標(biāo)C.P.I(comprehensiveperformanceindex)定量分析最優(yōu)工況時泵裝置與泵段水力性能的差異。相比最優(yōu)工況時泵段的綜合水力特性指標(biāo),在葉片安放角為-4°時泵裝置與泵段的C.P.I相對差值為0.86%,泵裝置的綜合水力性能與泵段的綜合水力性能相接近;泵裝置與泵段的C.P.I最大相對差值為9.56%,此時葉片安放角為+4°;其余各角度時泵裝置與泵段的C.P.I相對差值均在3%～7.5%范圍內(nèi)。通過最優(yōu)工況時泵裝置與泵段綜合水力性能指標(biāo)的比較間接表明了S形下臥式軸伸貫流泵裝置的進、出水流道水力性能的優(yōu)異性,也表明了S形下臥式軸伸貫流泵裝置具有優(yōu)異的水力性能,該泵裝置型式已獲國家發(fā)明專利授權(quán)。為進一步說明該套泵裝置優(yōu)秀的水力性能,經(jīng)相關(guān)可查文獻(xiàn)檢索,將目前水力性能優(yōu)秀的貫流泵裝置最優(yōu)工況的性能參數(shù)(葉片安放角為:-4°,-2°,0°,+2°,+4°)進行統(tǒng)計分析。從最高效率角度分析,S形軸伸式貫流泵裝置已與文獻(xiàn)中的前置豎井貫流泵裝置最高效率相當(dāng),文獻(xiàn)中前置豎井貫流泵裝置的水力模型采用TJ04-ZL-06號,新型S形下臥式軸伸貫流泵裝置選用的水力模型為TJ04-ZL-23號,23號水力模型相比6號水力模型最優(yōu)工況點揚程偏低。若僅按泵裝置最高水力效率高低對泵裝置進行排序,前置豎井貫流泵裝置與S型軸伸式貫流泵裝置水力性能已相差不大,均高于后置燈泡貫流泵裝置。南水北調(diào)工程東線有5座泵站采用燈泡式貫流泵裝置結(jié)構(gòu),經(jīng)安裝、運行及使用過程中發(fā)現(xiàn)燈泡貫流泵裝置的結(jié)構(gòu)復(fù)雜,檢修維護成本較高,但經(jīng)過對燈泡貫流泵裝置的水力性能優(yōu)化,目前燈泡貫流泵裝置的最高效率已達(dá)82.02%;豎井式貫流泵裝置的進水或出水流道被豎井分隔為2部分,水流在流入(或流出)水泵時都必須經(jīng)過較大的轉(zhuǎn)彎,從而增加水力損失,文獻(xiàn)對豎井進水流道及出水流道的優(yōu)化設(shè)計配合TJ04-ZL-06號轉(zhuǎn)輪,前置豎井貫流泵裝置的最高水力效率達(dá)到了83.33%。軸伸式貫流泵裝置是將電動機和傳動設(shè)備布置在流道外部的臥式泵裝置,以前軸伸式貫流泵裝置的效率最高維持在約76%,限制此類泵裝置效率提高的主要原因是出水彎管段的水力性能,傳統(tǒng)水力設(shè)計方法無法讓出水彎管段滿足對導(dǎo)葉出口剩余環(huán)量的回收要求并盡可能地減小水力損失。采用流道三維水力設(shè)計方法結(jié)合多目標(biāo)多約束自動優(yōu)化技術(shù)后使S形下臥式軸伸貫流泵裝置的最高效率達(dá)到了83.55%,僅從泵裝置最高效率角度分析,該泵裝置的整體水力性能優(yōu)于文獻(xiàn)中的前置豎井貫流泵裝置,水力性能優(yōu)于文獻(xiàn)和文獻(xiàn)中后置燈泡貫流泵裝置,相比以往的軸伸式貫流泵裝置的最高效率提高了約5%,也再次表明了該泵裝置型式在低揚程貫流泵裝置中仍具有很大地推廣應(yīng)用價值。