Максимальная производительность вибрационного насоса: НАСОСЫ ВИБРАЦИОННЫЕ / ЦИРКУЛЯЦИОННЫЕ

Содержание

НАСОСЫ ВИБРАЦИОННЫЕ / ЦИРКУЛЯЦИОННЫЕ

Наверх

СЛИВа
B2B
ЭЛЕМЕНТЫ ПИТАНИЯ
БЫТОВАЯ ТЕХНИКА
ПОСУДА И СЕРВИРОВКА
СВЕТОТЕХНИКА
ЭЛЕКТРОМАТЕРИАЛЫ
ИНСТРУМЕНТЫ И ОСТНАСТКА
НИЗКОВОЛЬТНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
СТАБИЛИЗАТОРЫ НАПРЯЖЕНИЯ
ТОВАРЫ ДЛЯ ДОМА
ТОВАРЫ ДЛЯ ДАЧИ И САДА
- ТОВАРЫ ДЛЯ ПИКНИКА
- ЗАЩИТА ОТ НАСЕКОМЫХ И ГРЫЗУНОВ
- ПЕРЧАТКИ, РУКАВИЦЫ САДОВЫЕ
- САДОВЫЙ ИНВЕНТАРЬ
- ЗАМКИ НАВЕСНЫЕ
- ВОДОНАГРЕВАТЕЛИ, РУКОМОЙНИКИ
- ВЕДРА ОЦИНКОВАННЫЕ
- ЛЕЙКИ, РАСПЫЛИТЕЛИ, ОПРЫСКИВАТЕЛИ
- ПОЛИВОЧНЫЙ ИНВЕНТАРЬ
- НАСОСЫ ВИБРАЦИОННЫЕ / ЦИРКУЛЯЦИОННЫЕ
- САДОВЫЕ ОПОРЫ И ОГРАЖДЕНИЯ
- ТЕНТЫ ХОЗЯЙСТВЕННЫЕ
- ШНУРЫ, ШПАГАТЫ, ТРОСЫ
- КАШПО, ВАЗОНЫ
ФОНАРИ УНИВЕРСАЛЬНЫЕ
КАРТЫ ПАМЯТИ И ДИСКИ
ФОТОПРОДУКЦИЯ
АРХИВ

	Ставр НПД-1200 Насос погружной дренажный 1200 Вт, макс производительность 260 л/мин, напор 11м, макс глубина погружения 8м [1/4] 9 942. 88р
	Ставр 4-НСЦ-35/550 Насос скважинный центробежный, мощность 550 Вт, максимальная высота подъема 35м, диаметр насоса 4″ 90(102)мм [1] 16 031.98р
	Ставр 4-НСЦ-60/750 Насос скважинный центробежный, мощность 550 Вт, максимальная высота подъема 60м, диаметр насоса 4″ 90(102)мм [1] 17 423.05р
	Ставр НПД-950Н Насос погружной дренажный с ножом 950Вт, максимальная производительность 300л/мин, напор 12м, максимальная глубина погружения 5м [1] 21 572.88р
	Ставр НПД-900М Насос погружной дренажный 900Вт, максимальная производительность 255л/мин, напор 10м, максимальная глубина погружения 9м [1/4] 11 013. 38р

Фильтр

Товаров: Показать

Производитель

Park
Нет
Родничок
Ставр

Новости

Сортировка:

Название А — ЯНазвание Я — АСтоимость ↓Стоимость ↑Наличие ↓Наличие ↑

Отображать товары:

По наличию + в путиПо наличиюВсе товары

Товаров:

12244896

30 тов. в каталоге

Показать ещё 24

18л/м, сверху за 3470 рублей с доставкой по Москве и России

Материал корпуса – металл. Вид забора воды – верхний. Установка насоса – вертикальная. Напор – 72 метра. Комплектуется кабелем длиной 25 м. Максимальная производительность – 18 литров в минуту. Мощность – 280 Вт. Глубина погружения до 3 метров. Размер присоединения шланга – 3/4″. Максимальная температура воды +35°C.

Назначение

Предназначен для откачки жидкости из подвальных помещений и колодцев, подачи воды в систему домашнего водоснабжения, полива участков и других бытовых нужд.

Преимущества

Универсальность применения
Надёжность в работе
Удобство эксплуатации

Проверочный интервал и гарантия

От 1 года в зависимости от модели.

