双蜗壳泵压力脉动特性及叶轮径向力数值模拟
2009年11月
农业机械学报
第40卷第11期
双蜗壳泵压力脉动特性及叶轮径向力数值模拟3
杨 敏1 闵思明2 王福军1
(11中国农业大学水利与土木工程学院,北京100083;21上海凯士比泵有限公司,上海200245)
【摘要】 为揭示双蜗壳离心泵的水力不稳定性,采用雷诺时均方法和SST k 2ω湍流模型,对一双蜗壳双吸离心泵进行了三维非定常湍流数值模拟,得到了泵内部流场特性及双蜗壳内压力脉动情况,并对其进行了频谱分析。结果表明双蜗壳内存在比较明显的压力脉动。设计工况下压水室内的压力脉动强度小于非设计工况。在设计工况下,隔舌处和隔板区压力脉动频率均以叶片通过频率为主,其中隔板起始端的脉动幅值最大,约为隔舌处的215倍。在大流量工况下,隔舌处和隔板起始端压力脉动频率以叶片通过频率为主,而小流量工况下以叶轮转频为主。叶轮受到的径向力随着叶轮的旋转呈现不稳定性,其中小流量工况时最明显。3种工况下径向力均指向隔板起始端侧。
关键词:双蜗壳泵 压力脉动 径向力 数值模拟中图分类号:TH311;TV13113+3
文献标识码:A
Numerical Simulation of Pressure Fluctuation and R adial Force in a Double Volute Pump
Yang Min 1 Min Siming 2 Wang Fujun 1
(11College of W ater Conservancy &Civil Engineering ,China A gricultural U niversity ,Beijing 100083,China
21KSB S hanghai Pum p Co.,L td.,S hanghai 200245,China )
Abstract
The three 2dimensional ,unsteady Reynolds 2averaged Navier 2Stokes equations with shear stress
transport turbulent (SST )models were solved to investigate the flow field and the characteristic of pressure fluctuations in the double volute.The results show that the pressure fluctuations are strong in the double volute.The pressure fluctuations in the volute are relatively low at the design flow rate condition.The blade passing frequency dominates the pressure fluctuations near the volute tongue and the clapboard at the design flow rate condition.The amplitude of the pressure fluctuation is largest at the beginning of clapboard ,which is 215times larger than at the volute tongue.At the large flow rate condition ,the blade passing frequency is also dominative in the pressure fluctuations ,but at the small flow rate condition the rotation frequency becomes dominative.The radial force on the impeller is unsteady especially at the small flow rate.At three flow rates ,the radial forces all point at the beginning of clapboard.
K ey w ords Double volute pump ,Pressure fluctuation ,Radial force ,Numerical simulation
收稿日期:2008212205 修回日期:2009204227
3国家自然科学基金资助项目(50779070)和北京市自然科学基金资助项目(3071002)
作者简介:杨敏,博士生,主要从事水动力学与水力机械研究,E 2mail :minyang.cau @https://www.wendangku.net/doc/b910209553.html,
通讯作者:王福军,教授,博士生导师,主要从事水动力学与水力机械研究,E 2mail :wangfj @https://www.wendangku.net/doc/b910209553.html,
引言
双蜗壳结构是一种重要的泵蜗壳型式,每个流道包围叶轮出口180°,可以使叶轮流动更加对称,
平衡运行时作用在叶轮上的径向力,延长轴承、轴封
和口环的使用寿命,因而在高扬程离心泵机组中获
得应用。但目前对双蜗壳的研究还很少,其隔板的位置和形状对蜗壳内的速度场以及压力脉动特性的影响还不明确,因此研究双蜗壳内部流动规律对提高这类离心泵运行稳定性有重要意义。
目前,对于离心泵蜗壳内部流场压力脉动的研
