某汽輪水泵機組振動偏大問題的分析與處理

徐 鵬，靳 軍，韓蘊蕾

(1.海軍駐大連426廠軍事代表室，遼寧 大連116005； 2.上海船舶設(shè)備研究所，上海200031；3.西門子（中國）有限公司上海分公司，上海200241)

某立式汽輪水泵機組由汽輪機、中間支座、水泵等主要部套組成，主要用來為其他用水設(shè)備提供滿足流量和壓力的工作水。汽輪機整體通過中間支座緊固于水泵殼體上法蘭，整個機組由水泵背部及中間支座底部的水平支撐法蘭與安裝基座剛性聯(lián)接，其結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。

在其運行過程中發(fā)現(xiàn)在某Ⅰ工況下支座底部和泵背部的振動超過了要求值。

圖1 汽輪水泵機組結(jié)構(gòu)示意圖

1 問題的分析及處理

對于汽輪泵組來說，一般的振動激勵源包括汽輪機通流部分的汽流激振力、軸系的動力學(xué)激振[1–2]、減速器齒輪的嚙合、水泵的水壓脈動激振[3]、機組整體與安裝基座的結(jié)構(gòu)共振[4–5]以及外部干擾[6]等。

在該機組出現(xiàn)振動超標(biāo)問題后，為了全面分析該機組振動源及提出改進措施，進行了3 個不同工況下的振動測試，分別記為：Ⅰ工況、Ⅱ工況和Ⅲ工況。其中，3個工況的唯一區(qū)別在于轉(zhuǎn)速不同，其大小為Ⅱ＜Ⅰ＜Ⅲ。

Ⅰ工況下機組支座底部和泵背部的振動線譜曲線分別如圖2所示。

圖2 I工況下底部、背部振動線譜曲線

根據(jù)測試結(jié)果來看，在中高頻尤其是1 kHz～8 kHz 范圍內(nèi)汽輪機通流部分存在一定的汽流激振力，在其頻譜線圖上存在3～4 個振動峰值，因此需要進一步改善汽輪機部分的流動特性。在低頻段范圍，從振動頻譜上可以看到在20 Hz、40 Hz以及100 Hz存在較為明顯的振動峰值，且其頻率與水泵的葉頻較為吻合，因此機組的低頻段振動應(yīng)該主要由水泵的壓力脈動引起。

Ⅱ工況下機組支座底部振動線譜曲線如圖3所示。

圖3 Ⅱ工況下底部振動線譜曲線

可以看到，Ⅱ工況下機組在頻段250 Hz～800 Hz、1.25 kHz～8 kHz的振動比較明顯。該頻段振動多以寬頻連續(xù)譜的形式體現(xiàn)，可見機組底部機腳結(jié)構(gòu)特性對振動的影響較大。可以考慮采用阻尼支座來削弱該頻段的振動幅值。在低頻段范圍，從振動頻譜上可以看到在17 Hz、25 Hz 以及42 Hz 存在較為明顯的振動峰值。其頻率與水泵的葉頻恰好吻合，因此機組的低頻段振動應(yīng)該主要由水泵的壓力脈動引起。

圖4給出了根據(jù)振動測試得到的Ⅲ工況下底部的振動線譜曲線。

圖4 Ⅲ工況下底部振動線譜曲線

由該工況下機組背部及底部振動線譜曲線可知，泵組高頻段振動超標(biāo)則主要體現(xiàn)在800 Hz～2.5 kHz 頻段內(nèi)的寬頻流體激振及8 kHz 附近的氣流激振。在低頻段范圍，在60 Hz 存在較為明顯的振動峰值。其頻率幾乎與水泵的葉頻相等，因此機組低頻段振動的主要原因為水泵流體激勵引發(fā)的葉頻及其倍頻振動。

綜合分析以上3個不同工況下的測試結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，該機組高頻振動超標(biāo)的主要原因為汽輪機葉頻及其倍頻引發(fā)的汽流激勵，低頻超標(biāo)的主要原因為泵流體激勵。