Через выставленный счет
(юридическому или физическому лицу). После оформления заказа и уточнения наличия товара мы высылаем SMS или электронное письмо с окончательной суммой к оплате. Это очень удобно при покупке нескольких позиций
Банковским переводом
Из любого отделения, в режиме реального времени, на наш счет, который мы предоставляем в процессе или после оформления покупки
Через сайт
В данном случае перечисление денег проводится с помощью платежных систем или банковской картой. Удобство в том, что покупатель платит напрямую, не перекидывая нужную сумму сначала себе на счет
Дома или в офисе курьеру
Этот способ подходит для жителей столицы и пригорода – в пределах 40 км от Москвы. Товар доставляется адресно – в режиме «из рук в руки» с постоплатой по факту прибытия заказа
Наличными в пункте самовывоза
Клиент расплачивается на месте, при передаче товара. Выгода этого способа – возможность сразу убедиться в высоком качестве оборудования и в его работоспособности

После завершения покупки с вами свяжется наш сотрудник, чтобы уточнить способ доставки, потому что мы предлагаем несколько методов передачи товара клиентам.

По всей России

Транспортировка осуществляется специализированными компаниями на выбор покупателя. Процесс занимает от 1 до 10 дней, исходя из отдаленности региона и указанной службы. После отправки груза и получения трек-кода (номера накладной) вы можете самостоятельно проследить путь своего заказа. Когда посылка прибудет на место, с вами свяжется представитель компании-перевозчика и договорится о передаче товара:

По Москве и Подмосковью

В данном случае можно выбрать один из трёх способов:

Обработка заказа выполняется быстро: сразу после оформления покупки оператор рассматривает заявку и сообщает о наличии устройства, его цене и способе оплаты. После получения товара большая просьба осматривать упаковку на наличие вмятин и других повреждений. Также убедитесь на месте в целостности устройства после длительной транспортировки.

Оставить отзыв

Антиспам поле. Его необходимо скрыть через css

Ваше имя

Электронная почта

Контактная информация

Тема сообщения

Оценка

Пожалуйста, оцените по 5 бальной шкале

Ваше сообщение

Испытание насоса на вибрацию

Испытание насоса на вибрацию проводится во время эксплуатационных испытаний при различных расходах, а также во время механических испытаний при номинальном расходе.

В зависимости от конструкции насоса вибрация корпуса подшипника и вибрация вала измеряются и наносятся на график в виде спектра FFT (быстрое преобразование Фурье) в каждой точке данных от минимального до максимального расхода, чтобы убедиться, что значения вибрации находятся в допустимом диапазоне.

Испытание корпуса подшипника насоса на вибрацию

Вибрация корпуса подшипника измеряется преобразователями (датчиками) измерителя скорости или акселерометра. Если используется акселерометр, программное обеспечение производит расчет и изменяет его на скорость.

Допустимый диапазон скорости вибрации для консольных и межопорных насосов указан в таблице 8, а для вертикально подвешенных насосов — в таблице 9 стандарта API 610. быть менее 3 мм/с (0,12 дюйма/с) для общей частоты и 2 мм/с (0,08 дюйма/с) для дискретной частоты.

Стандарт API 610 требует, чтобы за пределами предпочтительной рабочей области уровень вибрации не превышал 30% от указанных выше пределов. Обратите внимание, что это относится только к тесту производительности, так как насос испытывается при разных скоростях потока.

При испытании на механическую работу насос будет работать с номинальным расходом, поэтому дополнительное ограничение в 30 % не применяется к испытанию на механическую работу.

Продолжим с примером

Следующий график БПФ относится к вибрации корпуса подшипника при испытании производительности центробежного насоса по осям X, Y и Z

Вибрация по оси X на корпусе подшипника насоса

Общая вибрация составляет 1,1817 мм/с и меньше 3 мм/с, поэтому общий результат испытания на виброустойчивость удовлетворительный.

В левой таблице указано, что максимальная амплитуда составляет 0,8686 мм/с при частоте 29,167 Гц (синхронная вибрация). 0,8686 мм/с меньше 2 мм/с, поэтому результат теста дискретной частоты соответствует норме.

Примечание. Синхронная вибрация означает величину амплитуды вибрации при оборотах вала, в этом примере скорость вала насоса составляет 1750 об/мин. об/мин, что соответствует 290,167 Гц). Обычно мы испытываем высокие всплески на частотах вала 1X, 2X и т. д. в отношении массы дисбаланса на роторе.

Вибрация по оси Y @ Корпус подшипника насоса

Общая вибрация составляет 1,6863 мм/с и меньше 3 мм/с, поэтому общая вибрация в норме.

В левой таблице указано, что максимальная амплитуда составляет 0,9516 мм/с при частоте 29,167 Гц (синхронная вибрация). 0,9516 мм/с меньше 2 мм/с, поэтому результат теста дискретной частоты в норме

Вибрация по оси Z на корпусе подшипника насоса

Общая вибрация составляет 0,5529 мм/с и меньше 3 мм/с, поэтому общая вибрация в норме.

