s形下卧式轴伸贯流泵装置振动特性试验研究

s形下卧式轴伸贯流泵装置振动特性试验研究

0轴伸式贯流泵装置贯流泵装置的结构类型可分为四种类型：泡沫导向泵装置、垂直泉流泵装置、总流补偿器装置和轴向流泵装置。在大型泵站中，除全通流泵装置未应用外，其他三种泵设备类型均已应用于工程应用。特别是近年来，国内外科学家对气泡叶片流泵装置和垂直井流泵装置进行了大量的cfd值计算和物理模型试验。研究内容主要集中在叶片流泵装置和垂直井流泵装置的内部流态、水力模型的性能，以及对泵装置整体水性能的cfd分析和模型试验方面。这些结果表明，这两种装置的水效率显著提高。然而，对轴向流泵装置的研究相对较少。陈志山、王晓伟等研究了斜轴向流泵装置与斜向流泵装置之间的流态、流量内流的分析，以及泵装置内部的水流动脉和0kg泵装置的水效率。李龙等人研究了叶片型对轴向流泵装置水效率的影响。上述研究是典型的轴向流泵装置，其内容不包括泵设备的结构创新和泵装置的振动性能。到目前为止，轴向流泵装置的水效率还没有达到高中。能量性能与空化性能是泵装置的2个重要性能参数,振动是泵装置安全稳定运行的一个重要的评价指标。泵装置在运行中产生轻微的振动和噪声,是不可避免的,若机组在运行中产生剧烈的振动,则会降低泵装置效率,引起零部件或整台机组损坏、甚至会引起泵站建筑物的振动,乃至被迫停机。对于模型泵及泵装置的振动测试,国内外已有学者开展了相关地研究工作,如:N.R.Sakthivel、王勇、张德胜及吴登昊等分别针对离心泵、立式轴流泵装置及管道泵开展了振动性能测试的相关研究工作。开展泵装置振动的研究,对分析振动产生的原因,探讨消除或减轻泵装置振动危害的技术措施,对促进泵站技术改造,提高泵装置效率和运行的安全性、经济性等均具有重要的意义。本文以新型S形下卧式轴伸贯流泵装置为研究对象,采用物理模型试验的方法对该泵装置的能量性能和振动性能进行研究,重点分析了泵装置的振动特性,该研究工作可为轴伸式贯流泵装置的形式选择、设计及工程推广应用提供一定的参考。1流道多目标优化平台采用流道的三维水力设计方法对轴伸式贯流泵装置的进、出水流道结构形状进行初步设计,针对初设的进、出水流道的三维形体几何特征选取若干关键几何参数作为约束变量,将流道其余尺寸关联至关键几何参数,即通过关键几何参数的改变达到流道三维形体的整体改变。通过将三维建模软件UnigraphicsNX、网格剖分软件ICEMCFD、CFD软件ANSYSCFX和自编求解目标函数程序集成至iSIGHT软件中,构建流道的多目标多约束自动优化平台。进水流道的目标函数为水力损失、轴向速度分布均匀度及速度加权平均角;出水流道的目标函数为水力损失和动能恢复系数;流道的约束条件为流道三维形体的关键几何尺寸,优化算法选用非支配解排序遗传算法,该方法无需人为设置各目标的权重及比例系数。基于iSIGHT的流道多目标优化平台,优化后的进、出水流道结合文献的TJ04-ZL-23号水力模型构成新型S形下卧式轴伸贯流泵装置,如图1所示。泵装置的主要控制尺寸为:泵装置总长L为10.14D;进水流道长度为3.00D,进口宽度为2.60D,进口高度为1.27D;出水流道长度为6.12D,出口宽度为2.58D,出口高度为1.27D,其中D为叶轮直径,m。通过ANSYSCFX软件对轴伸式贯流泵装置进行全流道的三维数值计算,获取其内部的速度及压力场,预测泵装置的能量性能,以泵装置效率目标为准则进行评判是否需进行模型试验,最终经模型试验验证该贯流泵装置水力性能的高效性。新型S形下卧式轴伸贯流泵装置的物理模型如图2所示。2振动测试目的和方法S形下卧式轴伸贯流泵模型装置的叶轮直径为300mm,试验转速为1350r/min,叶顶间隙平均值为0.15mm。