Analyse vibratoire d'un haut | Roulements en plastique inc.

Rapports scientifiques volume 12, Numéro d'article : 20293 (2022) Citer cet article

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Les pompes centrifuges multicellulaires à haute pression ont été largement utilisées dans l'industrie moderne et nécessitaient peu de vibrations et de bruit. Dans cette étude, l'analyse modale du système de rotor d'une pompe centrifuge à sept étages a été effectuée numériquement en introduisant une force de fluide pour s'assurer que la pompe centrifuge ne résonnerait pas. Un banc d'essai de vibration a été établi pour étudier les caractéristiques avec des débits de 0,8 Qd, 1,0 Qd et 1,2 Qd, et les données de vibration de dix points de mesure ont été collectées. La période de vibration au palier s'est avérée être d'environ 20 ms et la période était liée à la fréquence de l'arbre (SF) et à la fréquence de passage des pales (BPF). La vibration du corps de pompe était principalement déterminée par le SF, deux fois le SF et deux fois le BPF. Le mouvement mécanique est le principal facteur à l'origine des vibrations de la pompe, et le mouvement instable du fluide est également une cause importante.

Les pompes centrifuges à plusieurs étages sont un équipement important pour le transport de fluide basé sur la pompe centrifuge à un étage, qui pourrait fournir un liquide à haute pression et est largement utilisée dans l'agriculture et l'industrie1,2,3. L'industrie moderne a mis en avant des exigences plus élevées pour la vibration des pompes centrifuges à plusieurs étages4,5,6. Le problème de vibration des pompes centrifuges est lié à des défis pour la sécurité et la stabilité de fonctionnement7,8. L'analyse des vibrations joue un rôle important dans la détection de l'état et le diagnostic des pannes des pompes centrifuges multicellulaires9,10. Le problème de vibration des pompes centrifuges multicellulaires se reflète principalement dans le système de rotor. Lorsque la vitesse du rotor est proche de la vitesse critique, cela peut même provoquer une résonance et causer d'énormes dommages11,12. Sous le principe d'éviter la résonance du système de rotor, il est d'une grande importance d'étudier les caractéristiques de vibration des pompes centrifuges multicellulaires pour assurer leur fonctionnement en toute sécurité. Cependant, la recherche actuelle dans ce domaine se concentre principalement sur les pompes centrifuges à un étage, et il existe peu de rapports sur les pompes centrifuges à plusieurs étages.

L'analyse modale peut prédire la condition de résonance des pompes centrifuges en extrayant les formes de mode, les fréquences propres et les vitesses critiques, ce qui est une méthode efficace pour analyser les caractéristiques de vibration des pompes centrifuges13. Sendilvelan et al.14 ont effectué une analyse modale sur des roues de pompes centrifuges de différentes épaisseurs et ont extrait les fréquences naturelles et les formes de mode de la roue. He et al.15 ont analysé les vibrations naturelles et les vitesses critiques du rotor d'une pompe centrifuge multicellulaire avec différentes rigidités de support et ont constaté que les première et deuxième vitesses critiques étaient fortement affectées par la rigidité du support. Tian et al.16 ont découvert que la rigidité du support et l'action des fluides avaient un impact important sur la vitesse critique du rotor de la pompe centrifuge à plusieurs étages. Ashri et al.17 ont étudié les fréquences naturelles et les formes de mode d'une turbine de pompe centrifuge avec la méthode des éléments finis et ont découvert que l'épaisseur de la turbine avait une grande influence sur la fréquence naturelle. Zhao et al.18 ont étudié les caractéristiques de résonance d'un grand système de rotor de pompe centrifuge en calculant les fréquences naturelles et les vitesses critiques par la méthode des éléments finis. Ping19 a étudié l'effet de l'entrefer d'étanchéité entre étages d'une pompe centrifuge sur les vitesses critiques en combinant simulation numérique et expérimentation. De nombreux facteurs peuvent affecter la fréquence naturelle et la vitesse critique d'un rotor de pompe centrifuge. Cependant, la force du fluide et les contraintes du système de rotor doivent être prises en compte.