В левой таблице указано, что максимальная амплитуда составляет 0,1586 мм/с при частоте 29,167 Гц (синхронная вибрация). 0,9516 мм/с меньше 2 мм/с, поэтому результат теста дискретной частоты в норме.

Таким образом, приведенный выше график БПФ проверен для номинального расхода. Изготовитель насоса предоставляет графики БПФ для каждого расхода, и все эти графики должны быть проверены. В соответствии с API 610 насос должен быть подвергнут эксплуатационным испытаниям не менее чем для 5 контрольных точек. Таким образом, вам нужно просмотреть один набор проиллюстрированного выше графика для каждой точки данных.

Вибрация вала при испытании на вибрацию насоса

Вибрация вала измеряется бесконтактным датчиком, а допустимый диапазон на основе API 610 составляет 50 мкм (2,0 мил) для общей частоты и «0,33-кратная общая вибрация» для дискретной частоты.

Продолжим пример. См. следующий график БПФ для вибрации вала.

Измеренная общая вибрация составила 16,83 мкм, но оказалась менее 50 мкм, поэтому результат в порядке. Вибрация на дискретной частоте 68,75 Гц была измерена как 2,55 мкм, что меньше (16,83 x 0,33 = 5,55), и результат теста на дискретную частоту также был удовлетворительным.

Это было для одной оси; еще два участка должны быть проверены, чтобы завершить оценку для этой точки данных.

Как упоминалось выше, необходимо взять не менее 5 точек данных (5 различных значений расхода), чтобы всего было получено и проверено 5 наборов графиков БПФ (по 3 графика для каждого набора) для испытания насоса на вибрацию в части эксплуатационных испытаний.

Испытание насоса на вибрацию при механическом рабочем испытании

После успешного завершения эксплуатационного испытания насос подвергается механическому испытанию в течение 4 часов (при номинальном расходе), а данные о вибрации насоса собираются в режиме реального времени. . Производитель насоса предоставляет эти графики для просмотра после завершения испытания. Участки должны быть рассмотрены и проверены в пределах приемлемого диапазона.

Вернуться к Испытанию производительности насоса

Связанные статьи:

Осмотр корпуса насоса, Гидростатические испытания корпуса насоса, Динамическая балансировка рабочего колеса насоса, Проверка TPI насоса, ITP насоса, Проверка кавитационного запаса насоса

Считаете ли вы эту статью полезной? Нажмите на кнопки «Мне нравится» и «G+1» ниже!

Экспериментальное исследование характеристик вибрации в центробежном насосе с лопаточным диффузором0003

Для исследования вибрационных характеристик центробежного насоса для данного исследования был выбран центробежный насос с пластинчатым диффузором, удельная скорость которого составляет 190 об/мин. Были проведены эксперименты как по энергетическим, так и по вибрационным характеристикам насоса. Результаты показывают, что при подаче насоса 270 м ³/ч напор составляет 15,03 м, а КПД составляет 71,47%. Максимальный КПД составляет 71,71 % при подаче насоса 233 м ³ /ч и напоре 16,92 м. При этом появляется широкая полоса частот вибрации на частоте 600 Гц на выходном фланце насоса. Интенсивность вибрации на выходном фланце наибольшая. Интенсивность вибрации на обеих сторонах корпуса подшипника меньше, чем на выходном фланце, и больше, чем на основании двигателя. Интенсивность вибрации у основания двигателя больше, чем у основания насоса, а интенсивность вибрации у корпуса насоса самая низкая. Интенсивность вибрации точки контроля М4 в направлении 90 103 X 90 104 менее 0,8 Q _d составляет 1,27 мм/с, что является максимальным значением при трех скоростях потока.

1. Введение

Вибрационные характеристики центробежного насоса влияют на его безопасность при использовании в технике. Хорошая виброустойчивость не только обеспечивает стабильную работу, но и продлевает срок службы насоса. Соответственно, сильная вибрация приведет к снижению безопасности, надежности и стабильности насоса. Таким образом, снижение вибрации стало важной частью повышения производительности центробежного насоса. Многие ученые изучали источник вибрации центробежного насоса. Jeon и Lee [1], изучавшие поле потока, вибрацию и шум в центробежном насосе с помощью численного моделирования, обнаружили, что вибрация и шум центробежного насоса в основном вызваны внутренней вибрацией, вызванной потоком. Хуанг и др. [2] установили, что пульсация внутреннего потока центробежного насоса является основным источником, вызывающим вибрацию и шум. А вибрация морского центробежного насоса снижается за счет конструкции двухканальной улитки и направляющего аппарата.