泵装置物理模型试验按照《水泵模型及装置模型验收试验规程》(SL140-2006)中6.1节的能量试验要求进行测试,能量试验前,确保在无空化条件下泵装置在额定工况点运转30min以上,排除系统中的游离气体、气泡和存气,根据不同叶片安放角时泵装置运行工况特点,采集16～18个不同的泵装置流量点。对于复杂的结构,由抽象化的力学模型分析得到的结果,往往不能完全反映实际情况,在研究分析动力机械系统振动规律时,必须对系统直接进行测试,通过试验结果验证现有理论分析的可靠程度,同时在测试的过程中,得到新的动力学参数,以建立更加符合实际的简化模型,所以振动测试在工程领域中具有重要的意义。振动测量和信号分析是实验科学的一个重要组成部分,利用现代测试方法对工程复杂结构进行振动测量,对测量的信号进行分析,研究结构的动态特性,为工程设计和科学研究提供可靠的依据。振动参数的测量主要有3种方法:机械测试法,电测法和光测法。目前,振动测试手段主要依靠电测法,其得益于电子技术的飞速发展。传感器采用B&KVibro德国申克的振动速度传感器VS-080,该传感器属于电动式传感器,VS-080传感器的灵敏度为75mv/mm/s,输入阻抗>1MΩ时;灵敏度误差≤5%,最大振动位移为±1mm,频率范围为20～2000Hz。测振设备及数据处理设备为北京英华达EN900便携式旋转机械振动采集仪及配套分析系统。传感器布置如图3所示,X方向代表径向,Y方向代表铅垂方向,Z方向代表轴向方向。对于模型泵装置,其进、出水流道分别与进、出水箱固结在一起,在顺水流方向上泵装置振动位移可忽略不计,那么模型泵装置则具有4个自由度,泵装置振动位移较大的位置为导叶体进口处,故在导叶体进口处沿泵装置的铅垂与径向分别布置2个振动传感器,以便分析2个叶片安放角下各工况时S形轴伸贯流泵装置在各方向的振动幅值及振动频率。模型泵装置振动测试试验在扬州大学江苏省水利动力工程重点实验室的高精度水力机械试验台上进行,高精度水力机械试验台的综合不确定度为±0.39%,符合文献的规定要求。试验台的主要技术参数为:流量测试范围为0.1～0.5m3/s;扬程测试范围为-6.0～21.0m;转矩测试范围为0～500N·m;转速测试范围为0～2000r/min。3结果与分析3.1最优工况时泵段与泵段的扬程变化对泵装置进行了5个叶片安放角(叶片安放角:-4°,-2°,0°,+2°,+4°)的能量性能测试,获取了泵装置的综合特性曲线如图4所示。泵装置的最高效率为83.55%,此时叶片安放角为-2°,装置扬程为4.438m,流量为289.28L/s。在叶片安放角为-4°、-2°和0°时,泵装置的最高效率均已超过80%;在叶片安放角为+2°和+4°时,泵装置的最高效率已超过78%。不同叶片安放角时泵装置的最优工况性能参数如表1所示。为分析泵装置与泵段的水力性能差异,参阅文献中TJ04-ZL-23号水力模型泵段的最优工况数据,将泵段与泵装置的最优工况性能数据进行对比,如图5所示。在4个叶片安放角(θ=-2°,0°,+2°,+4°)时,泵装置的最优工况点相比泵段的最优工况点向左上方偏移,在叶片安放角-4°时,泵装置的最优工况点相比泵段略微向右下方偏移,泵装置的最高效率相比泵段最大下降值为5.22%,此时叶片安放角为+4°;最小下降值为2.47%,此时叶片安放角为-2°;最优工况时泵段与泵装置的扬程变化最大值为0.263m,最优工况扬程平均差值为0.089m,表明了泵装置的最高效率值已较接近泵段的最高效率值。采用文献提出的泵装置综合水力特性指标C.P.I(comprehensiveperformanceindex)定量分析最优工况时泵装置与泵段水力性能的差异。相比最优工况时泵段的综合水力特性指标,在叶片安放角为-4°时泵装置与泵段的C.P.I相对差值为0.86%,泵装置的综合水力性能与泵段的综合水力性能相接近;泵装置与泵段的C.P.I最大相对差值为9.56%,此时叶片安放角为+4°;其余各角度时泵装置与泵段的C.P.I相对差值均在3%～7.5%范围内。