Pour s'adapter aux exigences de fonctionnement de plus en plus élevées des pompes centrifuges, de nombreux chercheurs ont étudié les caractéristiques vibratoires des pompes centrifuges. Kato et al.20 ont analysé la vibration d'une pompe centrifuge à plusieurs étages par une interaction fluide-structure à sens unique et ont constaté que la vibration provenait principalement de l'interaction entre le rotor et le stator. Dai et al.21 ont étudié l'effet de l'excitation du fluide sur une pompe centrifuge marine et ont découvert que la fréquence dominante de vibration était la fréquence de passage des pales. Jiang et al.22 ont étudié les vibrations et le bruit d'une pompe centrifuge à cinq étages en utilisant la méthode de couplage fluide-structure. Chen et al.23 ont modélisé les vibrations et le bruit causés par une pompe centrifuge et ont découvert que la fréquence dominante de la vitesse de vibration de la volute était la fréquence de passage des pales. Rao24 a découvert que la pression au niveau de la volute des pompes centrifuges était fortement affectée par la fréquence de passage des pales. Guo25 a utilisé la méthode d'interaction fluide-structure pour analyser les caractéristiques de vibration du rotor d'une pompe centrifuge, et la pulsation de pression a montré des changements périodiques. Le travail de ces chercheurs a fourni une expérience pour étudier les caractéristiques de fréquence des pompes centrifuges, mais il y a aussi des problèmes dans le processus de recherche qu'il y a peu de points de mesure, et l'analyse des caractéristiques de fréquence des différentes positions n'est pas complète.

En fonctionnement réel, les pompes centrifuges peuvent ne pas fonctionner au débit nominal, il est donc nécessaire d'étudier les caractéristiques de vibration des pompes centrifuges à différents débits. Behzad et al.26 ont effectué des tests de vibration d'une pompe centrifuge à différents débits et ont constaté que le fonctionnement dans des conditions non prévues était l'une des raisons de l'aggravation des vibrations. Khalifa27 a étudié les caractéristiques de vibration d'une pompe centrifuge à double volute à un étage à différents débits et a constaté que la vibration augmentait dans des conditions non nominales. Al-Obaidi et al.28 ont étudié l'influence de différents débits sur les performances et la cavitation d'une pompe centrifuge en se basant sur des techniques d'analyse des vibrations. Bai et al.29 ont étudié la vibration et la stabilité d'une pompe centrifuge multicellulaire à différents débits et ont découvert que la fréquence de passage des pales et 2 fois la fréquence de passage des pales étaient les principales fréquences d'excitation. Lu et al.30 ont mesuré le spectre de vibration d'une pompe centrifuge à trois débits et ont constaté que la vitesse de vibration était la plus faible au débit nominal. Bien que certains chercheurs aient étudié les caractéristiques de vibration des pompes centrifuges à différents débits, il existe peu d'études sur les pompes centrifuges à plusieurs étages avec des structures plus complexes.

Dans la présente étude, une pompe centrifuge haute pression à double coque à sept étages a été prise comme objet de recherche. Les vitesses critiques et les formes de mode du rotor de la pompe centrifuge ont été analysées en utilisant la méthode d'interaction fluide-structure pour introduire la force du fluide. Les réponses vibratoires de dix points de mesure ont été obtenues par le test de vibration à différents débits, et les résultats du test ont été analysés pour révéler les caractéristiques de vibration de la pompe centrifuge multicellulaire. Tous les résultats pourraient enrichir la base de données existante et fournir une base pour de nouvelles recherches sur les propriétés des pompes centrifuges multicellulaires.