После определения источника вибрации вибрацию центробежного насоса становится удобнее отслеживать и ослаблять. Механизмы вибрации центробежного насоса изучались с помощью численного моделирования и экспериментальных измерений [3–8]. Фибиг и Корзиб [9] выполнили численное моделирование вибрации конструкции центробежного насоса. Цзян и др. В работе [10] проведено численное моделирование внутренней вибрации и шума центробежного насоса, вызванного потоком, на основе LES. Результаты показали, что можно прогнозировать создаваемый потоком шум во вращающихся механизмах с помощью моделирования гидродинамической связи. Дай и др. [11] измеряли вибрацию насоса как турбины при различных скоростях вращения и расходах. Установлено, что уровень вибрации повышается с увеличением скорости вращения и скорости потока. Сан и др. [12] и Чжоу [13] изучали влияние отклонения от проектного состояния на вибрацию. Дуан и др. [14] и Gonzalez et al. [15] проанализировали сигнал вибрации и причину вибрации центробежного насоса. Ван и др. В работе [16] были измерены и проанализированы характеристики пульсации давления, вибрации и шума многоступенчатого центробежного насоса при различных скоростях потока.

Однако экспериментальных исследований вибрации центробежного насоса с лопаточным диффузором пока относительно мало. Поэтому были измерены и проанализированы вибрационные характеристики центробежного насоса с лопаточным диффузором, удельная скорость которого составляет 190 об/мин, чтобы обеспечить основу для последующей оптимизации конструкции и снижения вибрации.

2. Экспериментальный стенд

2.1. Центробежный насос с лопаточным диффузором

Конструктивные параметры центробежного насоса с лопаточным диффузором следующие. Расчетный расход Q _D IS 270 M ³ /H, головка дизайна H _D составляет 15 м, скорость вращения N составляет 1450 R /мин, а специфическая скорость N _S — это 1450 R /мин. И специфическая скорость N _S — 1450 R /мин. составляет 190 (где единицами расхода, скорости вращения и напора являются м ³ /с, об/мин и м соответственно). Структурная схема центробежного насоса с лопаточным диффузором показана на рис. 1. Корпус насоса, включая всасывающую и нагнетательную камеры, непосредственно отлит из нержавеющей стали. Чтобы повысить точность поверхности потока, рабочее колесо и лопаточный диффузор были сначала изготовлены с помощью 3D-печати, а затем отлиты из нержавеющей стали. Восковые формы рабочего колеса и лопаточного диффузора показаны на рис. 2(а). Рабочее колесо, лопаточный диффузор и корпус насоса после литья показаны на рис. 2(b).

2.2. Экспериментальный стенд

Эскиз эксперимента и стенд показаны на рисунках 3(a) и 3(b) соответственно. Экспериментальное оборудование энергетических характеристик включает двигатель, расходомер, два датчика давления, трехфазный цифровой измеритель мощности с ШИМ и т. д. Расход, напор и мощность измерялись отдельно расходомером, датчиками давления и цифровым датчиком мощности. метр в эксперименте. Все экспериментальные данные обрабатывались и анализировались с помощью прибора для сбора данных.

Кривые энергоэффективности центробежного насоса с пластинчатым диффузором показаны на рис. 4. Из рис. 4 видно, что при расчетном расходе (т. е. Q _d ) напор насоса составляет 15,03 м КПД 71,47%. При 0,8 Q _d напор насоса 17,26 м, КПД 70,25%. Под 1,2 Q _d напор насоса 12,59 м и КПД 65,88%. Максимальный КПД составляет 71,71% при подаче насоса 233 м ³ /ч и напор 16,92 м.

2.3. Расположение точек контроля

Точки контроля M1~M16 были выбраны для измерения вибрационных характеристик центробежного насоса с пластинчатым диффузором.

Эти точки находились на выпускном фланце (M1), входном фланце (M2), корпусах подшипников (M3 и M4), основании насоса и основании двигателя (M5~M8).

Передняя полость насоса, показанная на рис. 5(b), находится между корпусом насоса и кожухом передней крышки. В соответствии с этим задняя полость насоса, показанная на рис. 5(c), находится между корпусом насоса и кожухом задней крышки. Точки мониторинга M9∼M12 и M13∼M16 располагались на поверхности передней полости насоса и задней полости насоса соответственно.

Положение шестнадцати контрольных точек показано в таблице 1.