針對上述的頻譜分析以及原因分析，可以考慮采取以下行之有效的改造措施：

(1)由于機組高頻振動主要由汽輪機部分產(chǎn)生，因此可以通過隔離汽輪機部分的高頻來降低整個機組的高頻振動。而汽輪機整體是通過中間支座緊固于循環(huán)水泵殼體上法蘭，所以可采取更換阻尼支座的措施來削弱超標(biāo)頻段的振動幅值，即將機組原不銹鋼中間支座更換為阻尼材料中間支座。

(2)機組低頻振動主要由水泵部分引起，因此可采用在水泵進口增加導(dǎo)流葉柵等措施來降低超標(biāo)頻段的振動幅值。該措施的主要原理是使水泵進口處的流體流速分布趨向均勻化，減小其壓力脈動。

2 試驗驗證

2.1 更換中間支座

為了改善機組的高頻振動，將汽輪機與水泵之間的中間支座改為阻尼中間支座。隨即進行振動測試，測試結(jié)果表明阻尼中間支座對不同工況下高頻都有明顯效果，最多約降10分貝。

圖5至圖6給出了更換中間支座前、后在Ⅰ工況下機組背部和底部的振動線譜圖。

圖5 更換中間支座前后Ⅰ工況底部振動線譜

圖6 更換中間支座前后Ⅰ工況背部振動線譜

可以看到，在該工況下，不論是背部還是底部，高頻段振動較整改前都有明顯改善。而低頻段100 Hz 振動較為突出，其特性與初始測試結(jié)果一致，呈現(xiàn)連續(xù)譜分布。

圖7至圖8分別給出了更換中間支座前、后在Ⅱ工況下機組背部和底部的振動線譜圖。

圖7 更換中間支座前后Ⅱ工況下底部振動線譜

圖8 更換中間支座前后Ⅱ工況下背部振動線譜

與I工況類似，Ⅱ工況底部和背部高頻段振動較整改前都有明顯下降，特別是在1 600 Hz～8 000 Hz頻段。但是背部和底部低頻都有所放大，因此需要通過采取進一步的措施來控制低頻振動。

圖9 至圖10 分別給出了更換中間支座前、后在Ⅲ工況下機組背部和底部的1/3 倍頻程圖與振動線譜圖。

圖9 更換中間支座前后Ⅲ工況下底部振動線譜

圖10 更換中間支座前后Ⅲ工況下背部振動線譜

可以看到，與工況Ⅰ、工況Ⅱ不同，機組更換中間支座對Ⅲ工況高頻段沒有起到明顯的改善效果。這可能是由于采用的阻尼材料只能吸收一定頻率范圍內(nèi)的振動，而對于更高頻率，需要采用減振性能更好的阻尼材料。

綜上所述，機組更換中間支座對于大部分工況而言，都能有效改善高頻振動。

2.2 水泵進口增加導(dǎo)流葉柵

為了降低機組低頻振動，需要進一步優(yōu)化泵的通流部分，減小泵的流體激勵。因此，考慮在水泵進口增加導(dǎo)流葉柵，優(yōu)化水泵進口流場，進一步降低循環(huán)水泵的低頻噪聲。

表1給出了機組增加水泵進口導(dǎo)流葉柵后的振動噪聲測試對比結(jié)果。

通過表中結(jié)果可以看出，采取水泵進口增加導(dǎo)流葉柵的措施對于機組的低頻振動有明顯改善效果，大約能達到2 dB～3 dB的優(yōu)化效果。

3 結(jié)語

在某立式汽輪水泵機組運行過程中，發(fā)現(xiàn)在某Ⅰ工況下支座底部和泵背部的振動超過了要求值。為了有效降低其振動幅值，使其滿足要求，測試了3種不同工況下機組的振動情況，并對振動源進行分析。發(fā)現(xiàn)該機組高頻振動超標(biāo)的主要原因為汽輪機葉頻及其倍頻引發(fā)的汽流激勵，低頻超標(biāo)的主要原因為泵流體激勵。針對高頻振動，通過采取將原支座更換為阻尼支座的措施來削弱高頻段的振動幅值。針對機組低頻振動，主要通過在水泵進口增加導(dǎo)流葉柵來改善水泵中的流動，從而減小水泵流體激勵。試驗證明，采取的措施對于降低機組的高頻和低頻振動都起到了明顯的效果。

表1 機組增加水泵進口導(dǎo)流葉柵后振動噪聲降低量/dB