Les paramètres pertinents de la pompe centrifuge sont indiqués dans le tableau 1, où Din est le diamètre du tuyau d'entrée et Dout est le diamètre du tuyau de sortie. Les valeurs des paramètres de la roue sont présentées dans le tableau 2. L'augmentation du nombre d'aubes pourrait améliorer la tête des pompes centrifuges, mais elle a également augmenté la perte par frottement du liquide, qui était sujet à la cavitation. Pour améliorer les performances anti-cavitation de la pompe centrifuge, la roue du premier étage a été conçue avec quatre pales, et les roues restantes à six étages ont été conçues avec cinq pales. La différence entre les roues à six étages restantes n'était que l'angle d'installation sur l'arbre de la pompe. La vue en coupe globale de la pompe centrifuge multicellulaire est illustrée à la Fig. 1.

À l'intérieur de la pompe centrifuge d'injection d'eau haute pression à double coque à 7 étages.

Comme le montre la figure 2, le système de rotor comprenait principalement l'arbre de pompe, les roues et le tambour d'équilibrage. Le matériau de l'arbre de la pompe, des roues et du tambour d'équilibrage était respectivement de 42CrMo, ZG1Cr13NiMo et 30Cr13. La longueur de l'arbre de la pompe était de 1503 mm. Il y avait des roulements des deux côtés de l'arbre de la pompe avec un espacement de 1293 mm. Un roulement à rouleaux cylindriques a été installé sur l'extrémité motrice pour résister à la force radiale, et un roulement à billes à contact oblique a été installé sur l'extrémité non motrice pour résister aux forces radiales et axiales.

Modèle de rotor de la pompe centrifuge.

Compte tenu de la complexité de la géométrie de la pompe centrifuge à plusieurs étages, le maillage tétraédrique non structuré a été utilisé pour partitionner le domaine fluide et le système de rotor. Le maillage du domaine de calcul du modèle est illustré à la Fig. 3. Le nombre total de cellules du domaine fluide était d'environ 9,83 millions et la qualité moyenne était de 0,83. Le nombre total de cellules du domaine solide était de 414 691 et la qualité moyenne était de 0,75.

Maillage domaine fluide et domaine solide (a) Domaine fluide. (b) Domaine solide. (c) Première turbine. (d) Autres turbines.

L'interaction fluide-structure était une méthode pour étudier l'interaction entre les domaines fluide et solide. Selon le mécanisme d'action, il pourrait être divisé en deux effets de couplage. L'une était la forte interaction de l'action bidirectionnelle entre le domaine fluide et le domaine solide, et l'autre était la faible interaction de l'action unidirectionnelle du domaine fluide sur le domaine solide. Étant donné que la déformation du système de rotor dans cette étude était très faible, l'effet du domaine solide sur le domaine fluide pouvait être ignoré, de sorte qu'une stratégie d'interaction faible a été utilisée pour l'analyse.

ANSYS Fluent 18.2 a été utilisé pour modéliser le domaine fluide de la pompe centrifuge. Le fluide était de l'eau, avec une température de 20 °C et une densité de 998,2 kg/m3. Un cadre de référence rotatif a été adopté pour définir le domaine fluide de la roue comme un domaine fluide rotatif à 2980 tr/min, et les domaines fluides restants comme régions stationnaires. Chaque paroi du domaine fluide de la turbine a été définie comme une paroi rotative à 2980 tr/min, tandis que les autres parois du domaine fluide ont été définies comme des parois fixes. La limite d'entrée a été définie comme entrée de pression et la pression d'entrée a été définie sur - 9400 Pa en fonction de la pression réelle mesurée par la pompe centrifuge au débit nominal. La limite de sortie a été définie comme la sortie du débit massique. Le modèle de turbulence a été défini comme le modèle RNG k – ε. La condition aux limites sans glissement a été utilisée et la fonction de paroi standard a été sélectionnée pour le traitement de la paroi proche. Le solveur basé sur la pression a été sélectionné et l'algorithme SIMPLE a été utilisé. L'accélération gravitationnelle a été fixée à − 9,81 m/s2. Les résidus de convergence ont été fixés à 10e−4 pour assurer la convergence des calculs. L'erreur entre la hauteur (255,5 m) obtenue par la simulation du domaine fluide et la hauteur réelle (245 m) était d'environ 4,3 %. Les résultats de la simulation dans le domaine fluide étaient relativement précis.