通过最优工况时泵装置与泵段综合水力性能指标的比较间接表明了S形下卧式轴伸贯流泵装置的进、出水流道水力性能的优异性,也表明了S形下卧式轴伸贯流泵装置具有优异的水力性能,该泵装置型式已获国家发明专利授权。为进一步说明该套泵装置优秀的水力性能,经相关可查文献检索,将目前水力性能优秀的贯流泵装置最优工况的性能参数(叶片安放角为:-4°,-2°,0°,+2°,+4°)进行统计分析。从最高效率角度分析,S形轴伸式贯流泵装置已与文献中的前置竖井贯流泵装置最高效率相当,文献中前置竖井贯流泵装置的水力模型采用TJ04-ZL-06号,新型S形下卧式轴伸贯流泵装置选用的水力模型为TJ04-ZL-23号,23号水力模型相比6号水力模型最优工况点扬程偏低。若仅按泵装置最高水力效率高低对泵装置进行排序,前置竖井贯流泵装置与S型轴伸式贯流泵装置水力性能已相差不大,均高于后置灯泡贯流泵装置。南水北调工程东线有5座泵站采用灯泡式贯流泵装置结构,经安装、运行及使用过程中发现灯泡贯流泵装置的结构复杂,检修维护成本较高,但经过对灯泡贯流泵装置的水力性能优化,目前灯泡贯流泵装置的最高效率已达82.02%;竖井式贯流泵装置的进水或出水流道被竖井分隔为2部分,水流在流入(或流出)水泵时都必须经过较大的转弯,从而增加水力损失,文献对竖井进水流道及出水流道的优化设计配合TJ04-ZL-06号转轮,前置竖井贯流泵装置的最高水力效率达到了83.33%。轴伸式贯流泵装置是将电动机和传动设备布置在流道外部的卧式泵装置,以前轴伸式贯流泵装置的效率最高维持在约76%,限制此类泵装置效率提高的主要原因是出水弯管段的水力性能,传统水力设计方法无法让出水弯管段满足对导叶出口剩余环量的回收要求并尽可能地减小水力损失。采用流道三维水力设计方法结合多目标多约束自动优化技术后使S形下卧式轴伸贯流泵装置的最高效率达到了83.55%,仅从泵装置最高效率角度分析,该泵装置的整体水力性能优于文献中的前置竖井贯流泵装置,水力性能优于文献和文献中后置灯泡贯流泵装置,相比以往的轴伸式贯流泵装置的最高效率提高了约5%,也再次表明了该泵装置型式在低扬程贯流泵装置中仍具有很大地推广应用价值。3.2振动试验的结果与分析3.2.1x方向的振幅峰峰值基于高精度水力机械试验台,共测试了5个叶片安放角度时泵装置的能量性能,依据在大叶片安放角度时,泵装置的运行稳定性相对较差的原则,选择2个叶片安放角θ=+4°和-4°,开展泵装置的能量特性振动试验,分析泵装置在X与Y方向的振幅,X方向的测点记为P1,Y方向的测点记为P2,测试结果如图6所示。在叶片安放角+4°时,泵装置在Y方向的振幅峰峰值Ap-p随泵装置扬程的的增加呈整体增加的趋势,其最大振幅峰峰值Ap-p为27.579μm,最大差值为13.817μm;在X方向的振幅峰峰值Ap-p随泵装置扬程增加呈先减小后增大的趋势,其最大振幅峰峰值Ap-p为74.526μm,最大差值为30.026μm,泵装置在X方向的振幅峰峰值Ap-p平均为Y方向振幅峰峰值的3.05倍,最大倍数则为3.35。叶片安放角-4°时,泵装置在X方向的振幅峰峰值随泵装置扬程的增加呈先减小后增大的趋势,其最大振幅峰峰值为47.400μm,最大差值为7.960μm;在Y方向的振幅峰峰值随泵装置扬程的增加呈现出波动的趋势,但整体变化范围并不大,最大变动差值仅为7.200μm,泵装置在X方向的振幅峰峰值Ap-p平均为Y方向振幅峰峰值的2.31倍,最大倍数则为2.52。通过对叶片安放角+4°与-4°的泵装置能量性能的振动测试结果分析,在叶片安放角-4°时泵装置的振动强度小于叶片安放角+4°时泵装置的振动强度。