泵振动原因和测试与解决方法目录_Toc34896210总则 (3)振动评估 (3)泵的运行点对振动的影响 (4)泵入口设计对振动的影响 (5)平衡 (6)泵/驱动机对中 (6)共振 (7)转子动力学评估 (9)流体“增加质量”对转子动力学固有频率的影响 (10)环形密封“Lomakin效应”对转子动力学固有频率的影响 (10)转子扭转分析 (11)转子动力稳定性 (13)参数共振和分数频率 (15)测试方法– FFT频谱分析 (16)测试方法–冲击（敲击）测试 (17)振动故障排查 (19)案例：立式泵带空心轴/齿轮箱驱动 (22)总结 (24)总则当泵及其关联系统发生故障时，通常归结到四种类型：断裂，疲劳，摩擦磨损或泄漏。

断裂的原因是过载，例如超过预期的压力，或管口负荷超出推荐的水平。

疲劳的条件是施加的载荷是交变的，应力周期地超过材料破裂的耐久极限，泵部件的疲劳主要由振动过大引起，而振动大由转子不平衡，泵和驱动机之间轴中心线的过大不对中，或固有频率共振放大的过大运动引起。

摩擦磨损和密封泄漏意味着转子和定子之间的相互定位没有在设计的容差范围。

这可以动态发生，一般原因是过大的振动。

当磨损或泄漏位于壳体单个角度位置，常见的原因是不可接受的管口载荷量，及其导致的或独立的泵/驱动机不对中。

在高能泵（特别是加氢裂化和锅炉给水泵），另一个在定子一个位置摩擦的可能性是温度变化太快，导致每个部件由于随温度的变化，长度和装配不匹配。

有一些特定的方法和程序可供遵循，降低发生这些问题的机会；或如果发生了，帮助确定解决这些问题的方法，从而让一台泵保养的更好。

振动评估关于泵的振动和其它不稳定机械状态的诊断或预测，应包括如下评估：•转子动力学行为，包括临界转速，激励响应，和稳定性•扭转临界转速和振荡应力，包括起机/停机瞬态•管路和管口负荷引起的不稳定应力，和不对中导致的扭曲•由于扭振、止推和径向负荷导致高应力部件的疲劳•轴承和密封的稳态和动态行为•正常运行和连锁停机过程的润滑系统运行•工作范围对振动的影响•组合的泵和系统中的声学共振（类似喇叭）通常讨论的振动问题是轴的横向振动，即与轴垂直的转子动力学运动，然而，振动问题也会在泵的定子结构发生，如立式泵，另外振动也会发生在轴向，也可能涉及扭振。

泵的运行点对振动的影响尽量运行在BEF点，否则，离心泵随节流振动变大，除非节流伴随转速的改变如VFD。

在给定转速运行远低于BEF，与远高于BEF一样，使流体的速度角度与各级叶轮或扩散器或蜗壳舌部的流道角度不匹配。

在低于入口或出口回流的流量下，转子叶轮稳定的侧负荷和摇动可能引起摩擦，甚至损坏轴承。

一些工厂考虑未来生产扩容，购买大于需求能力的设备，但是这样会产生几年的本应可靠设备的性能不可靠。

如图1的典型结果，尽管运行在低于BEF是允许的甚至对某些应用是必须的，但是绝不要使泵长时间运行在低于厂家提供的“最小连续流量”，否则脉动和振动将有阶跃升高。

泵入口设计对振动的影响入口法兰的机械连接，以及泵叶轮上游的液压设计，都会显著影响泵的振动。

避免在大的管口有无限制的膨胀节（管路“柔性节”），然而，主要的液压问题是要有足够的静压避免气蚀。

这意味着不仅仅具有足够的净正入口压头（NPSHA），还要高一些以满足厂家公布的3%压头下降NPSHR（需要的NPHS）。

当NPSHA到3xNPHSR时，高频气蚀（有时听不见的）将引起叶轮流道入口侧或摩擦环出口侧的侵蚀，并导致低频有时流道通过频率振动增加。

除了入口压力太低，如果泵运行在远离BEF点，进入的流体对旋转的叶轮流道的冲击角度会与泵的设计者在该转速下预测的不同，将在入口或出口发生流道失速，分别导致入口或出口回流。