Le domaine solide a été résolu dans ANSYS Workbench 18.2. En plus de la force centrifuge et de la gravité, le système de rotor était également soumis à des forces de fluide qui comprenaient la charge de pression sur les aubes et le moyeu de la roue. La force centrifuge a été appliquée en réglant la vitesse de rotation à 2980 rpm. La gravité a été appliquée en fixant l'accélération gravitationnelle à − 9,81 m/s2. Les forces fluides ont été introduites en important le calcul du domaine fluide à la surface d'interaction fluide-structure (la surface d'écoulement dans la roue). La méthode de contrainte cylindrique a été utilisée pour contraindre les points de contact entre l'arbre et le roulement aux deux extrémités, et les directions axiale et radiale ont été restreintes tandis que la direction tangentielle a été maintenue libre. Étant donné que l'extrémité de l'arbre près du moteur était reliée au moteur par un accouplement, la méthode de contrainte fixe a été utilisée pour contraindre l'extrémité de l'arbre. La force et la contrainte du système de rotor dans des conditions d'interaction fluide-structure sont illustrées à la Fig. 4.

Charges et contraintes pour le rotor de la pompe centrifuge.

Après avoir appliqué des charges et des contraintes, le modèle a été résolu dans ANSYS Workbench 18.2. L'analyse modale était une méthode de calcul des caractéristiques dynamiques des structures linéaires. Les caractéristiques de vibration des structures linéaires dans la gamme de fréquences sensibles pourraient être calculées et la réponse vibratoire pourrait être prédite par analyse modale. Comme c'était généralement la fréquence propre inférieure qui provoquait la résonance structurelle du système de rotor, les six premiers modes ont été extraits par la méthode Block Lancos pour obtenir les fréquences naturelles et les formes de mode du système de rotor. Les six premières fréquences naturelles du système de rotor sont présentées dans le tableau 3 et les formes de mode sont présentées sur la figure 5.

Les six premières formes de mode du système de rotor de pompe centrifuge. (a) Première forme modale. (b) Deuxième forme modale. (c) Forme de troisième mode. (d) Forme du quatrième mode. (e) Forme du cinquième mode. (f) Forme de sixième mode.

Les formes de mode du système de rotor comprenaient principalement des vibrations d'oscillation, des vibrations de torsion, des vibrations de flexion et des vibrations de tangage. La première fréquence naturelle était de 87,948 Hz. La forme du mode a montré des oscillations vers le haut et vers le bas le long des directions Y et Z. La deuxième fréquence naturelle était de 88 Hz. La déformée modale a montré des oscillations vers le haut et vers le bas le long des directions Z et Y, qui étaient orthogonales à la première déformée modale. La troisième fréquence naturelle était de 135,31 Hz. La forme du mode a montré des vibrations de torsion dans le plan YZ et des oscillations de haut en bas dans les directions Y et Z. La quatrième fréquence naturelle était de 298,34 Hz. La forme de mode a montré la vibration de flexion en forme de S dans le plan XY. La cinquième fréquence naturelle était de 299,66 Hz. La forme modale présentait une vibration de flexion en forme de S dans le plan XZ, qui était orthogonale à la quatrième forme modale. La sixième fréquence naturelle était de 661,42 Hz. La forme du mode montrait la vibration de hauteur le long de la direction X.

Le diagramme de Campbell est illustré à la Fig. 6. La ligne oblique partant de l'origine représentait la fréquence de la force d'excitation et les lignes restantes représentaient la fréquence naturelle. Lorsque la ligne oblique et la ligne de fréquence naturelle se croisent, cela indique qu'une résonance peut se produire. On peut voir sur la figure 6 que la première vitesse critique du système de rotor était de 5270,9 tr/min, ce qui était beaucoup plus élevé que la vitesse nominale de 2980 tr/min. Par conséquent, le système de rotor de la pompe centrifuge ne résonnerait pas. Les vitesses critiques des six premiers modes sont indiquées dans le tableau 4.

Diagramme de Campbell.