3. Экспериментальные результаты и анализ вибрации

Скорость вибрации, измеренная трехфазным преобразователем, включает горизонтальное направление, осевое направление и вертикальное направление , то есть скорость вибрации в направлениях X , Y и Z .

3.1. Амплитуда скорости вибрации

Интенсивность вибрации пропорциональна скорости вибрации, когда частота вибрации находится в диапазоне промежуточной частоты. Центробежный насос представляет собой машину с промежуточной частотой, поэтому скорость вибрации может похвально отражать уровень вибрации насоса. Скорость вибрации была выбрана в качестве параметра для анализа вибрации насоса. На рис. 6 представлены виброскорости в точках контроля М1∼М8 центробежного насоса с лопаточным диффузором при различных расходах. (1) Амплитудные диапазоны виброскорости в 9Направления 0103 X , Y и Z постепенно расширяются, а тренды амплитуды виброскорости аналогичны. Амплитуда виброскорости постепенно уменьшается с увеличением расхода от 0,2 Q _d до 0,6 Q _d . Амплитуды виброскорости в большинстве точек наблюдения увеличиваются при увеличении расхода до 0,8 Q _d . Амплитуда виброскорости уменьшается при увеличении расхода до 1,2·9.0103 Q _d , причем наблюдается некоторое увеличение при увеличении расхода от 1,2 Q _d до 1,3 Q _d .(2) Диапазон амплитуды виброскорости в Z направление более протяженное, чем в направлении X и Y , т. е. разница в направлении Z между максимальным и минимальным значением амплитуды наибольшая. За исключением разницы в величине виброскорости, тренды изменения виброскорости в каждой точке мониторинга согласуются.0103 Q _d до 1.2 Q _d . А амплитуды вибрации в точке контроля М5 (правая сторона основания насоса) наименьшие. Эти амплитуды составляют 0,35 мм/с в направлении X , 0,38 мм/с в направлении Y и 0,3 мм/с в направлении Z соответственно. (4) Амплитуда виброскорости на выходе фланец (М1) выше, чем в других точках контроля. Наблюдается заметный рост амплитуд виброскорости в Z и Y направление от 0,8 Q _d до 1,0 Q _d, а амплитуды вибрации в направлении Y увеличиваются на 75%, так как выходное отверстие фланца расположено на конце фланца. диффузорная часть корпуса насоса, на вибрацию которой в большей степени влияют пульсации давления на выходе и завихрение потока в диффузорной части.

На рис. 7 показаны амплитуды виброскорости в X , Y и Z в контрольных точках M9~M16. (1) При сравнении рисунков 6 и 7 видно, что амплитуды виброскорости в точках M9~M16 в целом ниже, чем в точках M1~M8. Амплитуды виброскорости при М9~М16 имеют закономерную тенденцию, т. е. сначала уменьшаются, а затем незначительно увеличиваются с увеличением расхода. (2) Виброскорости в контрольных точках на корпусе насоса в основном в направлении X . . Вибрация в контрольных точках M9~M16 в основном вызвана явлением шунтирования при протекании жидкости через рабочее колесо и лопаточный диффузор, а также ударом жидкости о корпус насоса.(3)В X , амплитуда виброскорости на M10 относительно больше, значение которой составляет 2,1 мм/с. На М10 наблюдаются резкие изменения виброскорости, а минимальное значение виброскорости составляет 0,47 мм/с, так как точка контроля М10 расположена вблизи выходного отверстия передней полости насоса, на виброскорость которой большое влияние оказывает внутренний поток секции диффузора. . Амплитуда виброскорости на М10 больше, чем в других точках контроля.

3.2. Частотный спектр вибрации

Сравниваются и анализируются частотные спектры вибрации в каждом направлении X , Y и Z . Спектры частот вибрации в точках M1~M8 и M9~M16 представлены на рисунках 8 и 9.

Из рисунка 8 видно, что в контрольных точках M1~M8 частот возбуждения относительно больше, а основная частота возбуждения составляет частота вращения (25 Гц), 2-я гармоника, 3-я гармоника, 4-я гармоника, 5-я гармоника (т. е. частота прохождения лопасти) и 6-я гармоника частоты вращения.

Амплитуда виброскорости на выходном фланце (М1) больше, чем в других точках контроля, и появляется широкая полоса частот вибрации на частоте 600 Гц на М1. Вибрация на М1 включает вибрацию, вызванную потоком, и механическую вибрацию, так как выходной фланец жестко соединен с выходными патрубками и вибрация выходного трубопровода передается на М1 по трубопроводу. В направлениях X , Y и Z возникает высокочастотная вибрация, возникающая в результате перекрытия собственной частоты механической силы и силы потока, которая связана с механической вибрацией и вибрацией в трубопроводе.