3.2振動試驗的結(jié)果與分析3.2.1x方向的振幅峰峰值基于高精度水力機械試驗臺,共測試了5個葉片安放角度時泵裝置的能量性能,依據(jù)在大葉片安放角度時,泵裝置的運行穩(wěn)定性相對較差的原則,選擇2個葉片安放角θ=+4°和-4°,開展泵裝置的能量特性振動試驗,分析泵裝置在X與Y方向的振幅,X方向的測點記為P1,Y方向的測點記為P2,測試結(jié)果如圖6所示。在葉片安放角+4°時,泵裝置在Y方向的振幅峰峰值A(chǔ)p-p隨泵裝置揚程的的增加呈整體增加的趨勢,其最大振幅峰峰值A(chǔ)p-p為27.579μm,最大差值為13.817μm;在X方向的振幅峰峰值A(chǔ)p-p隨泵裝置揚程增加呈先減小后增大的趨勢,其最大振幅峰峰值A(chǔ)p-p為74.526μm,最大差值為30.026μm,泵裝置在X方向的振幅峰峰值A(chǔ)p-p平均為Y方向振幅峰峰值的3.05倍,最大倍數(shù)則為3.35。葉片安放角-4°時,泵裝置在X方向的振幅峰峰值隨泵裝置揚程的增加呈先減小后增大的趨勢,其最大振幅峰峰值為47.400μm,最大差值為7.960μm;在Y方向的振幅峰峰值隨泵裝置揚程的增加呈現(xiàn)出波動的趨勢,但整體變化范圍并不大,最大變動差值僅為7.200μm,泵裝置在X方向的振幅峰峰值A(chǔ)p-p平均為Y方向振幅峰峰值的2.31倍,最大倍數(shù)則為2.52。通過對葉片安放角+4°與-4°的泵裝置能量性能的振動測試結(jié)果分析,在葉片安放角-4°時泵裝置的振動強度小于葉片安放角+4°時泵裝置的振動強度。在相同泵裝置揚程時,相比葉片安放角為-4°時泵裝置,葉片安放角為+4°時泵裝置的流量較大,相同過流面積時斷面的平均水流流速較大,誘發(fā)的水力脈動較大,水力脈動沖力引發(fā)的泵裝置振動幅度也相對較大;其次,葉輪受水流的作用力較大,其所受的水力矩、軸向力和徑向力均較大,葉輪的不穩(wěn)定性也相對增加,兩者的共同作用誘發(fā)的水力激振較大,最終導(dǎo)致正葉片安放角時泵裝置的振動相對較大。3.2.2振動幅值的時域分布選取3個特征工況,工況1時泵裝置揚程H=2.85m,工況2時泵裝置揚程H=3.53m,工況3時泵裝置揚程H=4.61m,3個特征工況時測點P1和P2的振幅Ap-p值如圖7所示。對于相同工況不同葉片安放角時,泵裝置的振動情況不相同;對于相同葉片安放角不同工況時,泵裝置的振動情況也不相同;2類情況時泵裝置振幅Ap-p均不相同的主因是葉輪與導(dǎo)葉體間動靜干涉作用誘發(fā)的水力脈動不同,從而導(dǎo)致水力脈動沖力引起泵裝置振動的程度不同,葉輪與導(dǎo)葉間水力脈動因工況不同而改變在文獻(xiàn)中均有闡述。定義比值b為不同葉片安放角時相同工況下測點的振幅Ap-p值的比值,其計算式如式(1)所示:式中,i,j分別為+4°、-4°的葉片安放角。為區(qū)分2個方向的測試,定義bx表示徑向方向,定義by表示鉛垂方向,計算結(jié)果如圖8所示。