力华牌凸轮泵振动与噪声产生机理

2013/11/8 17:50:13      点击:
1引言
为实现对凸轮泵的振动和噪声的有效控制,就必须首先从凸轮泵振动和噪声产生的机理入手,了解凸轮泵振动和噪声的产生原因及其特点,然后才能有针对性地采取一系列的控制措施。由于凸轮转子泵机型繁多,本文结合力华牌凸轮转子泵进行了有针对性的分析和探讨。

LH-200型凸轮转子泵是作者所在的中日合资山东章晃机械工业有限公司的主导产品,为转子泵与电机直连式的三叶圆弧线叶型卧式转子泵。其主要参数为:主轴转速为810-1480ffmin,口径为函200mm,流量为57.08-59.20m3/min,压力为9.8-58.8kPa。该转子泵在直接安装,未加治理前的振动噪声非常大,10米以内长时间站立,令人无法忍受,必须对其振动噪声进行治理和和控制。


2力华牌凸轮转子泵振动噪声的产
2.1凸轮泵常用评价参
工程中,一般用来评价凸轮转子泵性能的参数有转速、压力、流量、轴功率、进排液温度和容积效率等。
(1)转速,转子泵主动轴在单位时间内旋转的转数,一般用以表示,其单位为r/min。
(2)压力,指转子泵进排液口法兰处的液体压力,称为进液压力和排液压力,对凸轮转子泵而言,压力通常指静压。转子泵的进排液压力之差即为升压,也称压差
dP=Pd-Ps  (2-1)
式中Pd——排液压力,Ps——进液压力,计算时它们均取绝对压力或者同时取表压。另外,转子泵排液压力与进液压力的比值称为压力比。
(3)流量,单位时间内液体流经转子泵某一截面的质量或容积,称为液体通过该截面的质量流量或者容积流量。凸轮转子泵的流量又可分为理论流量、实际流量、内泄漏流量和外泄漏流量等,且实际流量等于理论流量减去内泄漏流量和外泄漏流量。
(4)轴功率,由原动机传入转子泵主动轴的功率,称为转子泵的轴功率。
(5)进排液温度,转子泵进排液口法兰处的液体温度称为进液温度和排液温度,进排液温度之差称为温升。
(6)容积效率,即实际流量和流量流量之比,现代凸轮转子泵的容积效率一般为0.7~0.9。
2.2凸轮泵振动类型及产生原因
上面曾经论述,转子泵在正常运行过程中,振动相较噪声而言不是很重要,但是振动问题会引起机械自身工作环境的恶化,发生连锁反应,因此对其危害我们也不能忽略。另外,有时候较大的振动可能征兆着机械故障的发生。因此,从振动诊断的角度看,凸轮转子泵的振动类型大致可以分为以下几种:
(1)凸轮转子泵是一种旋转机械,因而由于制造、安装误差等产生不平衡或不对中之类的故障而引起的振动。
(2)凸轮转子泵是一种流体机械,在高速旋转过程中很有可能出现旋转失速、喘振等。
(3)转子泵受工作环境的影响,常常会造成叶片和轴承等的磨损,介质还可能会黏附在转子上造成随机性变化的不平衡。
(4)转子泵有电机驱动,可能存在电磁振动。
具体到力华牌凸轮转子泵而言,经过观测、分析和研究表明,其产生振动的原因主要包括以下几方面:
(1)转轴不平衡产生低频振动。转轴上安装的皮带轮,在铸造时铸件内可能存有大量的气泡、材质缺陷或辐板厚度不均、装配孔偏心、皮带轮有损伤等都会造成轴上质量分布不均,在作旋转运动时导致转轴振动。由于不平衡引起转轴低频振动的最大特点是振频一般与旋转频率相同。
(2)转轴不同轴引起低频振动。联轴节两侧两根轴中心线不重合,从而引起振动。如对轮联轴节位置不对中,形成角度、错位或轴承歪斜引起轴歪斜等。不同轴除了容易引起径向振动外,还易引起轴向振动。例如当电机带动转子泵工作时,由于对轮销孔磨损,工作时两轴不同轴,造成转子泵轴径向跳动,同时两叶轮发生刮壁的轴向振动。不同轴的最大特点是振幅的增大与转速的平方成比例。
(3)部分部件松动引起低频振动。松动现象是螺栓不紧、轴承座磨损、轴承磨损游隙超限等引起。其特点是易发生径向振动,振动相位无变化。如果使转速增减,位移会突然变大或变小,产生跳跃现象。
(4)润滑油起泡引起低频振动。润滑油起泡引起的振动常发生在滑动轴承作强制润滑的旋转体中。轴承的力学特性为振动的起因,振频为轴的固有频率,振动无特殊方向性。
(5)压力脉动引起转轴的中频振动。压力脉动引起的振动主要发生在转子泵的压力发生机构和叶轮中。当流体通过叶轮壳体时发生压力变动,其压力发生机构和叶轮出现破损,转轴发生中频压力脉动变化。
(6)干扰引起的中频振动。
(7)涡流引起转轴的高频振动。在凸轮转子泵中,由于压力发生机构和密封件异常而引起的涡流现象,会产生随机的高频振动和噪声。
(8)转子泵转速接近临界转速时会产生共振,对振动起了放大作用。
(9)由于电磁力的存在也会导致电磁振动。
2.3凸轮泵的噪声源
噪声问题是转子泵的亟待处理的主要问题。转子泵含有多种噪声源,可以归纳为两类,一类是液动噪声,贡献最大,另一类是机械噪声,相对来说程度较轻。
(1)液动噪声,进液口和出液口的空液动力性噪声。从凸轮转子泵进排液口辐射出来的噪声主要是液动噪声,分别称为进液噪声和排液噪声。根据凸轮转子泵的用途,液动噪声主要辐射部位按下面两种情况确定:
①在正压泵液场合,转子泵进液口敞开于大气空间,高强度液动噪声从进液口直接辐射出来。排液口与输液管路相连接,由于管壁隔声,排液噪声的辐射受到限制。
②在负压抽吸场合,转子泵进液口与输液管路相连接,使进液噪声的影响退居次要地位。而排液口敞开于大气空间,成为液体噪声的主要辐射部位。