Кроме того, механическая вибрация на опоре насоса (М5 и М6) относительно меньше, а амплитуды вибрации на опорах М5 и М6 ниже, чем на других точках контроля, поскольку опоры насоса закреплены фундаментными болтами.

Из рисунка 9 видно, что вибрация в направлениях X и Y снаружи корпуса насоса (M9~M16) меньше, чем в направлении Z . Основное направление вибрации Z , что в основном вызвано механической вибрацией.

Для вибрации, вызванной потоком, основной частотой вибрации является частота вращения (25 Гц), 2-я гармоника (50 Гц), 3-я гармоника (75 Гц), 4-я гармоника (100 Гц) и 5-я гармоника частоты вращения (125 Гц). Точки контроля в передней полости насоса более чувствительны к вибрации, вызванной потоком, чем точки в задней полости насоса. Точки контроля в задней полости насоса расположены на крышке насоса, что делает вибрацию более подверженной механической вибрации. Таким образом, высокочастотная вибрация легко появляется в этих точках мониторинга.

На рис. 10 показан частотный спектр вибрации в направлениях X , Y и Z в точках M1~M8.

Как видно на рисунке 10, основная частота на выходном фланце (M1) и входном фланце (M2) соответствует 5-й гармонике частоты вращения (125 Гц), что совпадает с частотой прохождения лопатки. Вторичными частотами являются 3-я гармоника частоты вращения (75 Гц) и 4-я гармоника частоты вращения (100 Гц). Вибрация на М1 и М2 в основном горизонтальная, а амплитуда вибрации на X и Y намного выше, чем в направлении Z . Широкая полоса частот вибрации, вызванная вибрацией трубопровода, появляется в диапазоне 400∼500 Гц на М1, а амплитуда в направлении Y максимальна. На М2 присутствует высокочастотная вибрация в диапазоне 800 Гц~1000 Гц, вызванная механической вибрацией.

На рисунках 10(c) и 10(d) показана вибрация при M3 и M4. Скорость вибрации в 9Направление 0103 X в M3 и M4 больше, чем в направлении Y и Z . Основной частотой на М3 является 3-я гармоника частоты вращения (75 Гц). Основной частотой на М4 является 5-я гармоника частоты вращения (125 Гц), а вспомогательной частотой является 3-я гармоника частоты вращения (75 Гц). Колебания на М3 и М4 в основном радиальные, что вызвано силой возбуждения дисбаланса ротора.

Основными частотами опоры насоса (M5 и M6) и основания двигателя (M7 и M8) являются частота вращения (25 Гц), 3-я гармоника частоты вращения (75 Гц) и 5-я гармоника частоты вращения (125 Гц ). Имеются различия в частотном распределении.

Для контрольных точек М7 и М8 пики виброскорости на частоте вращения (25 Гц) больше, чем на других основных частотах. Это связано с тем, что контрольные точки M7 и M8 расположены на основании двигателя и в основном подвержены влиянию вибрации двигателя, в котором основные частоты совпадают с частотой вращения. Для контрольных точек М5 и М6 пик виброскорости на 5-й гармонике частоты вращения (т.е. частоты прохождения лопаток) больше, чем на других основных частотах, поскольку контрольные точки М5 и М6 расположены на основании корпуса насоса, которое в основном под влиянием пульсаций давления жидкости.

3.3. Интенсивность вибрации

Интенсивность вибрации является важным параметром, который используется для оценки состояния вибрации машины. Расчетное значение интенсивности вибрации V _max представляет собой максимальное значение среднеквадратичного значения скорости вибрации в направлениях X , Y и Z при 0,8 Q _d , 1,0 Q _d и 1,2 Q _d и могут быть получены по следующему уравнению: где — количество дискретных точек измеряемого сигнала, — скорость вибрации насоса, — среднее значение квадрат виброскорости.

Интенсивность вибрации каждой точки контроля показана на рисунке 11.

Интенсивность вибрации на выходном фланце (M1) больше, чем на других точках контроля, а интенсивность вибрации на входном фланце (M2) составляет 54 %. из них на М1. Согласно приведенному выше анализу, основные частоты в точках M1 и M2 являются 5-й гармоникой частоты вращения (125 Гц), что совпадает с частотой прохождения лопасти, а вибрации в этих контрольных точках в основном зависят от пульсаций давления в жидкость. Но на М1 дополнительно воздействуют диффузионное воздействие и отрыв потока, происходящие в диффузорной части насоса, что приводит к увеличению интенсивности вибрации.