究可采用试验方法和数值方法[1]。试验方法被认为是最直接、最可靠的方法,国内外很多学者对于泵内流体诱发的压力脉动进行了试验研究[2～4]。Jorge L [2]测量了普通蜗壳内的压力脉动,发现隔舌与叶轮的相互作用在蜗壳压力脉动和产生噪音方面有重要作用。但如果对双蜗壳隔板区域的压力脉动进行测量,则因隔板的存在而必须采用接触式测量,这势必会对内部流场产生干扰,影响试验的准确度。随着计算流体力学的发展,考虑叶轮与蜗壳耦合作用的整机流场的数值模拟得到广泛应用[5～7]。G onzalez [5]通过试验和数值模拟方法对离心泵的压力场进行研究,并将数值结果与试验值进行了比较,表明数值模拟方法可在很大流量范围内成功地获得叶片通过频率下的压力脉动幅值,从而验证了采用数值模拟方法研究离心泵压力脉动特性的可行性。K itano Majidi [6]对离心泵内部流场进行了数值模拟,指出叶轮和蜗壳内流动的非稳定特性呈现周期性,在叶轮出口和蜗壳内的压力脉动较强。但到目前为止,尚无对双蜗壳内的压力脉动特性进行数值研究的文献报道。
本文采用雷诺时均方法(RANS )[8],对包括半螺旋形吸水室、叶轮和双蜗壳压水室在内的双吸离心泵全部过流部件流场进行整体非定常数值模拟,将泵的外特性的计算值与试验值进行比较,对泵内的压力脉动特性,特别是蜗壳隔舌处和双蜗壳隔板区压力脉动情况进行重点分析。
1 计算模型
计算对象是一台双蜗壳双吸离心泵,泵的进出口直径分别为800mm 和600mm ,叶轮出口直径D 2=250mm ,叶片数z =7,转速n =750r/min ,设计流量Q d =11725m 3/s ,设计扬程H d
=11315m 。其双蜗壳结构如图1所示。
图1 双蜗壳结构及监测点的设置
Fig.1 Double volute and pressure monitoring locations
计算域包括吸水室、叶轮和压水室3部分。为
了使用第二类边界条件,计算域对双吸离心泵的进
出口进行适当延长(吸水室进口延长018m ,压水室出口延长115m )。由于几何结构比较复杂,采用了对复杂边界适应性强的非结构化四面体网格对计算域进行网格划分,在叶片周围、吸水室和压水室的隔舌及隔板处,进行网格加密,网格总数为1
218762个网格单元。计算域及网格划分结果如图2所示。
图2 计算区域及网格
Fig.2 Computational domain and unstructured mesh
鉴于SST k 2
ω湍流模型的优点是低雷诺数条件下的近壁处理,由于不涉及k 2
ε模型中需要的复杂非线性衰减函数,因而对分离预测的准确度更高[9],本文采用湍流模型为SST k 2ω模型。其具体形式为[10]
5(ρ
k )t +5(ρU i k )x i
=P k -β′ρk
ω+55x i (μ+σk μt
)5k
5x i
(1)
5(ρω)t +5(ρU i ω)5x i =55x i (μ+σωμt )5ω
5x i
+αρS 2-βρω2+2(1-F 1)ρσω2
1ω5k 5x i 5ω5x i
(2)
定义α=F 1α1+(1-F 1)α2,其中α1代表标准k 2
ω模型,α2代表变形后的k 2ε模型。其中F 1为一混合函数
F 1=tanh
min max k β′ωy ,500νy 2ω,4ρ
σω2k D +ωy
2
4
(3)
D +
ω=max 2ρσω2
1ω5k 5x j 5ω
5x j
,10
-10
(4)
其中涡粘系数定义为
νt =
a 1k
max (a 1ω,S F 2)
(5)F 2=tanh max 2
k β′
ωy ,500νy 2ω2
(6)
模型参数为:β′=0109,α=5/9,β=01075,σk 1=
0185,σω1=015,α2=0144,β2=010828,σk 2=1,
σω2=01856。
在计算域进口给定流量,出口给定平均压力;鉴于该双吸泵加工精度较高,假设壁面为水力光滑壁面,并按对数律给定无滑移边界条件;采用“瞬态冻
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结转子法”处理叶轮与蜗壳间动静耦合流动的参数传递[11]。为获得足够分辨内部流场的非定常信息,将时间步长选为转动周期1/100,即010008s [12]。采用稳态RANS 计算结果作为非定常计算的初始流场,采样时间为10倍的叶轮旋转周期。在数值模拟过程中选择的5个典型工况分别为Q/Q d =016、018、110、111和112,用于记录压力脉动瞬时值的监测点布置方案如图1所示,其中在蜗壳壁面上设置了7个监测点,隔板两侧共设置7个监测点。
2 泵的能量特性与速度分布结果
211 能量特性预测
计算得到了泵的流量2扬程曲线和流量2效率曲线,该曲线是一个旋转周期内100个时间步的数值的平均结果,如图3所示,并与试验数据进行了比较。图中扬程系数ψ和流量系数<定义为[13]
ψ=gH/(u 22/2)
(7)<=Q/(
πD 2b 2u 2)(8)
式中 u 2———
叶轮出口处的圆周速度
图3 水泵性能曲线的试验值与计算值对比
Fig.3 Comparison of the performance curves
从图3可以看出,预测结果和试验结果吻合良
好。其中,扬程的计算值比试验值偏高,设计流量时相对误差为219%;效率计算值比试验值偏低,设计流量下相对误差为119%。可见,该数学模型比较准确地预测了泵的外特性,为进一步进行压力脉动分析提供了保证。212 速度场的分布
在设计工况下取2个具有代表性的时刻a (叶片掠过隔舌)和b (叶片掠过隔板起始端),所对应的对称面上的速度分布如图4所示。可以看出,双蜗壳每个流道包围叶轮出口180°,蜗壳进口速度的周向分布比较均匀,其内部流动对称,可以有效平衡运行时产生的径向力。但是在隔板外侧与扩散段区域出现明显低速区和回流区,势必会增加泵的损失,对泵的性能有一定的影响。因此隔板的形状和位置对蜗壳内的速度场有重要影响
