液体激振力（共3篇）
液体激振力 篇1
引起离心泵振动的原因有多种, 常见的有:机械问题, 如转子动不平衡, 动静摩擦, 轴不对中, 基础松动等;附属管路上管线憋劲;工艺操作上泵出现抽空、气蚀现象。还有一种振动情况与液体激振力有关, 下面分析克拉玛依石化公司石化装置离心泵由液体激振力引起振动超标的原因以及改造措施。
一、振动特点与原因分析
现场跟踪和测量液体激振力引起泵振动的特点如下: (1) 振动主要表现在泵的前端轴承 (即泵联轴器侧) 存在水平或垂直方向的振动比较大, 振动值几乎都达到10~12mm/s。 (2) 泵的蜗壳或是出口管线段明显有较大的振动, 约为7~8mm/s。 (3) 机泵振动各频率上, 幅值最大的为3倍转速频率, 而这些泵叶轮叶片数都为3。
1. 泵在流量偏小的工况下运行
以催化回炼油泵P-207/1为例, 制造厂家提供的最佳工况点流量139m3/h, 扬程180m, 可以计算出该泵的比转速为43.6, 当离心泵比转速处于30~80区间时, 就属于低比转速, 低比转速运行下的泵内液体流速高, 冲击损失大。
根据实际流量, 计算泵的实际运行流量占额定流量百分比。一般要求离心泵的工作点能落在最佳效率点流量的70%~120%内, 这个范围为离心泵的优先工作范围。当泵工作流量偏小时, 在运行中可能会进入泵的不稳定工况区, 导致产生噪声或振动大。
2. 泵较少叶片数产生了较大的压力脉动
由于叶轮复杂的几何形状, 蜗壳非对称的几何结构, 流体黏性以及叶轮、蜗壳动静部件间的相互干涉等, 使得离心泵内的流动为具有强旋转效应的全三维、黏性、非定常的极其复杂的湍流流动[1]。实验记录显示, 各流量下, 机泵在叶片通过频率上存在非常突出的压力脉动峰值。因为叶片通过频率是由叶轮和蜗壳之间的动静干涉引起, 所以叶轮与隔舌间的动静干扰是产生压力脉动的主要原因。在不同工况下, 叶片通过频率是压力脉动和流动噪声的主频[2]。机泵的振动和压力脉动又有着直接的联系, 脉动越大, 则导致的振动越大。在设计流量下的压力脉动幅值最小, 而泵一旦偏离设计流量运行时, 脉动幅值将会增大[1]。
对于低比转速离心泵, 通常采用的叶片数为5~7。机泵厂家采用3叶片数叶轮, 一方面考虑为了改善泵的驼峰曲线性能, 使机泵的节流特性稳定;另一方面对于从加工制作角度上, 尤其是低比转速离心泵的叶片数少的叶轮加工较为容易。上述离心泵都采用了3叶片数的叶轮, 其振动原因都是由叶片产生较大的压力脉动造成的。
叶片表面流体动力负荷系数反映了流体作用在叶片表面压力差的大小。所以流体动力负荷系数越大, 流道内的二次流也越强, 离心泵叶轮叶片数过少会增大叶片负荷[3]。
所以, 上述泵振动的根本原因是选择了最少的3叶片, 在偏离最佳工况点的条件下运行, 产生了较大的二次流, 引起压力脉动产生的流体激振力作用造成振动, 反映在叶片通过频率上的振幅幅值最大。
二、改进措施
1. 切割叶轮外径
叶轮切割后, 使特性曲线向下移动。泵处在流量偏小的工况, 富裕扬程使得泵内部流体激振力作用相对较大。通过叶轮切割, 叶轮出口的绝对速度和出口截面积会减小, 从而机泵的扬程会有所降低, 流体产生的激振力随之降低[4]。
切割叶轮后, 流量会降低, 可通过调节阀门改变管路特性, 以维持流量满足工艺要求。
以含硫污水泵P-5402/B为例, 叶轮直径Φ390mm, 车修叶轮至Φ370mm, 机泵前端的振动值由原先的9~10mm/s降为4mm/s。
2. 改变泵的转速
降低泵的转速, 泵的特性也就发生变化, 处于蜗壳内部的介质流速就会降低, 对叶轮及蜗壳的冲击就会减弱, 相应地泵的振动就会减小。改变转速后的机泵性能曲线趋势和叶轮切割相同。
目前可供采用降低机泵转速的方法之一, 就是安装机泵电机变频器, 对于有大范围流量调整时比较方便, 还具有一定的节能作用。
3. 改变叶轮叶片数
