管路受力誘發高揚程離心泵振動加劇原因分析

楊喜亮

（甘肅省景泰川電力提灌水資源利用中心，甘肅 景泰 730400）

引言

在生產設備技術標準不斷完善和應用的背景下，對高揚程離心泵的振動指標要求愈加嚴格。目前，對其檢驗和現場運行控制的振動指標一般采取的是API 610和GB/T 29531標準，常態要求離心泵的振動值不能超出3.0 mm/s和4.5 mm/s。泵體振動超標問題已經成為泵體制造期間最難以解決的問題，雖然提出了一些解決的辦法，但是在實際運行期間由于泵體出口管路的配置方式不同，也會對泵體振動造成一定的影響。本文以某型號的高揚程離心泵為例，在實際研究過程中發現，其本體自身振動加劇的主要原因在于泵體出口管路設置不符合要求，導致出口法蘭本身受力過大，最終促使出口的管路振動帶動著泵體振動嚴重。

1 離心泵基本參數與現場情況分析

1.1 離心泵基本參數配置

本次所選擇的離心泵為API 610分類的泵體結構，具體為OH2（懸臂式）單蝸殼結構，并選擇2臺作為測試與研究對象。該泵體主要參數如表1所示。

表1 離心泵主要參數

這2臺離心泵出廠試驗過程中，每一臺離心泵軸承上的振動點經過測試都要＜3.0 mm/s的標準要求，根據API610和GB/T 29531標準要求檢測其均為合格的狀態[1]。但是在客戶現場運行期間，出現了振動超標，利用多種方法也難以解決該問題，因此,要求生產廠家的泵體制造工程師到現場進行研究和處理。

1.2 現場調查情況分析

工程師對離心泵軸承和管路振動情況的實地測量值如表2、表3所示。

表2 離心泵軸承架振動測量值

表3 離心泵管路振動測量值

2 離心泵出口管路受力分析

2.1 控制體的受力分析

本次離心泵的出口管路為倒U字型配置情況，僅和出口法蘭聯接的主管路上有一處支承。為了便于后續對振動加劇的原因進行探究，首先要考慮到管道本身的重力和管道中的流體質量以及管道本身的壓力，然后才是真正意義上的作用[2]。從流體動力學的動量論角度看，管道中的液相運動狀況若有改變，則其自身的動力也會隨之改變，從而使管道中的液面產生額外的作用力。

出口位置兩個管徑均為100 mm的獨立控制體，控制體1中包含著2個90°的彎頭，控制體2中只包含一個彎頭，具體布置情況如圖1所示。

圖1 泵體出口位置的管路布置示意圖

需要注意的是，本次2個控制體各自過流的斷面面積均為DN100管徑相等的管段，我們將管道壁厚忽略，假設管內流動的定向均勻流速的液體，那么在A、C、E上過流的斷面面積相等，具體計算如下：

此時其額定流量為：

如果不考慮水泵入口位置的速度能量和壓力，那么泵體自身的揚程就可用管路內部壓力所表示，根據分析可知，該壓力就是液體通過A、C、E斷面的液體壓力，≌200 m的水柱壓力，即：

進而可得出：

再次將管道的壁厚忽略，此時各個過流的斷面受力情況為：

而此時的：

使用動量方程來計算本次的1號控制體，如圖2所示。

圖2 控制體1示意圖

此時控制體1中的Z方向表示：

對該控制體的X方向進行分析，可以發現動量在該方向上沒有發生變化，所以可以得出F1X=0。

在對控制體1的Z方向公式進行分析后發現，FBZ代表管路對于管內液體自身約束力在Z方向上的表現，而VCZ和VAZ則分別表示過流斷面C和A的Z方向流速情況，二者方向相反、大小相等。因此，可以計算出FBZ=2×15484 N，也就是說，管道體系將流體在管道中的作用力限制為向下，這與假定的方向一致[3]。再加上內力和外力的作用，流體在管道上的作用與管道的作用是相同的，方向是反向的。因此FBZ=2×15484 N，其方向是向上的。