这种内部回流可引起流道压力侧的气蚀，导致旋涡状流随叶轮旋转，但是以一个较慢的转速，在意想不到的次同步频率激励转子临界转速，显著增大振动。

平衡不平衡是机器振动过大最常见的原因（大约50%），紧随其后的是不对中。

一般认为平衡分静态（质量中心偏离中心，质量分布主轴仍与旋转中心线平行）和动态（质量中心轴与旋转轴成角度）。

对应轴向短的部件（如一个止推垫圈）二者的差别可以忽略，只需要单面静态平衡。

对于长度大于1/6直径的部件，应考虑动态不平衡，至少需要双面平衡。

对于运行在二阶临界转速（对泵不常见）的转子，甚至双面平衡还不够，可能需要某些形式的高速模态平衡（即平衡去重考虑最接近的固有频率模态形状）。

不平衡表现为1X频率，这是因为转子的重点以转速旋转，使振动运动以相同频率。

一般它也导致一个圆形轴心轨迹，尽管如果转子在滑动轴承内承受高负荷轨迹可能为椭圆。

泵/驱动机对中不对中仅次于不平衡，是旋转机器振动问题第二个最常见的原因。

通常区分为两种形式：平行不对中和角不对中，一般不对中是两种的结合。

有时一个转子必须在冷态和未运行时偏移，以便在运行和热态时保持对中。

不对中主要引起2X转频振动，因为高度椭圆的轨迹驱使轴运行在不对中的一侧。

有时不对中负荷可导致高次谐频（即转子转速整数倍频，尤其3X），甚至可能降低振动，因为它加载转子使其对轴承壳异常变强。

或者，不对中可实际上引起1X振动增大，通过抬起转子使其离开重力加载的“轴承位置”，使轴承运行在相对卸载状态（这也可导致轴不稳定，后述）。

典型的不对中特征表现为2X振动，香蕉或数字8形轨迹，通常伴随相对较大的轴向运动，也是在2X，因为联轴器经历非线性“压弯”每转两次。

共振振动超标是常见的问题，尤其在变频系统，很可能存在一个激励频率等于一个固有频率。

为了避免共振，转子和轴承座的固有频率应该与“运球”型的力频率很好分离，它们很可能是1X转频（典型不平衡），2X（典型不对中），或叶轮流道数乘以转速（称为“流道通过”振动，当叶轮流道通过一个蜗壳舌或扩散器流道“切流”）实际上，共振放大（常称为“Q”值）系数通常介于2至25之间，如果引起振动的力是稳定的而不是振荡的。

Q取决于能量消耗的量，称为“阻尼”，它在碰撞中发生。

在一个汽车车身，这个阻尼由冲击吸收器提供；在一个泵，它大部分由轴承和“环形密封”转子和定子之间的流体陷阱提供，像平衡活塞。

对应共振，模态冲击测试是非常有效和被证明的方法，可快速发现共振的原因并从根本解决它。

典型的解决方法包括对最大振动运动区域选择性的支撑，或者增加质量。

模态“敲击“测试最好在机器运行中进行，这样，轴承和密封是“承载的”并支撑转子，在泵的典型运行状态。

确认你或服务商具有在机器运行条件下进行“敲击”测试的能力。

转子动力学评估转子动力学需要一个比结构动力学更专业计算机程序，因为它必须包括的影响如：◆在轴承，叶轮和密封，作为转速和负荷的函数的三维刚度和阻尼◆叶轮和止推平衡装置流体激励力◆陀螺效应然而，一些大学和商业组织开发了转子动力学程序，可用的程序包括各种计算子程序，用于轴承和圆形密封（如摩擦环和平衡鼓）的刚度和阻尼系数计算，临界转速计算，激励响应和转子稳定性计算，它包括轴承和密封阻尼和“交叉耦合刚度”的影响（即与运动垂直的的反作用力）。