当叶轮叶片数由3片增至4片时, 流道内各参数将出现较大变化。与流体接触的叶片表面由原来的6个增加到8个, 虽然表面摩擦损失有所增加, 但是由于叶轮内部二次流强度大幅度减弱, 叶片负荷也有所降低, 所以流体的压力脉动会减弱。
重新设计催化泵P-207/1的叶轮叶片, 叶片数由3片增至4片, 叶轮外形尺寸没有改变, 泵的振动明显地从原先的9mm/降至为3mm/s。
三、结语
(1) 石化行业使用油泵大多都是低比转速离心泵, 尽可能保证泵的实际工况在设计最佳工况点附近, 对泵的平稳运行有重要的意义。
(2) 离心泵选取3叶片数的叶轮, 会导致泵内液体激振力较强, 尤其是在偏离最佳工况点时增大趋势明显。在低比转速泵选型时应予考虑。
参考文献
[1] 王洋, 代翠.离心泵内部不稳定流场压力脉动特性分析[J].农业机械学报, 2010, 41 (3) :91—94
[2] 袁寿其, 薛菲, 袁建平.离心泵压力脉动对流动噪声影响的试验研究[J].排灌机械, 2009, 27 (5) :21—24
[3] 李文广, 邓德力, 苏发章.输送水时叶片数对离心油泵性能的影响[J].水泵技术, 2000 (3) :5
[4] 赫尔姆特.舒尔茨.泵原理、计算与结构[M].吴达人等译.13版.机械工业出版社, 1991
激振力复杂变化的振动系统设计 篇2
设计此振动平台,是为了模拟多种不同主频率的振动系统。与其他的振动系统相比,此振动系统的激振装置中偏心轮(含小球)的偏心距是不断变化的,这使得系统的振幅不断地变化,而电机的转速又影响系统的振动频率,从而整个系统的振幅和频率都可以变化。
1 系统整体设计
整个振动系统共分3层,其结构示意图见图1。上层是一块钢板,上面可以放置实验用的物体。中间层也是一块钢板,钢板上面用螺栓将电机固定好,偏心轮(含小球)则与电机转轴连接。底层由一块同样钢板和支撑整个系统的4个小轮组成,用小轮的原因是为了方便整个系统的移动。
上层与中层和中层与下层之间各用4根弹簧连接,而8根弹簧与3块钢板之间由4根钢管穿透,钢管的下端与底层钢板固定。这样,钢板只能做竖直方向(纵向)的振动,而由于钢管的作用使水平方向的振动基本不可能,于是就可以通过第二层的振动带动第一层的振动,下层钢板由于跟轮子连接在一起,轮子放置在地上,相当于固定不振动。
由于整个系统基本上是前后左右对称的,故可将系统简化成双质量系统的振动模型,见图2。
根据机械振动方面的知识可以得到如图2所示的双质量系统振动主频率ω1、ω2的平方公式:
其中:ω0相当于系统只有m2的单自由度无阻尼自由振动时的固有频率,undefined;ω0′为系统只有m1的单自由度无阻尼自由振动时的固有频率,undefined。
由此可见,系统主频率的大小只与系统的质量m和系统内弹性元件的弹性系数k有关,通过改变m、k的大小就可以改变系统的主频率。
2 激振装置设计
激振装置是由电动机及其刚性连接在轴上的偏心轮组成,模型见图3。图3中,X方向为装置振动方向,F为偏心轮产生的离心力。偏心轮在圆心处与转轴由键连接。整个偏心轮并非一个完整的圆柱体,而是在盘面径向方向上开了一个槽,槽内一头连着一只弹簧,弹簧的另一头则连着一个小球。这样设计是为了保证小球在槽内运动,同时偏心轮的质心随着小球在槽中位置的不同而变化,从而导致偏心轮系统产生的激振力变化,进而影响到整个振动系统的振幅,而偏心轮的转速变化则直接影响到系统的振动频率,从而整个系统的振动频率和振幅都变化。
激振装置的动力源是电动机,考虑到调速的方便,采用直流电动机。由于电机装在中间层钢板上,通过中间层钢板的振动从而带动与之通过弹簧相连的上层钢板也跟着振动。
3 激振力分析
激振力的大小为:
F=mω2x 。 (2)
其中:x为偏心距;ω为角速度;m为产生激振力的物体的质量。在偏心轮系统中包括有偏心轮和小球,由于偏心轮不是规则的形体(见图4),故应该先确定它的质心在哪里,然后才好确定偏心距x的大小。
