第３５卷第１期 ２ ０ １ ６年１月 大连工业大学学报 Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｄａｌｉａｎ Ｐｏｌｙｔｅｃｈｎｉｃ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ Ｖｏ１．３５ ＮＯ．１ Ｊａｎ．２ ０ １ ６ 文章编号：１６７４—１４０４（２０１６）Ｏ１—００７２—０４ 屏蔽泵振动噪声测试及分析 郑 镭 ’ 彭彦平 ， 庞桂兵 ， 赵秀君 ， 靳永强 （１．大连工业大学机械工程及自动化学院，辽宁大连 １１６０３４； ２．大连四方电泵有限公司，辽宁大连 １１６０４５） ， 王 摘要：对设计制造的屏蔽泵额定工况下的振动噪声特性进行了测试，对测试数据进行处理，获得了烈 度、加速度级、声压级频谱。通过对各个频谱图进行分析研究，并结合泵组的额定工作转速、叶轮的结构 参数等分析了屏蔽泵产生振动噪声的主要原因。在此基础上确定了屏蔽泵的优化设计方案，事实证明 改进后的泵的振动噪声性能得到了明显的改善。其研究结果对改善屏蔽泵振动与噪声现状，提高其整 体动力学特性具有重要的理论与实际意义。 关键词：屏蔽泵；振动噪声；频谱分析 中图分类号：ＴＨ３１１ 文献标志码：Ａ Ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ａｎｄ ｎｏｉｓｅ ｆｏｒｍｅｄ ｂｙ ｃａｎｎｅｄ ｍｏｔｏｒ ｐｕｍｐ ＺＨＥＮＧ Ｌｅｉ ，ＰＥＮＧ Ｙａｎｐｉｎｇ ，ＰＡＮＧ Ｇｕｉｂｉｎｇ ， ＺＨＡＯ Ｘｉｕｊｕｎ ，ＪＩＮ Ｙｏｎｇｑｉａｎｇ ，ＷＡＮＧ Ｈｕｉ （１、Ｓｃｈｏｏｌ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ ａｎｄ Ａｕｔｏｍａｔｉｏｎ，Ｄａｌｉａｎ Ｐｏｌｙｔｅｃｈｎｉｃ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｄａｌｉａｎ １１６０３４，Ｃｈｉｎａ； ２．Ｄａｌｉａｎ Ｓｉｆａｎｇ Ｍｏｔｏｒ－ｐｕｍｐ Ｌｉｍｉｔｅｄ Ｃｏｍｐａｎｙ，Ｄａｌｉａｎ １１６０４５，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ａ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ａｎｄ ｎｏｉｓｅ ｔｅｓｔ ｕｎｄｅｒ ｔｈｅ ｒａｔｅｄ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ ｆｏｒ ｔｈｅ ｃａｎｎｅｄ ｍｏｔｏｒ ｐｕｍｐ ｗａｓ ｃｏｎｄｕｃｔｅｄ，ａｎｄ ｔｈｅ ｉｎｔｅｎｓｉｔｙ，ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎ ｌｅｖｅｌ ａｎｄ ｓｏｕｎｄ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｌｅｖｅｌ ｓｐｅｃｔｒｕｍ ｗｅｒｅ ｏｂｔａｉｎｅｄ．Ｔｈｅ ｍａｉｎ ｒｅａｓｏｎ ｆｏｒ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ａｎｄ ｎｏｉｓｅ ｏｆ ｔｈｅ ｃａｎｎｅｄ ｍｏｔｏｒ ｐｕｍｐ ｗａｓ ａｎａｌｙｚｅｄ ｗｉｔｈ ｓｐｅｃｔｒｕｍ ｂａｓｅｄ ｏｎ ｔｈｅ ｒａｔｅｄ ｏｐｅｒａｔｉｎｇ ｓｐｅｅｄ ｏｆ ｐｕｍｐ ａｎｄ ｔｈｅ ｓｔｒｕｃｔｕｒａｌ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ ｏｆ ｉｍｐｅｌｌｅｒ．