La plate-forme de test de pompe centrifuge comprenait principalement la pompe centrifuge d'injection d'eau haute pression à double coque à 7 étages, le réservoir d'eau, la conduite d'entrée, la conduite de sortie, le moteur, le système de test de performance de la pompe, le collecteur numérique, le manomètre, le débitmètre électromagnétique, la vanne de régulation, etc. Après les tests, l'installation de la plate-forme de test était ferme, ce qui pouvait assurer le bon fonctionnement de la pompe centrifuge à plusieurs étages. La plate-forme d'essai de la pompe centrifuge est illustrée à la Fig. 7 et le schéma de principe du dispositif d'essai est illustré à la Fig. 8. Le contenu de la recherche expérimentale consistait à mesurer les vibrations de la pompe centrifuge haute pression à double coque à sept étages. Dans cette expérience, le collecteur de données ZX601A et l'accéléromètre piézoélectrique L14A ont été utilisés pour mesurer la vitesse de vibration de la pompe centrifuge. Les paramètres de L14A sont présentés dans le tableau 5.

Plate-forme d'essai de pompes centrifuges.

Schéma de principe du dispositif d'essai de la pompe centrifuge. (1) Réservoir d'eau, (2) Vanne de régulation, (3) Indicateur de débitmètre, (4) Débitmètre électromagnétique, (5) Indicateur de pression, (6) Capteur de pression (entrée), (7) Capteur de pression (sortie), (8) Pompe centrifuge à 7 étages, (9) Moteur, (10) Armoire de distribution, (11) Console.

Les directions de vibration verticale, horizontale et axiale des paliers côté entraînement et côté non entraînement ont été mesurées pour refléter la vibration du système de rotor de la pompe centrifuge. De plus, les directions verticale et horizontale du corps de pompe et la direction horizontale des tuyaux d'entrée et de sortie ont été sélectionnées pour refléter la vibration globale de la pompe centrifuge. La position de chaque point de mesure est indiquée dans le tableau 6. La disposition des points de mesure est illustrée à la figure 9. Le débit a été ajusté à 0,8 Qd (24 m3/h), 1,0 Qd (30 m3/h) et 1,2 Qd (36 m3/h) en contrôlant l'ouverture de la vanne et des tests de vibration ont été effectués sur chaque point de mesure.

Disposition des points de mesure.

Les formes d'onde dans le domaine temporel de la vitesse de vibration de dix points de mesure de vibration au débit nominal sont illustrées à la Fig. 10. Il a fallu 20,13 ms pour que les roues tournent une fois à la vitesse nominale (2980 tr/min). Observé les formes d'onde dans le domaine temporel et trouvé qu'il y avait environ vingt grandes crêtes de vagues régulières dans le temps des roues tournant pendant 400 ms. Il y avait quatre à cinq crêtes de petites vagues dans la période de vibration d'un seul roulement, ce qui correspondait au nombre d'aubes de la turbine. Cela a prouvé que la loi de vibration n'était pas seulement liée à la fréquence de l'arbre mais aussi étroitement liée à la fréquence de passage de la pale.

Formes d'onde dans le domaine temporel de la vitesse de vibration au débit nominal. (a) Point 1. (b) Point 2. (c) Point 3. (d) Point 4. (e) Point 5. (f) Point 6. (g) Point 7. (h) Point 8. (i) Point 9. (j) Point 10.

Les formes d'onde dans le domaine fréquentiel de la vitesse de vibration de dix points de mesure de vibration au débit nominal sont illustrées à la Fig. 11. En observant les dix points de mesure, on a pu constater que la vitesse de vibration des trois points de mesure au niveau du roulement côté opposé entraînement était généralement supérieure à celle des trois points de mesure au niveau du roulement côté entraînement. La raison en était que l'arbre de la pompe et le moteur étaient reliés au niveau du palier d'entraînement par un accouplement, et l'extrémité du palier d'entraînement réduisait son intensité de vibration en raison du support fixe. La vitesse de vibration des quatre points de mesure correspondant aux tuyaux d'entrée et de sortie et au corps de pompe était inférieure à celle du palier, indiquant que la pompe était bien fixée et que le champ d'écoulement était stable.