如图4所示,O′为偏心轮的形心,O为小球球心。整个偏心轮系统关于x轴上下对称,故可以确定其质心必定在x轴上。由于y轴左侧偏心轮部分开了一个关于x轴上下对称的槽,故偏心轮(不包括小球)质心必然位于x轴的正半轴(与槽所在半圆相反的另一半圆面)上。这样设计,可以使得在ω增大时整个偏心轮系统(含小球)的质心更靠近形心O′,从而使得激振力相对减小。现设偏心轮的质心在x轴的坐标为x01,根据质心性质可以求出x01的大小(亦即偏心轮质心的x轴坐标),设偏心轮质量为m01,小球质量为m02,小球质心到偏心轮圆心(电机转轴轴心)的距离为x02,毫无疑问,x02在小球的运动过程中会不断地变化,故不是固定值。设整个偏心轮系统(包括偏心轮和小球)的质心在x轴上的坐标为x(即相对于转轴的偏心距),则由力矩平衡,质量m01和m02应满足下式:
m01(x01-x)=m02(x-x02) 。 (3)
整理式(3),求得:
undefined。 (4)
将式(4)代入式(2),可得整个偏心轮系统(包括偏心轮和小球)的激振力为:
undefined。 (5)
小球受力分析示意图见图5。
在图5中,α为OO′与水平线之间的夹角;FN为槽对小球的支持力(或压力),Ft为小球受到弹簧施加的弹力,与FN垂直,Ft=k(x02-x0-c);FM为槽对小球的摩擦力,与Ft位于同一直线上,FM=μFN;G为小球的重力,G=m02g。
对小球进行受力分析,可得:
undefined
。 (6)
其中:k为弹簧的弹性系数;x0为弹簧原始长度;c为槽靠近偏心轮中心一侧与偏心轮中心之间的最小距离,c=x02-(x0+Δx),Δx为弹簧形变量;μ为小球与槽之间的摩擦系数。
由式(6)可求得:
undefined。 (7)
式(7)右边只有α、ω是变量,故x02是关于α和ω的函数。将式(7)代入式(5)可得下式:
undefined。 (8)
将式(8)整理,可得下式:
undefined。 (9)
再根据公式undefined(其中undefined得下式:
undefined。 (10)
应用式(10)可将式(9)转化为下式:
undefined。 (11)
由式(11)可知,F为α和ω的函数。实际应用中,α是时刻变化的,而ω可以通过控制系统调节其大小。故讨论激振力F的大小变化可以先假设ω的大小不变,然后分析F与α之间的函数关系。
在ω确定的情况下,可将函数F=F(ω,α)简化为:
F=B+Asin(α-φ) 。 (12)
其中:undefined,函数振幅undefined,函数初相角为φ,函数周期T=2π。
由此可以画出函数式(12),即F=F(α)=B+Asin(α-φ)的图像,见图6。
而ω大小的改变只影响B和振幅A的大小,一旦ω的大小确定,函数F=F(α)=B+Asin(α-φ)形状就是确定的正弦曲线。
当ω取不同值时,则:
undefined。 (13)
其中:a1、a2、a3、a4均为可求出的常量。式(13)是以ω2为变量的一元一次函数和反比例函数的和函数,其值影响图形F(α)=B+Asin(α-φ)在y轴上的移动,亦即影响F的大小。而振幅为:
undefined。 (14)
其中:a5、a6、a7均为可求的常量。式(14)是一个以ω2为变量的反比例函 数,A的值影响F最大值和最小值的差的大小。
B和A都是关于ω的复杂函数,其值随着ω的变化而复杂变化,从而导致F的大小也变化,具体变化规律为式(11)。式(11)是一个关于ω和α的复杂函数,函数值F的大小是复杂变化的。
4 结语
本系统可以通过改变弹簧的弹性系数使系统具有不同的主振动频率,而偏心轮的巧妙设计使得系统的振幅和频率都可以变化,从而可以模拟不同的系统振动。与其他振动装置相比,本系统中的小球运动使得整个偏心轮系统的偏心距不断变化,从而使系统的激振力也复杂变化。本系统结构简单,经济实用,可广泛应用于模拟汽车振动等系统。
参考文献
[1]余志生.汽车理论[M].第3版.北京:机械工业出版社,2005.
[2]顾海明,周勇军.机械振动理论与应用[M].南京:东南大学出版社,2007.