Ｔｈｅ ｏｐｔｉｍａｌ ｄｅｓｉｇｎ ｏｆ ｔｈｅ ｃａｎｎｅｄ ｍｏｔｏｒ ｐｕｍｐ ｗａｓ ｓｅｔ ｕｐ，ａｎｄ ｔｈｅ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ａｎｄ ｎｏｉｓｅ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｏｆ ｔｈｅ ｐｕｍｐ ｈａｄ ｂｅｅｎ ｉｍｐｒｏｖｅｄ ｓｉｇｎｉｆｉｃａｎｔｌｙ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ｃａｎｎｅｄ ｍｏｔｏｒ ｐｕｍｐ；ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ａｎｄ ｎｏｉｓｅ；ｓｐｅｃｔｒｕｍ ａｎａｌｙｓｉｓ ０ 引 言 屏蔽泵又称为无密封离心泵，泵和驱动电机 时必须考虑泵的振动噪声问题。造成振动的原因 有机械、水力、电磁、空气动力等等，机理非常复 被封闭在一个被泵送介质充满的压力壳体内，此 壳体内只有静密封。电机的转子和泵的叶轮固定 在同一根轴上，用隔离套将电机的转子和定子隔 开，转子在被输送的介质中转动，其动力通过定子 杂，给振动噪声分析带来很大的困难口 ］。 本文对设计制造的屏蔽泵进行振动噪声特性 测试Ｅａ２，对屏蔽泵在额定工况下的振动与噪声进 行了分析研究，识别离心泵振动和噪声的主要来 源。为今后研究屏蔽泵的减振降噪问题打下基础。 磁场传递给转子。这种结构取消了传统离心泵具 有的旋转轴密封装置，故能做到完全无泄漏。 屏蔽泵在运行过程中不可避免地产生振动和 １振动与噪声测试 １．１测量系统组成 图１为振动测量系统框图。主要检测仪器： ３５６０Ｄ型噪声振动多分析系统一套；１２５１型声级 噪声，振动会影响离心泵运行的安全性和稳定性， 而噪声会影响相关人员的工作环境。在某些使用 场合对振动噪声指标要求较高，这就要求在设计 收稿日期：２０１４—１２—３１． 作者简介：郑￣（１９９０一），女，硕士研究生；通信作者：彭彦平（１９６２一），男，教授 第１期 郑 镭等：屏蔽泵振动噪声测试及分析 校准器一台。 图１ 振动测量系统框图 Ｆｉｇ．１ Ｂｌｏｃｋ ｄｉａｇｒａｍ ｏｆ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｍｅａｓｕｒｅｍｅｎｔ ｓｙｓｔｅｍ １．２检测环境 离心泵采取卧式刚性安装，泵、电机刚性固定 在公共机座上，公共机座刚性固定在试验基座上，结果输出 进出口管道通过法兰与水泵刚性连接。检测地点 背景振动加速度等级不超过６２ ｄＢ，低于被测设 备振动加速度等级１０ ｄＢ以上，背景噪声Ａ声级 为３４ ｄＢ，低于实测设备噪声Ａ声级１０ ｄＢ以上， 本次振动噪声检测数据无须修正＿４］。 １．３测点布置图 （１）振动测点说明 图２为振动测点布置图。图中测点１上～４ 上位于设备公共机座上螺栓安装处。以上测点测 量垂直于安装面方向的振动。 图２ 屏蔽泵振动测点布置图 Ｆｉｇ．２ Ｌａｙｏｕｔ ｄｉａｇｒａｍ ｏｆ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｍｅａｓｕｒｉｎｇ ｐｏｉｎｔ ｏｆ ｃａｎｎｅｄ ｍｏｔｏｒ ｐｕｍｐ 测点烈１、烈２位于电机机脚处，测点烈３位 于电机机体上，测点烈４位于泵体上。