同樣，我們也可對2號控制體以動量方程的形式來計算管道對于內部液體的約束力，此約束控制體的力FDY=15484 N，方向向左，如圖3所示。所以在固定端部，其約束點為D，由靜止端部約束所承受，而不會對泵體的外緣產生扭矩。

圖3 控制體2示意圖

同時，控制體的管路直徑為DN100 mm，該裝置的壁厚約為8 mm，其長度的重量標準值為180 N，2.6 m的導管的整體重量是468 N，再加上管線中流體的200 N，因此，整個控制器1的總質量為668 N。在本文的計算中，將不考慮其自身的重量。

2.2 管路系統的受力分析

本文在對控制1、2進行計算與解析基礎上，對泵本體出口上部整體管道系統的受力進行分析，以出口法蘭為起始點，以管道支承位置D為例，以整體管道為研究目標，進行詳細的受力分析。具體受力模型如圖4所示。

圖4 管路受力模型

本次研究中，A表示泵體出口法蘭和管路相連的點，泵體出口的法蘭也會約束聯接管路，其中管路的支撐點（D點）位置有一處支撐也屬于一種約束。通過對有關力學原理進行深入剖析，將管道體系簡單地分解成一個單層的應力模式，將D點簡化成一個有效的鉸鏈支承，并對此進行了詳細的研究。L=0.7 m。圖中FAZ為泵體外凸緣沿Z向與之相連的管道所受的力，而FDZ為D點彎管中的媒質受碰撞的影響，而FDZ1為管道本身支撐的D的力。

隨后結合力學理論的相關知識，上述管路系統平衡的實際條件為各個方向上受力平衡和對于任何一點的力矩平衡，也就是需要滿足下面兩個條件：

結合上述條件可計算出FAZ=15484 N，也就是說，這種作用力本身與Z軸的反方向，從而使泵本體的凸緣向下產生15484 N的壓力。將內力和外力相結合，管道將產生一個向外的力，大小為15484 N。

2.3 計算結果與標準對比

結合API 610標準中關于管口荷載數值的規定，具體數據如表4和表5所示。如圖5所示為本泵體所在位置的坐標系情況。

圖5 本泵體所在坐標系圖示

表4 DN80泵出口法蘭受力數據

表5 DN80泵體出口法蘭承受的力矩

可以看到，在Z軸向上，泵口法蘭受到的壓力已經遠遠超出了API610標準中所要求的最大許可值。

2.4 原因分析

結合上述計算與分析的過程，泵體自身較高的揚程是造成管路系統較大作用力的主要原因，也就是液體壓力較大，導致對于管路的作用力偏大。如果將管路自身的重量和液體自身的重量忽略以后，基于本計算的實際條件，各種作用力分別為以下兩種情況。

1）由沖力產生的動力。液體的動力改變而產生的壓力是2ρQV=2×1000×0.0278×3.54=196 N，這個值比較低，僅占DN80法蘭上1930 N的10%左右，動力引起的壓力不是問題的主要原因。

2）由管道中的壓力引起的壓力。這個力量的數值大約是PS=PπD2/4=15386 N。從這一點可以看出，這個力的數值，已經大大超過了規定的泵排管道所能容許的載荷。因此，本文提出了這種壓力是造成水泵出口處壓力較大的主要因素。而各元件的受力方式，則是可以在泵體內的出口處添加適當的支架，并安裝管路補償器，防止泵體出口的法蘭受力與力矩過大。

結合相關資料分析，對于高揚程的泵體而言，其出口管路受力情況必須要考慮到高揚程所產生的作用力的影響，并且該作用力必須要由出口管路支撐和泵體支撐來共同承擔。因此，在管道設計期間，需要考慮該作用力的實際作用，避免作用力過大的傳遞到泵體上，引起劇烈振動，損壞零部件[4]。

3 結語

根據上述分析可以明確，造成泵身振動的主要根源是由于泵體外管道布置不合理，“局促”的逆向U形管道中的壓力脈沖引起管道過度振動。由于管道沒有良好的支承和阻尼，這種震動傳遞到泵端的凸緣會使泵體的振動增大。根據廠家工程師的建議和意見，對泵體出口的管路進行了加固處理，最終圓滿解決了這次泵體振動偏大的問題。