(2)机械噪声,机壳、转轴及电动机、齿轮、轴承等辐射的机械性噪声以及基础振动辐射的固体振动噪声。


3力华牌凸轮转子泵液流脉动分析
在凸轮转子泵噪声源的分析中提到,液动噪声是凸轮转子泵噪声的主要组成部分,因此想要对凸轮转子泵进行降噪,首先得认识到液动噪声产生的原因。凸轮转子泵在工作过程中,其进、排液液口的进液腔容积并不是一个稳态值,而是随时间变化的,这样转子泵在进、排液时会因其不均匀性而产生液流脉动,液流脉动正是液动噪声的产生最主要的原因,液流脉动越大转子泵的液动噪声也将越大,因此对凸轮转子泵的液流脉动进行具体的分析,将有利于更深入地理解凸轮转子泵噪声产生的机理。
液流脉动包括压力脉动和流量脉动两方面的内容,而凸轮转子泵的压力脉动,在很大程度上是由流量脉动引起的。下面将以“直叶转子、矩形进出口”的流量脉动特性为对象,主要从有理论流量脉动、进液流量脉动和排液流量脉动等方面进行分析。
图1两叶叶轮进液
3.1理论流量脉动
由于进排液的不均匀性,通常所讲的流量具有平均值(或有效值)的含义。
分析流量脉动时,考虑其瞬态变化特性,将进排液腔的容积变化速度称为理论流量,液体通过进排液口的实际容积变化速度为进液流量和排液流量之差。
(1)圆弧线叶形基本尺寸关系
如图2所示,叶轮横断面图形上,凸起部分称为叶峰,凹入部份称为叶谷。
叶峰的对称线称为长轴,叶谷的对称线称为短轴。两叶轮相互对滚时,一个叶轮的叶峰与另一叶轮的叶谷相啮合,相当于两个半径相等的圆互相做纯滚动。这样的圆称为节圆,两节圆的切点称为节点。
图2(a)两叶叶轮(b)是三叶叶轮
圆弧形叶轮的叶峰为圆弧线,叶谷为圆弧包络线。叶峰位于节圆之外,叶谷位于节圆之内,两者在节圆处相接。设叶轮头数为z,外圆半径为如,叶锋半径为r,两叶轮的中心距为2a,叶峰圆心到叶轮中心的距离为b,这些数之间的关系为
r=Rm-b
a2+b2-2abcos(pi/2z)=r2   (2-7)
联立以上两式,得
设节圆半径为Rp,谷圆半径为Rg,则有Rp=a,Rg=2a—Rm
图3圆弧线叶型的理论流量模型
(2)圆弧线叶型的理论流量
如图3所示,圆弧线叶轮的啮合线是一条经过节点P的“∞”字形曲线。以左叶轮短轴与右叶轮长轴相互对正的位置为基准,当叶轮偏转角为p时,从节点P到啮合点N的距离为
S=r-(a2+b2-2abcosB)1/2  (2-9)
式中r,b,z——分别表示叶峰圆弧的半径(即03N)、叶峰圆心与叶轮轴心之间的距离(0203)和叶轮头数。将S表达式代入式(2-6),可得
最小值为
Qmin=2coaL(Rm-a) (2-11)
最大值为
Qmax=coL(Rm2-a2) (2-12)
理论流量的平均值为
Qm=coL(R-a)(Rm+3a)  (2-13)
理论流量的脉动幅度为
dQ=coL(Rm-a)2/2  (2-14)
因此,理论流量的不均匀度为
d=2(Rm-a)/(Rm+3a) (2-15)
3.2进液流量脉动
忽略外泄漏量,内泄漏为
Qb=(1-e)Qth  (2-16)
式中,Qth——理论流量(有效值),e——容积效率。假定内泄漏为连续流动,进液流量可表示为
Qs=Q-Qb=Q-(1-e)Qth  (2-17)