以上测点 均测量ｚ、Ｙ、 ３个方向的振动速度。其中，与机 组安装平面垂直方向用ｚ标记；沿机组轴线方向 用Ｙ标记；垂直于ｘｙ平面方向用 标记。测点 烈１、烈２、烈３、烈４参与振动烈度计算［５］。 （２）噪声测点说明 图３为噪声测点布置图。各测点离机组表面 的距离均为１ ｍ，其中测点１～４距离基座高度为 ０．７５ １ＴＩ，测点５位于机组正上方１ ｍ处。 ２检测结果及分析 ２．１检测结果 本次检测工况为额定工况，机组设备运行稳 Ａ２ 图３ 屏蔽泵噪声测点布置图 Ｆｉｇ．３ Ｌａｙｏｕｔ ｄｉａｇｒａｍ ｏｆ ｎｏｉｓｅ ｍｅａｓｕｒｉｎｇ ｐｏｉｎｔ ｏｆ ｃａｎｎｅｄ ｍｏｔｏｒ ｐｕｍｐ 定。由于测量点较多，篇幅所限未给出全部测量 数据。表１为机脚振动加速度级实测数据表；图 ４为机脚振动加速度级平均值曲线；图５～图７分 别为测量点１在ｚ、Ｙ、 方向上的振动速度线谱 图；图８为噪声声压级平均值曲线。表２为机脚 振动加速度级、振动速度检测数据；表３为机组各 测试点振动速度检测数据；表４为噪声声压级检 测数据。 表１ 机脚振动加速度级 Ｔａｂ．１ Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎ ｌｅｖｅｌ ｏｆ ｍａｃｈｉｎｅ ｆｅｅｔ Ｙ／振动加速 ￣ｆＯｔ／ｄＢ ，／Ｈ振动加速 Ｈ。ｚ 度级／ｄＢ ｆ／Ｈｚ振动加速 度级／ｄＢ １０．０ ４８．３ １００ ９２．２ １ ０００ ９９．８ １２．５ ４４．４ １２５ ８Ｏ．３ １ ２５Ｏ １ＯＯ．９ １６．０ ４８．１ １６Ｏ ９９．３ １ ６００ １１１．８ ２０．０ ６３．８ ２００ １０９．１ ２ ０００ １Ｏ３．４ ２５．０ ６６．６ ２５０ １０９．４ ２ ５００ １０６．８ ３１．５ ５７．９ ３１５ ９７．９ ３ １５０ １Ｏ６．９ ４０．０ ７８．４ ４００ １０１．７ ４ ０００ １１６．６ ５０．０ ９５．１ ５Ｏ０ ９３．３ ５ ０００ １Ｏ９．２ ６３．０ ７９．０ ６３０ ９４．０ ６ ３００ １０９．３ ８Ｏ．０ ７５．９ ８００ １０２．３ ８ ０００ １０３．２ ２．２结果分析 ２．２．１机脚振动加速度分析 表１为测点１上的机脚振动加速度级实测数 据表，图４为机脚振动加速度级平均值曲线。 曩 ｔ｜Ｈｚ 图４ 机脚振动加速度级平均值曲线 Ｆｉｇ．４ Ｃｕｒｖｅ ｏｆ ａｖｅｒａｇｅ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎ １ｅｖｅｌ ｏｆ ｍａｃｈｉｎｅ ｆｅｅｔ 大 连 工 业 大 学 学 报 第３５卷 一８Ｏ １４６Ｈｚ 鱼６０ ｉ ４０ ４８Ｈｚ ２０ ０ Ｌ上 Ｉ，． Ｉ－Ｊ Ｌ Ｌ ．ＩＩ＿ ２００ ４００ ６００ ８００ ０００ ｔ｜Ｈｚ 图５ 烈度振动速度（１ｘ） Ｆｉｇ．５ Ｖｅｌｏｃｉｔｙ ｏｆ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｉｎｔｅｎｓｉｔｙ（１ｘ） ２ Ｉ羹 图６ 烈度振动速度（１ｙ） Ｆｉｇ．６ Ｖｅｌｏｃｉｔｙ ｏｆ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｉｎｔｅｎｓｉｔｙ（１ｙ） 鑫 羹 Ｌ Ｌ １ ８孔 们８ ∞ ８ ２ ９ ３ ＯＭ ６ 舳 １ ０ ３ 图７ 烈度振动速度（１ｚ） Ｆｉｇ．７ Ｖｅｌｏｃｉｔｙ ｏｆ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｉｎｔｅｎｓｉ额 ｔｙ（１ ｚ） 定 工 况 图８ 噪声声压级平均值曲线 Ｆｉｇ．