При сравнении интенсивности вибрации с обеих сторон у корпусов подшипников (М3 и М4) наблюдается значительная разница в величине интенсивности вибрации, причем интенсивность вибрации на М4 больше, чем на М3. Вибрация в контрольных точках M3 и M4 в основном зависит от двигателя. А точка контроля М4 расположена ближе к двигателю, так что интенсивность вибрации на М4 больше, чем на М3. Средняя интенсивность вибрации на подшипнике составляет 0,76 мм/с, что ниже только интенсивности вибрации на выходном фланце.

Для основания насоса и двигателя средняя интенсивность вибрации на основаниях насоса (M5 и M6) составляет 0,57 мм/с, а средняя интенсивность вибрации на основаниях двигателя (M7 и M8) составляет 0,69 мм/с. И то, и другое ниже средней интенсивности вибрации на корпусах подшипников.

Интенсивность вибрации в передней полости насоса (M9~M12) распределяется неравномерно. Интенсивность вибрации на М10 максимальна, так как контрольный М10 расположен в верхней части передней полости насоса, на которую влияет неустойчивость потока в диффузорной части насоса. Средняя интенсивность вибрации на корпусе насоса составляет 0,52 мм/с, что является самым низким показателем.

Поскольку корпуса подшипников могут передавать энергию вибрации между двумя источниками вибрации (т. е. двигателем и насосом), M3 и M4 на корпусе подшипника были выбраны в качестве основных контрольных точек для дальнейшего анализа состояния вибрации насоса. В табл. 2 приведены интенсивности вибрации при М3 и М4 в трех направлениях при 0,8 Q _d, 1,0 Q _d и 1,2 Q _d.

Из таблицы 2 видно, что интенсивность вибрации в X и Z больше, чем в направлении Y . А максимум интенсивности вибрации при М4 при 0,8 Q _d составляет 1,27 мм/с. Вибрация в основном происходит в радиальном направлении, потому что вибрация двигателя создается силой возбуждения дисбаланса ротора, а вибрация насоса вызывается дисбалансом при вращении рабочего колеса.

Средняя интенсивность вибрации в направлении X менее 0,8 Q _d , 1,0 Q _d и 1,2 Q _d составляет 0,95 мм/с, 0,7 мм/с и 0,63 мм соответственно. И средняя интенсивность вибрации в направлении z под 0,8 Q _D, 1,0 Q _D и 1,2 Q _D составляет 0,78 мм/с, 0,76 м/с. /с соответственно. Интенсивность вибрации постепенно снижается с увеличением скорости потока. Это может быть связано с тем, что внутренний нестационарный поток и вибрация, вызванная потоком, являются серьезными, когда насос работает при низкой скорости потока, а вибрация, вызванная потоком, уменьшается с увеличением скорости потока. Интенсивность вибрации в X в направлении 1.2 Q _d меньше, чем в направлении Z из-за дисбаланса, вызванного выпускным отверстием корпуса насоса.

4. Выводы

В этом исследовании был построен экспериментальный стенд центробежного насоса с лопастным диффузором, и несколько точек контроля были расположены на основании насоса, основании двигателя, фланцах, корпусах подшипников и корпусе насоса. Измерены энергетические и вибрационные характеристики насоса при различных расходах. Были проанализированы скорость вибрации, частотный диапазон вибрации и интенсивность вибрации насоса.

Максимальный КПД составляет 71,71% при расходе насоса 233 м ³ /ч и напоре 16,92 м. Под 1,0 Q _d напор насоса 15,03 м и КПД насоса 71,47%. При 0,8 Q _d напор насоса 17,26 м и КПД насоса 70,25%. Под 1.2 Q _d напор насоса 12,59 м и КПД насоса 65,88%.

При анализе спектра вибрации в частотной области вибрация, вызванная потоком, и механическая вибрация являются основными источниками вибрации в центробежном насосе с лопастным диффузором. Скорость вибрации в радиальном направлении больше, а скорость вибрации в осевом направлении относительно меньше.

Судя по интенсивности вибрации в точках контроля, интенсивность вибрации на выходном фланце наибольшая, а интенсивность вибрации на обеих сторонах корпуса подшипника меньше, чем на выходном фланце, и больше, чем на основании двигателя. Интенсивность вибрации у основания двигателя больше, чем у основания насоса, а интенсивность вибрации у корпуса насоса самая низкая.

Интенсивность вибрации точки контроля М4 в направлении X менее 0,8 Q _d составляет 1,27 мм/с, что является максимальным значением при трех скоростях потока.

Доступность данных

Данные, использованные для поддержки результатов этого исследования, можно получить у соответствующего автора по запросу.

Конфликт интересов

Авторы заявляют об отсутствии конфликта интересов.