进液流量的最大值和最小值分别为
Qs.max=Qmax-(1-e)Qth
Qs.min=Qmin-(1-e)Qth     (2-18)
进液流量平均值为
Qs.m=Qm-(1-e)Qth   (2-19)
进液流量的脉动幅度为
dQs=dQ   (2-20)
因此,进液流量的不均匀度为
ds=2dQs/Qs.m=d/e  (2-21)
3.3排液缝隙宽度计算及回流过程分析
(1)排液缝隙宽度
排液缝隙宽度与叶型有关,下面仍然以圆弧线叶型为例进行说明。
图4两叶叶轮排液模型
如上图所示,叶轮顶点与排液口边缘N脱离接触时,排液缝隙开始开启。开启角为g时,点N与叶峰圆心Ob的连线交叶峰圆弧于点M,线段MN就是排液缝隙的宽度。在△OObN中排液缝隙的宽度为
B(g)=MN=ObN—ObM=(r2+4Rmbsin(g/2))1/2-r  (2·23)
叶峰与叶谷的交界点为C(在节圆上),直线ObC的延长线与机壳内圆交于点Nc,则式2-23只在驴≤妒c的开启角范围内适用。
过点O引NcOb的垂线OQ,与叶型长轴成夹角y。若叶轮头数为z,则角COOb=pi/2z。直角三角形△OQC,△OQNc和△OQQb共边,可以写出
acos(zc/2z-y)=bcosy=Rmcos(g-y)   (2-24)
g=y+arccos(bcos(y)/Rm)  (2-26) 
(2)混合区的压力
基元容积与排液口连通之后,高压液体从排液口向开口系统内回流,与系统内原有的低压液体混合均压。此时,排液缝隙又称回流缝隙。由于均压过程极为短暂,通常认为系统容积为定值(近似等于基元容积),系统与外界之间没有功热交换。因此,系统内液体内能的增量等于回流液体所带入得焓。能量方程为
dU=dH (2—27)
假定系统内液体状态均匀。在微小的时间间隔西内,系统内液体内能的增量为
dU=(CvV/R)dP  (2-28)
式中,Cv,V,R,dP——分别表示液体定容比热,系统容积(近似等于基元容积),液体常数和西时间内液体压力的增量。
将回流缝隙看做喷管,回流缝隙开启面积即为“喷管”喉部截面积。由于排液系统相对较大,假定回流过程中排液系统的液体状态保持不变,则回流液体的质量增量为
dM=(af(t)F(P)Pd/(RTd)1/2)dt  (2-29)
3.4排液流量脉
设机壳包容角为180度,叶轮转角e与f之间的关系如下图所示。
图2-5叶轮转角0与开启角妒的关系

在一个脉动周期内(即,dz的转角范围),排液流量可以表示为


4小
本文以力华牌凸轮泵的圆弧线叶型为例,对力华牌凸轮转子泵振动和噪音的产生从根源上进行了分析。

力华牌凸轮泵的噪声主要组成部分是液动噪声和机械噪声,而液动噪声则是凸轮泵最大的噪声源,本章首先对力华牌凸轮泵的其振动产生原因以及液动噪声源进行了阐述,然后重点分析了其液流脉动(包括理论流量脉动、进液流量脉动和排液流量脉动),而液流脉动正是转子泵产生液动噪声的主要原因,这些工作将有助于接下来对转子泵进行有针对性的隔振降噪设计。


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