８ Ｃｕｒｖｅ ｏｆ ａｖｅｒａｇｅ ｎｏｉｓｅ ｓｏｕｎｄ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｌｅｖｅｌ 表２屏蔽泵振动检测数据表 Ｔａｂ．２ Ｔｅｓｔｉｎｇ ｄａｔａ ｔａｂｌｅｓ ｏｆ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｏｆ ｃａｎｎｅｄ ｍｏｔｏｒ ｐｕｍｐ 注；振动加速度级基准值：ｎｏ一１０ ｍ／ｓ。。 表３ 屏蔽泵振动速度检测数据表 Ⅱｐ謇Ｔａｂ．３ Ｔｅｓｔｉｎｇ ｄａｔａ ｔａｂｌｅｓ ｏｆ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｓｐｅｅｄ ｏｆ ｃａｎｎｅｄ ｍｏｔｏｒ ｐｕｍｐ 测点 振动速度／（ｍｍ·ｓ ） 检测工况 ２ｚ ２ｖ ２ｚ ３２ Ｖ ４ｘ ４ ４ｚ 振动烈度 注：振动烈度频率范围：１０～１ ０００ Ｈｚ。 表４ 屏蔽泵噪声声压级检测数据表 Ｔａｂ．４ Ｔｅｓｔｉｎｇ ｄａｔａ ｔａｂｌｅ ｏｆ ｎｏｉｓｅ ｌｅｖｅｌ ｏｆ ｃａｎｎｅｄ ｍｏｔｏｒ ｐｕｍｐ 测点 Ａ声级／ｄｇ 总声级／ｄｇ 平均Ａ声级／ｄＢ １ ２ ３ ４ ５ 注：声压级基准：Ｐ０—２×１０ Ｐａ，频率范围２Ｏ～１０ Ｈｚ。 分析表１和图４可以得到如下结论： （１）在５０ Ｈｚ频带处，加速度有一峰值，实际 是工频（２ ９００ ｒ／ｍｉｎ，约４８．３３ Ｈｚ）引起的振动， 说明转子动平衡精度不高。 （２）１００ Ｈｚ约为２倍工频，此处振动加速度 较大，说明电机轴与泵轴对中精度不高。 （３）１６０、２００ Ｈｚ频带处，分析认为实际是 １４６、１９４ Ｈｚ处，是由于基础（底座）松动或底座刚 度不足造成的；振动常发生在３、４、５倍工频处。 （４）２５０ Ｈｚ频带处，分析认为实际是２４３ Ｈｚ， 约为５倍工频，此处振动加速度较大，是由于叶轮 叶片（５片）通过泵体入口、出口时发生流体脉动 造成的，说明泵壳及叶轮、叶片的水力设计存在一 定的问题 Ｊ。 （５）其他高频段振动加速度较大，是由轴承精 度、配合面轴精度不高，轴承间隙变化等引起的。 （６）小于４８ Ｈｚ的２０、２５ Ｈｚ频带处有一幅值 较大振动加速度，此处是由于轴承油膜（或其他润 滑液体膜）涡动造成的，频率约为０．５倍的工频。 ２．２．２振动速度（烈度）分析 表３为图中烈度１～烈度４测点处９２、Ｙ、ｚ方 忸Ｌ ¨ Ｏ 第１期 郑 镭等：屏蔽泵振动噪声测试及分析 ７５ 向的振动速度检测数据汇总表。图５～图７分别 为烈度１测点的ｚ、 、ｚ方向振动速度实测线图。 由表３可以看出： （１）１、２点处 方向振动速度较大。其原因 是：底座结构不合理，在ｚ方向刚度不足，电机及 泵横向（ 向）摆动造成。 （２）３、４点处 方向振动速度较大。其原因 是：泵在工作时，液体水力会产生轴向力（ 向）作 用在泵体上，由于水力（速度、加速度、压力）脉动， 使轴向力发生变化。由于底座结构不合理，在Ｙ 方向刚度也不足，变化的轴向力，使电机及泵轴向 （ 向）摆动，造成３、４点处Ｙ方向振动速度较大。 由图５～图７可以看出： 振动速度较大值发生在４８、１００、１４６、１９４、 ２４３ Ｈｚ及部分高频段。其原因是： （１）４８ Ｈｚ为工频（２ ９００ ｒ／ｍｉｎ，约４８．３３ Ｈｚ）， 此处振动速度较大，说明转子动平衡不好。 （２）１００ Ｈｚ约为２倍工频，此处振动速度较 大，说明电机轴与泵轴对中精度不高。 （３）１４６、１９４ Ｈｚ处振动速度较大，分析认为 是由于基础（底座）松动或底座刚度不足造成的。 （４）２４３ Ｈｚ为５倍工频，此处振动速度较大， 是由于叶轮叶片（５片）通过泵体入口、出口时发 生流体脉动造成的，说明泵壳及叶轮、叶片的水力 设计存在一定的问题，需要优化设计。 （５）其他高频段振动速度较大，是由于轴承精 度、配合面轴精度不能满足要求。 （６）小于４８ Ｈｚ有一处振动速度较大，是由于 轴承油膜（或其他润滑液体膜）涡动造成的。 烈度２～烈度４测点的Ｘ、Ｙ、ｚ方向振动速度 实测线图与图６～图８线图十分相似，各处振动 速度较大的原因也基本相同，此处不再赘述。 ２．２．３噪声声压级分析 各噪声测点的声压级分布规律十分相似，在 此只对噪声声压级平均值曲线（图８）进行分析。 分析图８可知噪声发生在约２５０ Ｈｚ频段处， 实际频率应为２４２ Ｈｚ，即５倍工频，此处噪声较 大，是由于叶轮叶片（５片）通过泵体入口、出口时 发生流体脉动造成的，属于水力噪声。说明泵壳 及叶轮、叶片的水力设计存在问题，需要优化设 计。其他频段噪声为机械噪声、电机磁噪声等。 ２．３减振降噪措施 （１）提高零件之间的配合精度，提高水泵叶 轮、转子部件及电机转子平衡精度等级，进行转子 动力学分析。 （２）提高泵与电机轴安装的对中精度。 （３）优化叶轮及叶片曲面形状，提高表面精 度，减小水力脉动ｌ＿６］。 （４）提高泵体刚度，优化蜗壳形状，减小水力 脉动，提高泵体低阶固有频率 。 （５）改进底座结构，提高底座刚度和固有频 率。 （６）改善泵轴向不平衡力状态，缩小轴向力对 泵组的影响。 ３结论 本文对屏蔽泵进行了振动噪声特性测试，对 屏蔽泵在额定工况下的振动与噪声进行了分析研 究，得出影响振动的原因有转子动平衡差；电机轴 与泵轴对中精度不高；基础（底座）松动或底座刚 度不足；发生流体脉动；轴承精度、配合面轴精度 不能满足要求；润滑液体膜涡动等。噪声主要是 由于流体脉动产生的水力噪声。根据以上分析结 论，提出了屏蔽泵的优化设计方案，事实证明改进 后的泵的振动噪声性能得到了明显的改善。本文 的分析结果对改善屏蔽泵振动与噪声现状，提高 其整体动力学特性具有重要意义。 参考文献： ［１］王信旗，吕玉旗．振动监测和故障诊断技术在高速离 心泵上的运用［Ｊ］．流体机械，１９９４，２２（１２）：２６—３７． Ｅ２］蒋爱华，张志谊，章艺．离心泵噪声研究的综述和展望 ［Ｊ］．振动与冲击，２０１１（２）：７７—８４． ［３］高品贤．振动、冲击及噪声测试技术［Ｍ］．成都：西南 交通大学出版社，２０１０：５０－１３８． ［４］ＬＡＮＧＴＨＪＥＭ Ｍ Ａ，ＯＬＨＯＦＦ Ｎ．Ａ ｎｕｍｅｒｉｃａｌ ｓｔｕｄｙ ｏｆ ｆｌｏｗ－ｉｎｄｕｃｅｄ ｎｏｉｓｅ ｉｎ ａ ｔｗｏ—。ｄｉｍｅｎｓｉｏｎａｌ ｃｅｎ － ｔｒｉｆｕｇａｌ ｐｕｍｐ．Ｐａｒｔ Ｉ：ｈｙｄｒｏｄｙｎａｍｉｃｓ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｆｌｕｉｄｓ ａｎｄ Ｓｔｒｕｃｔｕｒｅｓ，２００４（１９）：３４９—３６８． Ｅｓ］徐兵，童章谦，周高明．轴向柱塞泵的振动噪声测试分 析及基于壳体的结构优化［Ｊ］．机床与液压，２０１０，３８ （１３）：１１６－１２１． ［６］何希杰，于禧民．离心泵水力设计对振动的影响［Ｊ］． 水泵技术，１９９５（１）：１７－２１． Ｅ７］吴仁荣，陈文毅．降低离心泵运行振动的水力设计 ［Ｊ］．机电设备，２００４（４）：１８—２２． ［８］张剑慈，崔宝玲，李呋，等．低比转速开式叶轮高速离 心泵的优化设计系统［Ｊ］．机械工程学报，２００６（７）： 】９—２３．