立式屏蔽泵底座諧響應分析及結構優化

文宏剛，吳生盼，丁強民，劉廣兵，趙以奎

（合肥通用機械研究院有限公司，安徽合肥 230031）

0 引言

屏蔽泵是一種離心式無密封泵，具有絕對無泄漏、運行平穩、噪聲低等特點。隨著科技進步和工業水平不斷提高，在核電、船舶、石油、化工、制冷等領域已廣泛取代傳統離心泵[1]。

近年來，用戶對屏蔽泵安全性、可靠性要求越來越高，屏蔽泵振動也成為一個不可忽略的關鍵因素。屏蔽泵作為一種特殊的流體輸送設備，其振動源主要來源于機械振動和流體振動。相關學者進行了大量研究，提出很多有效降低振源的措施，一定程度上降低了屏蔽泵的振動[2]，但屏蔽泵的結構各異，對傳遞路徑的優化研究工作較少。由于立式屏蔽泵的結構特殊性，底座作為整泵的唯一傳遞路徑，其振動響應對整泵的振動特性影響較大。

因此本文將以某型立式屏蔽泵底座為研究對象，結合振動理論與屏蔽泵設計工程經驗，提出兩種改進措施，采用預應力模態分析和諧響應分析，比較改進方案優缺點，選擇合理的低振動響應結構，有效降低泵組振動，同時為類似結構的立式屏蔽泵減振提供參考。

1 立式屏蔽泵底座結構設計

研究對象為某型立式屏蔽泵，用于輸送NaOH 溶液，主要參數為：流量4.0 m3/h，揚程35 m，轉速2920 r/min，電機功率2.2 kW。立式屏蔽泵三維模型如圖1 所示。

結合該泵現場運行數據，分析屏蔽泵內部流體激勵力主要是來源是葉輪上的不平衡軸向力和徑向力[4-5]。因此依據離心泵設計理論和工程經驗，提出了以下2 種方案（圖2）。其中，方案A 是底座上下板加厚，支撐筋加粗并增加數量；方案B 支撐筋改為空心圓柱，上下底板加厚。

圖1 立式屏蔽泵三維模型

2 網格模型及邊界條件

屏蔽泵在運行過程中一般承受的軸向力主要有：①葉輪前后蓋板不對稱產生的軸向力T1；②動反力T2；③軸臺、軸端等結構因素引起的軸向力T3；④轉子重量引起的軸向力T4。葉輪上還承受有徑向力F。除此以外，還有裝配及制造等因素造成的裝配應力以及溫度變化產生的熱應力，這些力隨機性強，計算中不予考慮[3]。

圖2 2 種底座改進方案

底座承受的不平衡軸向力為：

底座承受的徑向力為：

由于底座與泵體、地面基礎用螺栓聯接，因此將底座與地面接觸面設置為固定約束，泵體接觸面設置為力載荷面，大小和方向分別與不平衡軸向力和徑向力保持一致。另外葉輪轉速為2920 r/min，計算可得軸頻為ω1=48.7 Hz，葉頻為ω2=292 Hz，一般考慮共振范圍為（0.8～1.5）w 之間[4，5]，因此取激勵里頻率范圍為0～500 Hz。2 種方案底座施加邊界條件如圖3 所示。

圖3 底座邊界條件

底座由上環、加強筋、底環三部分組成，材料為0Cr18Ni9。為了保證良好的網格劃分質量和較高的計算效率，對底座三維模型進行了適當簡化，除去螺紋特征線，不相關的倒角等特征，采用四面體網格劃分，并對不可忽略的小孔進行了適當的網格加密，其中方案A 網格單元數為11 萬個，方案B 網格單元數為11.7 萬個。

3 諧響應分析

底座諧響應計算如圖4、圖5 所示，可以看出，隨著激勵頻率增大，振動位移、速度、加速度均會在相應的諧振頻率處產生峰值，其中方案A 在350 Hz 處，出現峰值，最大振動位移為2.3×10-4mm，振動速度為0.5 mm/s，振動加速度為1097 mm/s2。方案B在在第400 Hz 處，4.2×10-5mm，振動速度為0.11 mm/s，振動加速度為267 mm/s2，這表明方案B 低振動響應更好。

圖4 方案A 底振動加速度—頻率

圖5 方案B 底座振動加速度—頻率

4 結語

諧響應分析結果表明，方案A 在350 Hz 處，出現峰值，最大振動加速度為1097 mm/s2。方案B 在400 Hz 處，出現峰值，最大振動加速度為267 mm/s2。因此，建議采用方案B，該結構低振動響應更好，重量較輕，加工更方便。同時也可為同類屏蔽泵的減振提供參考。