流体“增加质量”对转子动力学固有频率的影响围绕转子的流体以三种方式增加转子的惯性：流体被困在叶轮通道直接增加质量；由于叶轮和轴材料的存在移动的流体直接对转子系统增加质量，由于转子在流体中的振动，它必须移动这个质量；以及在紧密间隙中的流体，一定比转子振动加速度更快地加速以保持连续性，并因此可能会增加很多倍于其移动的质量（称为Stroke Effect）。

环形密封“Lomakin效应”对转子动力学固有频率的影响泵的环形密封（例如，摩擦环和平衡鼓）可对动力学特性影响很大，通过改变转子支撑刚度从而转子固有频率，因此可以避开或导致强一倍和二倍转频激励与一个低固有频率之间可能的共振。

环形密封的刚度和阻尼小部分由挤压油膜和流体动力楔（对滑动轴承设计广为所知）提供。

然而，由于在环形密封中相对轴承来说存在高的轴向对圆周流速比例，由于圆周间隙变化可以在环形间隙产生很大的力，随着转子偏心的发展引起Bernoulli压降，这被称为Lomakin效应，并且是泵的环形密封中最大的刚度和阻尼力产生机制。

Lomakin效应直接取决于通过密封的压降，对于恒定系统流阻它产生Lomakin支撑刚度大约随着转速的平方而变化。

然而，对于大约恒定的系统压头，导致只有很小的Lomakin效应随转速的变化。

其它重要的参数是环形密封长度，直径和间隙；流体特性是次要的除非涉及非常高的粘度。

然而，流体漩涡可以导致Lomakin效应的显著下降，或者增加伴随它的交叉耦合，重要的是，当交叉耦合反作用力超过阻尼反作用力，它可能引起转子动力学不稳定（如合理设置的转子动力学程序所估算的那样）。

间隙效应是最强的几何尺寸影响，Lomakin效应大约与其平方成反比。

间隙影响很大的物理解释是，它给圆周压力分布（Lomakin效应的原因）通过圆周流动而消除。

任何环形密封腔带有切槽在一定程度具有与增加间隙相同的效果，在这个角度看深槽比浅槽更差。

转子扭转分析横向转子动力学分析可以通常不包括其它泵系统部件，如驱动机，泵壳体，轴承座，基础或管道，然而，泵轴的扭转振动和各种泵固定结构的振动是取决于系统的，由于振动的固有频率和振型随部件的质量，刚度和阻尼而变化的，不是包含在泵中的那些。

尽管扭振问题再泵不常见，除非由高频VDF激励的电动机驱动，或由往复发动机驱动，复杂的泵/驱动链具有扭振问题的可能性。

这可以通过计算进行检查，包括前几阶扭振临界转速，和系统在起机瞬态，稳态运行，连锁和电动机控制的瞬态过程中对激励的强迫振动响应。

强迫响应应该按照静态的加上振荡的应力之和，在驱动链的最高应力元件，通常是最小轴直径处。

一般计算前两个扭振模型足够覆盖期望的激励频率范围，为此，泵机组必须按照至少三个部分建模：泵转子，联轴器（包括任何垫块）和驱动机转子。

如果使用柔性联轴器（如盘联轴器），联轴器的刚度将与轴的刚度在一个数量级，必须包含在分析中。

联轴器扭转刚度的良好估计，通常相对独立与速度和稳态扭矩，列在联轴器样本数据中，通常提供给定尺寸的刚度范围。

如果包含齿轮箱，每个齿轮必须单独考虑，按照惯量和啮合比。

如果泵或驱动转子与将转子连接到联轴器的轴相比不是至少几倍的扭转刚度，那么单个轴长度和内部叶轮应包括在模型中，然而对工业泵来说要求最后一步是不常见的。

手工计算前几个扭转固有频率的方法由Blevins给出，然而泵的扭振计算应该包括系统阻尼的影响。

为了以足够精度确定轴的应力，应该使用数字的程序，如Holzer方法，传递矩阵法或有限元分析（FEA）。

最低扭转振型是在泵/驱动系统最常被激起的，这个扭转振型的大部分运动发生在泵的轴上。

这种情况下，主要的阻尼来自泵叶轮，当它由于扭振运动运行在稍高和稍低的瞬时转速时消耗的能量。