Formes d'onde dans le domaine fréquentiel de la vitesse de vibration au débit nominal. (a) Point 1. (b) Point 2. (c) Point 3. (d) Point 4. (e) Point 5. (f) Point 6. (g) Point 7. (h) Point 8. (i) Point 9. (j) Point 10.

La fréquence de l'arbre fpf de la pompe centrifuge pourrait être calculée par la vitesse de rotation (fpf = n/60 ≈ 49,7 Hz), et la fréquence de passage des pales fbpf pourrait être obtenue par le nombre z des pales de la roue (fbpf = z*fpf ≈198,6–248,3 Hz). Les formes d'onde du domaine fréquentiel ont montré que les pics de vibration de la pompe centrifuge à plusieurs étages apparaissaient tous à la fréquence de l'arbre et à sa multiplication de fréquence. Les pics maximaux sont apparus à la fréquence de l'arbre et 2 fois la fréquence de l'arbre. De plus, certains pics sont également apparus dans la gamme de fréquences de 200 à 250 Hz et de 400 à 500 Hz, qui étaient étroitement liés à la structure de la pompe centrifuge à plusieurs étages elle-même. Le nombre d'aubes de la roue du premier étage, des six roues restantes et des diffuseurs était respectivement de quatre, cinq et six. Le tableau 7 montre la fréquence de passage des pales attendue des pompes centrifuges à plusieurs étages. La fréquence de passage des pales attendue était de quatre à cinq fois la fréquence de l'arbre, ce qui était cohérent avec les résultats des formes d'onde du domaine fréquentiel.

La figure 12 montre la distribution dans le domaine fréquentiel de dix points de mesure différents pour trois débits de 0,8Qd, 1,0Qd et 1,2Qd. On a pu constater que la vitesse de vibration était relativement faible au débit de 1,0 Qd et que la vitesse de vibration maximale n'était que de 0,05 mm/s. Au débit de 0,8 Qd ou 1,2 Qd, la vitesse de vibration était relativement importante et la vitesse de vibration maximale atteignait 0,08 mm/s. Cela a montré que la pompe fonctionnait de manière stable au débit nominal avec moins de vibrations. Cependant, dans les conditions d'augmentation et de diminution du débit, en raison de l'existence d'écoulements irréguliers tels que le reflux et l'écoulement de fuite, la pulsation de pression a augmenté, ce qui a entraîné une augmentation de la force d'excitation du fluide et de la vitesse de vibration. Dans le même temps, on a pu constater que les vibrations au niveau du roulement non menant étaient plus importantes que celles au niveau du roulement côté entraînement. La fréquence d'arbre de chaque point de mesure mesurée par le test est indiquée dans le tableau 8. La fréquence d'arbre maximale était de 51,8 Hz et l'erreur entre elle et la fréquence d'arbre théorique (49,7 Hz) était d'environ 4,2 %. L'erreur de chaque point de mesure peut être causée par des facteurs tels que la fluctuation de la vitesse du moteur, l'instabilité de la tension, l'erreur de mesure de l'instrument, etc.

Distribution de vitesse dans le domaine fréquentiel de 10 points de mesure à (a) 0,8Qd, (b) 1,0Qd, (c)1,2Qd.