Благодарности

Авторы выражают благодарность за поддержку со стороны Национальной ключевой программы исследований и разработок Китая (грант № 2016YFB02009).01), Национального фонда естественных наук Китая (гранты № 51679110 и 51579117) и проекта «Шесть вершин талантов» в провинции Цзянсу, Китай (грант № 2018-GDZB-154).

Каталожные номера

Ш.-В. Чон и Д.-Дж. Ли, «Численное исследование потока и звуковых полей центробежного рабочего колеса, расположенного вблизи клина», Journal of Sound and Vibration , vol. 266, нет. 4, стр. 785–804, 2003 г.
Посмотреть по адресу:

Сайт издателя | Академия Google
Г. Хуан, Ю. Чанг, Х. Чжан, В. Чжао и Ю. Чен, «Гидравлическая модернизация морского центробежного насоса для снижения вибрации и шума, возникающего на гидросистеме», Journal of Ship Mechanics , vol. . 13, нет. 2, стр. 313–318, 2009.
Просмотр по адресу:
Google Scholar
М. А. Лангтхем и Н. Ольхофф, «Численное исследование шума, вызванного потоком, в двумерном центробежном насосе. Часть I. Гидродинамика», Journal of Fluids and Structures , vol. 19, нет. 3, стр. 349–368, 2004 г.
Посмотреть по адресу:
Сайт издателя | Google Scholar
М. А. Лангтем и Н. Ольхофф, «Численное исследование шума, вызванного потоком, в двумерном центробежном насосе. Часть II. Гидроакустика»,
Journal of Fluids and Structures , vol. 19, нет. 3, стр. 369–386, 2004.
Посмотреть по адресу:
Сайт издателя | Google Scholar
С. Шмитц, «Уменьшение шума насоса в градирнях», World Pumps , том. 2004, нет. 456, стр. 24–29, 2004 г.
Посмотреть по адресу:
Сайт издателя | Google Scholar
Ю. Хуанг, Р. Чжу и С. Чен, «Причина вибрации насосного агрегата и меры по устранению вибрации», Журнал трудов Китайского общества сельскохозяйственной техники , том. 25, нет. 6, стр. 56–59, 2007.
Просмотр по адресу:
Google Scholar
Р. Донг, С. Чу и Дж. Кац, «Влияние модификации язычка и геометрии рабочего колеса на нестационарный поток, давление колебания и шум в центробежном насосе»
Журнал турбомашин , том. 119, нет. 3, стр. 506–515, 1997.
Посмотреть по адресу:
Сайт издателя | Google Scholar
А. Джанг, З. Чжан, Ю. Чжан и Х. Хуа, «Обзор и перспективы изучения шума центробежных насосов», Journal of Vibration and Shock , vol. 30, нет. 20, pp. 77–84, 2011.
Посмотреть по адресу:
Google Scholar
В. Фибиг и М. Корзиб, «Вибрация и динамические нагрузки в насосах с внешним зацеплением», Архив строительства и машиностроения , вып. 15, нет. 3, стр. 680–688, 2015 г.
Посмотреть по адресу:
Сайт издателя | Google Scholar
Ю. Ю. Цзян, С. Йошимура, Р. Имаи, Х. Кацура, Т. Йошида и К. Като, «Количественная оценка структурной вибрации и шума, вызванных потоком, в турбомашинах с помощью полномасштабного слабосвязанного моделирования. », Journal of Fluids and Structures , vol. 23, нет. 4, стр. 531–544, 2007.
Посмотреть по адресу:
Сайт издателя | Google Scholar
C. Дай, Л. Донг, Ф. Конг, З. Фэн и Ю. Бай, «Анализ механизма вибрации и шума для центробежного насоса, работающего как турбина», Труды Китайского сельскохозяйственного общества. Машиностроение , вып. 30, нет. 15, pp. 114–119, 2014.
Просмотр по адресу:
Google Scholar
Л. Сунь, Дж. Се, Дж. Шан и Д. Чжан, «Экспериментальное исследование шумовых и вибрационных характеристик переменных циркуляционный насос скорости», Машины для работы с жидкостями , том. 42, нет. 10, стр. 6–10, 2014.
Просмотр по адресу:
Google Scholar
Л. Чжоу, «Анализ колебаний давления и вибрации центробежного насоса для нестандартных условий», Fluid Machinery , об. 43, нет. 2, pp. 52–55, 2015.
Посмотреть по адресу:
Google Scholar
X.

Максимальная производительность вибрационного насоса: НАСОСЫ ВИБРАЦИОННЫЕ / ЦИРКУЛЯЦИОННЫЕ