在相同泵装置扬程时,相比叶片安放角为-4°时泵装置,叶片安放角为+4°时泵装置的流量较大,相同过流面积时断面的平均水流流速较大,诱发的水力脉动较大,水力脉动冲力引发的泵装置振动幅度也相对较大;其次,叶轮受水流的作用力较大,其所受的水力矩、轴向力和径向力均较大,叶轮的不稳定性也相对增加,两者的共同作用诱发的水力激振较大,最终导致正叶片安放角时泵装置的振动相对较大。3.2.2振动幅值的时域分布选取3个特征工况,工况1时泵装置扬程H=2.85m,工况2时泵装置扬程H=3.53m,工况3时泵装置扬程H=4.61m,3个特征工况时测点P1和P2的振幅Ap-p值如图7所示。对于相同工况不同叶片安放角时,泵装置的振动情况不相同;对于相同叶片安放角不同工况时,泵装置的振动情况也不相同;2类情况时泵装置振幅Ap-p均不相同的主因是叶轮与导叶体间动静干涉作用诱发的水力脉动不同,从而导致水力脉动冲力引起泵装置振动的程度不同,叶轮与导叶间水力脉动因工况不同而改变在文献中均有阐述。定义比值b为不同叶片安放角时相同工况下测点的振幅Ap-p值的比值,其计算式如式(1)所示:式中,i,j分别为+4°、-4°的叶片安放角。为区分2个方向的测试,定义bx表示径向方向,定义by表示铅垂方向,计算结果如图8所示。在选取的3个特征工况下,不同叶片安放角时泵装置在X方向的振幅比值bx均处于0.45以下,最大值仅为0.401,振幅比值bx呈随扬程增加而不断增大的趋势;在Y方向的振幅比值by呈随扬程的增加先减小后增大的趋势,最大值为0.101,最小值为0.075,表明叶片安放角对泵装置在Y方向的振动影响较小,因该泵装置在铅垂方向受2固定支撑的约束,由图3a可知。将模型泵装置振动试验的测试结果与文献提供的泵径向振幅允许值进行比较,比较结果见表2所示。在叶片安放角+4°与-4°时,各测试工况范围内径向的最大振动幅值为74.526μm,铅垂方向的最大振动幅值为27.579μm,泵装置的铅垂方向与径向振幅均小于文献中给出的泵径向振幅允许值80μm(此时叶轮转速在1000～1500r/min),表明泵装置各过流部件之间的水力耦合较好,装置内部流态平顺。3个特征工况时各测点振动幅值的时域图如图9所示,相比叶片安放角为+4°时,在单位采样周期内叶片安放角为-4°时2测点的振动幅值变化规律性较明显,相同工况时2测点的振幅峰峰值仍为叶片安放角+4°时较大。对同一泵装置进行振动测试分析,泵装置的进出水流道、导叶、叶轮的制造安装及动力机械系统均相同,测试改变的是转轮的叶片安放角度,因叶片调节的误差,无法确保每张叶片的安放角度完全一致,那么离开转轮的水流具有不对称性且具有很大的环量,导叶无法将环量全部回收,引起导叶出口的流场不均匀,水流运动为非轴对称的流动,出现不平衡的水压力,这一不平衡的水压力周期性变化的分量诱发水力激振,从而引起机组的振动变化。相同工况时,各测点的振动主次频如表3所示。在叶片安放角+4°时,测点P1、P2振动的主频均为1倍的转频,次频为2倍的转频;在叶片安放角-4°时,测点P1、P2振动的主频均为2倍的转频,次频均为1倍的转频。各工况时的主次频均与转频成整数关系。正叶片安放角时监测点P1和P2的振动主频均为22.5Hz,该值与转频相同,表明叶片安放角为+4°时,导叶体进口处的振动主频由转频决定。叶片安放角为-4°时2测点的振动主频与转频、叶频均不相同,泵装置振动的主频是引发振动多方面因素共同作用的结果,从振动主频角度分析也表明正叶片安放角时泵装置振动幅值较大。定义不平衡振动频率f概念,不平衡振动频率f与转频成倍数函数关系如式(2)所示式中,f为不平衡振动频率,Hz;k为自然数,n为转轮转速,r/min;m为叶片数。在叶片安放角+4°时,不平衡振动频率以1倍的转频为主,2倍的转频为辅,叶片角度的调节基本满足一致性,略有差异,水力激振诱发的振动主频主要为转频,测点P1和P2的不平衡振动主频均为1/3倍的叶片数与转频的乘积,次主频均为2/3倍的叶片数与转频的乘积;在叶片安放角-4时,