La distribution du domaine de fréquence de vitesse de chaque point de mesure de vibration au débit de 0,8Qd, 1,0Qd et 1,2Qd est illustrée à la Fig. 13. À partir de la Fig. 13, on a pu constater que les caractéristiques de vibration du roulement menant et du roulement non menant dans la direction horizontale étaient les mêmes, la fréquence dominante était deux fois la fréquence de l'arbre et la fréquence secondaire était trois fois la fréquence de l'arbre. Dans le sens axial, la fréquence dominante des roulements était la fréquence de l'arbre et la fréquence secondaire était deux fois la fréquence de l'arbre. La fréquence dominante du roulement non entraîné dans la direction verticale était la fréquence de l'arbre. L'analyse ci-dessus a montré que les vibrations causées par le mouvement mécanique dominent à ces cinq positions. La vibration verticale de l'extrémité du roulement d'entraînement a montré différentes caractéristiques à différents débits. À 1,0 Qd, la fréquence dominante était la fréquence de l'arbre. À 0,8 Qd, l'amplitude à deux fois la fréquence de passage des pales a augmenté de manière significative. À 1,2 Qd, la fréquence dominante est devenue deux fois la fréquence de passage des pales. Ce changement était principalement dû au fait que l'augmentation et la diminution du débit rendaient le débit dans la pompe centrifuge instable et que les vibrations causées par la force instable du fluide étaient amplifiées.

Diagrammes dans le domaine fréquentiel de 10 points de mesure à différents débits. (a) Point 1. (b) Point 2. (c) Point 3. (d) Point 4. (e) Point 5. (f) Point 6. (g) Point 7. (h) Point 8. (i) Point 9. (j) Point 10.

Le spectre de vibration du tuyau d'admission est représenté sur la figure 13g. Lorsque le débit de la pompe centrifuge était de 1,2 Qd ou 0,8 Qd, la vitesse de vibration atteignait l'amplitude maximale à la fréquence de l'arbre et l'amplitude maximale était de 0,077 mm/s. À 1,0 Qd, l'amplitude de la vitesse de vibration a été considérablement réduite et l'amplitude maximale n'était que de 0,033 mm/s, ce qui est apparu à deux fois la fréquence de l'arbre. Le spectre de vibration du tuyau de sortie est illustré à la Fig. 13h. La fréquence dominante aux trois débits était la fréquence de l'arbre. L'amplitude la plus élevée était de 0,073 mm/s à 0,8 Qd, 0,042 mm/s à 1,2 Qd et seulement 0,015 mm/s à 1,0 Qd. Les caractéristiques de vibration des tuyaux d'entrée et de sortie étaient fortement affectées par les conditions de travail, et les conditions de débit faible et élevé aggravaient les vibrations26,30.

Comme le montre la Fig. 13i, dans la direction verticale du corps de pompe, la fréquence de l'arbre était la fréquence dominante. A 0,8 Qd, l'amplitude maximale était plus élevée que dans les deux autres cas, atteignant 0,520 mm/s. Comme le montre la figure 13j, dans la direction horizontale du corps de pompe, les amplitudes maximales sont apparues à deux fois la fréquence de l'arbre et avaient peu de différence avec l'amplitude à la fréquence de l'arbre. L'analyse du spectre de vibration des directions verticale et horizontale du corps de pompe a montré que la vibration était aggravée par la condition de faible débit, tandis que la condition de haut débit n'avait presque aucun effet sur la vibration.

Dans cet article, l'analyse modale et le test de vibration de la pompe centrifuge haute pression à sept étages ont été effectués, et les résultats de simulation et de test ont été traités et analysés. Les conclusions sont les suivantes :

Dans l'analyse modale, le système de rotor de la pompe centrifuge présentait des modes de vibration de vibration de balancement, de vibration de torsion, de vibration de flexion et de vibration de tangage. La première vitesse critique du système de rotor était de 5270,9 tr/min, ce qui était beaucoup plus élevé que la vitesse nominale de 2980 tr/min. Le système de rotor ne résonnerait pas.

La vibration de la pompe centrifuge à plusieurs étages au niveau du roulement était périodique, et la période n'était pas seulement liée à la fréquence de l'arbre et à sa multiplication de fréquence, mais également à la fréquence de passage des pales.

Au débit nominal, les pics de vibration de la pompe centrifuge multicellulaire sont apparus à la fréquence de l'arbre et à sa multiplication de fréquence. Les pics maximaux sont apparus à la fréquence de l'arbre (49,7 Hz) et à deux fois la fréquence de l'arbre (99,4 Hz).