在選取的3個特征工況下,不同葉片安放角時泵裝置在X方向的振幅比值bx均處于0.45以下,最大值僅為0.401,振幅比值bx呈隨揚程增加而不斷增大的趨勢;在Y方向的振幅比值by呈隨揚程的增加先減小后增大的趨勢,最大值為0.101,最小值為0.075,表明葉片安放角對泵裝置在Y方向的振動影響較小,因該泵裝置在鉛垂方向受2固定支撐的約束,由圖3a可知。將模型泵裝置振動試驗的測試結(jié)果與文獻(xiàn)提供的泵徑向振幅允許值進行比較,比較結(jié)果見表2所示。在葉片安放角+4°與-4°時,各測試工況范圍內(nèi)徑向的最大振動幅值為74.526μm,鉛垂方向的最大振動幅值為27.579μm,泵裝置的鉛垂方向與徑向振幅均小于文獻(xiàn)中給出的泵徑向振幅允許值80μm(此時葉輪轉(zhuǎn)速在1000～1500r/min),表明泵裝置各過流部件之間的水力耦合較好,裝置內(nèi)部流態(tài)平順。3個特征工況時各測點振動幅值的時域圖如圖9所示,相比葉片安放角為+4°時,在單位采樣周期內(nèi)葉片安放角為-4°時2測點的振動幅值變化規(guī)律性較明顯,相同工況時2測點的振幅峰峰值仍為葉片安放角+4°時較大。對同一泵裝置進行振動測試分析,泵裝置的進出水流道、導(dǎo)葉、葉輪的制造安裝及動力機械系統(tǒng)均相同,測試改變的是轉(zhuǎn)輪的葉片安放角度,因葉片調(diào)節(jié)的誤差,無法確保每張葉片的安放角度完全一致,那么離開轉(zhuǎn)輪的水流具有不對稱性且具有很大的環(huán)量,導(dǎo)葉無法將環(huán)量全部回收,引起導(dǎo)葉出口的流場不均勻,水流運動為非軸對稱的流動,出現(xiàn)不平衡的水壓力,這一不平衡的水壓力周期性變化的分量誘發(fā)水力激振,從而引起機組的振動變化。相同工況時,各測點的振動主次頻如表3所示。在葉片安放角+4°時,測點P1、P2振動的主頻均為1倍的轉(zhuǎn)頻,次頻為2倍的轉(zhuǎn)頻;在葉片安放角-4°時,測點P1、P2振動的主頻均為2倍的轉(zhuǎn)頻,次頻均為1倍的轉(zhuǎn)頻。各工況時的主次頻均與轉(zhuǎn)頻成整數(shù)關(guān)系。正葉片安放角時監(jiān)測點P1和P2的振動主頻均為22.5Hz,該值與轉(zhuǎn)頻相同,表明葉片安放角為+4°時,導(dǎo)葉體進口處的振動主頻由轉(zhuǎn)頻決定。葉片安放角為-4°時2測點的振動主頻與轉(zhuǎn)頻、葉頻均不相同,泵裝置振動的主頻是引發(fā)振動多方面因素共同作用的結(jié)果,從振動主頻角度分析也表明正葉片安放角時泵裝置振動幅值較大。定義不平衡振動頻率f概念,不平衡振動頻率f與轉(zhuǎn)頻成倍數(shù)函數(shù)關(guān)系如式(2)所示式中,f為不平衡振動頻率,Hz;k為自然數(shù),n為轉(zhuǎn)輪轉(zhuǎn)速,r/min;m為葉片數(shù)。在葉片安放角+4°時,不平衡振動頻率以1倍的轉(zhuǎn)頻為主,2倍的轉(zhuǎn)頻為輔,葉片角度的調(diào)節(jié)基本滿足一致性,略有差異,水力激振誘發(fā)的振動主頻主要為轉(zhuǎn)頻,測點P1和P2的不平衡振動主頻均為1/3倍的葉片數(shù)與轉(zhuǎn)頻的乘積,次主頻均為2/3倍的葉片數(shù)與轉(zhuǎn)頻的乘積;在葉片安放角-4時,