液体激振力 篇3
由于海洋石油工业的建筑物需要经常的移动需要三用工作船进行拖航作业, 通常三用工作船的功率较大, 而船舶的主尺度不大, 为了增加船舶的系柱拉力采用导管桨设计, 导管桨设计需要导流罩支撑和尾轴管支撑, 加之为保障船舶装载能力, 尾部型线设计考虑较为丰满。因而容易形成尾部螺旋桨处伴流不畅而引起船舶振动。本文旨在介绍三用工作船设计时, 对于尾部水下型线设计及附属物设计要给予充分考虑, 避免考虑不周而引起振动现象发生。
1 船舶状况简介
该船舶于2004年交船。为全焊接式钢质船体, 横骨架式, 具有一层连续主甲板。主甲板上设有一层长艏楼和一层短艏楼, 第二层艏楼甲板上设有三层甲板室, 主甲板下设局部平台甲板和局部双层底, 机舱区域为双底双壳。采用双机、双可调螺距螺旋桨, 双固定导流罩, 双流线型悬挂式襟翼舵, 前倾式船首, 巡洋舰式船尾。船舶总长69.2米, 垂线间长58米, 型宽16.8米, 型深7.6米, 最大吃水6.5米, 设计吃水5.0米。载重吨2000吨, 设计排水量3412吨, 最大吃水排水量4600吨。主机功率4×2600KW, 双导管桨推进。
船舶在试航时船舶主机发挥到75%时, 发觉船舶振动非常厉害, 驾驶室及舵机舱的振动难以忍受。悬挂的电气设备不能正常使用, 机械设备受到严重危害, 船舶主机功率不能正常发挥, 船舶主要性能指标之一的系柱拉力收到严重影响, 船舶倒车功率发挥不出, 船舶尾部靠离平台受到影响。
2 振动原因探究及方案分析
引起船舶振动原因较多, 而且船舶振动的危害也较大, 本船在主机功率发挥到75%时, 船舶振动异常厉害, 只有准确分析船舶振动原因, 才能找到解决振动方案。
船舶于2004年交船时, 发现船舶振动情况后, 通过在船模尾部加装整流鳍, 以达到改善螺旋桨处水流, 进行船舶水池试验时发现其伴流分数值还是较大, 但还是有所改善, 初步判断船舶振动不是共振, 而是尾部螺旋桨激振力引起的船舶强迫振动, 为解决振动提供一个方向。
船舶在经营几年后, 决定要彻底解决该船的振动现象, 充分发挥船舶的性能。决定通过改进尾部型线, 使得螺旋桨前方来流充分, 此种方式是能从根本解决由螺旋桨引起强迫振动。通过分析尾部实际布置情况和型线, 决定采用如下措施来改善螺旋桨的来流:
(1) 尾部适当修改, 增加导管螺旋桨来流前方空间;
(2) 尾轴采用小尾鳍, 大轴包形式, 可实现均衡来流;
(3) 尾部侧推处采用宽体呆木式结构, 以增加顶部船体处空间, 实现流线均匀;
(4) 减少舭部半径并下沉, 形成反弯, 促使更多底部来流, 形成螺旋桨前更均匀流畅;
(5) 减少尾轴承支架宽度, 从900mm减少到600mm, 以减少过宽的尾轴支持对伴流的不利影响。
采纳上述措施后, 再次进行船模试验, 其伴流数基本在0.1至0.4之间, 仅在螺旋桨叶梢处, 极小范围存在0.5, 基本满足设计要求。
通过振动原因分析和船模试验验证, 确定对该船进行尾部线型改进, 减少附属物尺寸, 改善螺旋桨的伴流, 降低螺旋桨激振力的思路和方向是正确的, 船舶振动不是全船共振, 而是由于螺旋桨激振力引起船舶的强迫振动而形成船舶振动现象发生。
3 试航验证
依据上述措施后, 设计了针对性改造方案并在船厂进行改造, 改造后在海上试航并按照船舶交船时候的振动测试位置, 进行了振动测量。船舶试航状态为艏吃水:4.8m;艉吃水:5.6m;主机转速:1000r/min;四台主机运转:螺距为100%。气象条件满足试航的标准要求, 试航水深大于约20米。振动结果比较表如表1。
通过试航数据比较, 其测试位置的振动值基本都得到大幅减少, 减少幅度平均达32.3%, 通过改善船体尾部型线, 振动状况大为改善, 达到改造目的。
4 结语
本文提供了船舶出现类似全船共振现象情况, 通过研究分析和船模试验, 揭示船舶振动的真正原因, 以对伴流的分析, 找出螺旋桨激振力是本船振动的根本原因, 采取的针对性改动措施, 并与交船状态与改造后振动结果进行对比分析, 确定改造方案是成功的。并对以后船舶设计时, 对尾部型线和附属物的设计提供综合考虑方向, 以减少船舶振动现象出现。
参考文献
[1]欧礼坚.船舶螺旋桨及推进装置故障诊断关键技术研究与应用[D].华南理工大学, 2010.
[2]金庆法.Mc尼龙螺旋桨应用于渔船的节能效果[J].海洋渔业, 1986 (06) .