Les changements de débit ont eu un impact significatif sur les vibrations de la pompe centrifuge. Le fort débit a aggravé les vibrations des conduites d'entrée et de sortie, et le faible débit a aggravé les vibrations des conduites d'entrée et de sortie et du corps de pompe.

La vibration du système de rotor de la pompe centrifuge était principalement déterminée par le SF, deux fois le SF, trois fois le SF, le BPF et deux fois le BPF. La vibration des tuyaux d'entrée et de sortie était principalement déterminée par le SF et deux fois le SF. La vibration du corps de pompe était principalement déterminée par le SF, les deux fois le SF et le BPF.

Le mouvement mécanique est le principal facteur qui fait vibrer la pompe. Cependant, les vibrations causées par le mouvement du fluide ne peuvent être ignorées, en particulier dans la direction verticale du roulement d'entraînement.

L'ensemble de l'étude étudie les caractéristiques de vibration d'une pompe centrifuge à plusieurs étages à différentes positions. La fréquence du domaine est principalement affectée par la fréquence de l'arbre et la fréquence de passage des pales. Tous les résultats peuvent enrichir la base de données existante. Cependant, la recherche sur le mécanisme physique des caractéristiques de vibration n'est pas suffisante dans cet article, et nous renforcerons cette recherche dans la prochaine étape.

Les données à l'appui des conclusions de cette étude sont disponibles auprès de l'auteur correspondant sur demande raisonnable.

Débit de conception (m3/h)

Vitesse de rotation (tr/min)

Tête (m)

Diamètre du tuyau d'admission (mm)

Diamètre du tuyau de sortie (mm)

Nombre de lames

Fréquence d'arbre (Hz)

Fréquence de passage des pales (Hz)

Fréquence d'arbre

Fréquence de passage des pales

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Ce travail est soutenu par le NSFC (National Natural Science Foundation of China)-Shandong Joint Fund (U2006221), Natural Science Foundation of Shandong Province (ZR2021ME161, ZR2020QE193), Key Research and Development Project of Shandong Province (2019GGX102058), Key Laboratory of High-efficiency and Clean Mechanical Manufacture at Shandong University, Ministry of Education, and Ocean Industry Leading Talent Team of Yantai's Double H sous-plan. Les auteurs sont reconnaissants pour leur aimable soutien.

Laboratoire clé de fabrication mécanique à haut rendement et propre, École de génie mécanique, Université du Shandong, Jinan, 250061, République populaire de Chine

Yan Zhang, Jingting Liu, Hongmin Li, Songying Chen et Wei Lv

Binzhou Special Equipment Inspection & Research Institute, Binzhou, 256600, République populaire de Chine

Xinzhen Yang

YanTai LongGang Pump Industry CO., LTD, Yantai, 264003, République populaire de Chine

Wenchao Xu, Jianping Zheng et Dianyuan Wang

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YZ a contribué à l'enquête, à l'analyse formelle, aux expériences et à la rédaction du projet original. JL a contribué à la conceptualisation, au développement de la méthodologie, à la rédaction, à la révision et à l'édition, et à l'acquisition de financement. XY a contribué à l'enquête et à l'acquisition des ressources. HL a contribué à l'enquête et à l'analyse formelle. SC a contribué à la conceptualisation, à l'administration et à la supervision du projet. WL a contribué à l'administration et à la supervision du projet. WX a contribué à l'administration du projet, aux expériences et à la validation. JZ a contribué à l'acquisition des ressources et aux expériences. DW a contribué à l'analyse formelle et aux expériences.

Correspondance avec Jingting Liu.

Les auteurs ne déclarent aucun intérêt concurrent.

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Réimpressions et autorisations

Zhang, Y., Liu, J., Yang, X. et al. Analyse vibratoire d'une pompe centrifuge multicellulaire haute pression. Sci Rep 12, 20293 (2022). https://doi.org/10.1038/s41598-022-22605-2

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Reçu : 18 août 2022

Accepté : 17 octobre 2022

Publié: 24 novembre 2022

DOI : https://doi.org/10.1038/s41598-022-22605-2

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