。
图4 设计工况下不同时刻蜗壳对称面速度分布
Fig.4 Velocity distribution on the middle plane of the
volute at different time on design condition
(a )叶片掠过隔舌时 (b )叶片掠过隔板起始端时
3 泵的压力脉动特性
311 压水室隔舌处的压力脉动分析
为了度量泵内的压力脉动,特别引入压力脉动参数
C P =Δp/(015ρu 2
2)
(9)
式中 Δp ———压力及其平均值之差图5 设计工况下C1～C3监测点的压力脉动时域图
Fig.5 Pressure fluctuations at C1～C3monitoring
locations on design condition
计算得到的监测点C1、C2、和C3的压力脉动时域特性如图5所示。可以看出,这3个监测点的压力脉动周期性明显,C2点的压力脉动幅值较大。通过快速傅里叶变换(FF T )后得到监测点C1、C2和C3的压力脉动频域图,如图6所示。其中f n 为叶片通过频率,f n =1215×7Hz 。可以看出,3个监测点压力脉动的频率都以叶片通过频率为主,隔舌
5
8第11期 杨敏等:双蜗壳泵压力脉动特性及叶轮径向力数值模拟
处C1点脉动幅值较大,随着水流向下游流动,C3点
脉动幅值最小。根据文献[7]中设计工况下单蜗壳双吸泵隔舌区叶片通过频率下的压力脉动幅值约为010006,而本文采用的双蜗壳泵隔舌处的脉动幅值约为01008,说明双蜗壳泵的压水室内也存在明显的压力脉动
。
图6 设计工况下C1～C3监测点的压力脉动频域图
Fig.6 Frequency spectra of pressure fluctuations at C1～
C3monitoring locations on design condition
图7表示不同工况下蜗壳隔舌处C1监测点的
压力脉动时域特性,可以看出,在设计和大流量工况下,C1处的压力脉动随着叶轮的旋转呈周期性变化,大流量工况下脉动幅值稍大。而在小流量工况下,压力脉动呈现不规则变化,没有明显的周期性,最大脉动幅值约为设计工况下的1213倍。
图7 不同工况下C1处的压力脉动时域图
Fig.7 Pressure fluctuations of C1on different
operating conditions
图8为不同工况下监测点C1处的压力脉动频域图,可以看出,设计工况和大流量工况下压力脉动的频率以叶片通过频率为主,其相应的压力脉动幅值在设计流量工况下较小。在小流量工况下,由于泵内湍流强烈的不规则运动,低于1
倍叶片通过频率的低频脉动占据主导地位,主频为叶轮转频,其最大脉动幅值约为设计工况下1118倍。因此如果该泵在小流量运行时,会存在一定的运行稳定性问题。312 双蜗壳隔板区压力脉动分析
图9是隔板外侧不同监测点的压力脉动时域特
性,可以看出各点的压力脉动随着叶轮的旋转呈周期性变化,隔板起始端D1处的压力脉动最大。与隔舌区域的压力脉动相比,隔板外侧区域的压力脉动较大,这与该位置处存在较大的漩涡相吻合。
图8 不同工况下C1处压力脉动频域图
Fig.8 Frequency spectra of pressure fluctuation at
C1on different operating conditions
图9 设计工况下D1～D4监测点的压力脉动时域图
Fig.9 Pressure fluctuations at D1～D4monitoring
locations on design condition
图10 设计工况下D1～D4监测点的压力脉动频域图
Fig.10 Frequency spectra of pressure fluctuations at D1～D4monitoring locations on design condition
图10是D1～D4压力脉动频域特性,4个监测点压力脉动的频率都以叶片通过频率为主,D1点脉动幅值最大,随着水流向下游流动各监测点压力脉动幅值逐渐减小。在叶片通过频率下,D1点压力脉动幅值约为隔舌处C1监测点的215倍,说明该位
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置对水流的影响比隔舌的影响要大。图11是隔板内侧D1、E1～E3监测点的压力脉动时域特性,可以看出各点的压力脉动随着叶轮的旋转呈周期性变化,D1处压力脉动幅值最大,同样随着水流向下游流动,各监测点的压力脉动逐渐减小。与隔板外侧的监测点相比,隔板内侧压力脉动的幅值较小
。
图11 设计工况下D1、E1～E3监测点的压力脉动时域图
Fig.11 Pressure fluctuations at D1,E1～E3monitoring
locations on design condition
图12是隔板内侧D1、E1～E3监测点压力脉动频域特性,D1、E1和E2监测点压力脉动的频率都以叶片通过频率为主,D1点脉动幅值最大。E3监测点压力脉动以低于1倍叶片通过频率占主导地位,脉动幅值最小。因此隔板起始端的位置是否合适对双蜗壳内的压力脉动特性有很大的影响,这一点在泵的水力设计时应引起注意
。
图12 设计工况下D1、E1～E3监测点的压力脉动频域图
Fig.12 Frequency spectra of pressure fluctuations at D1,
E1～E3monitoring locations on design condition
图13表示不同工况下,蜗壳隔板起始端D1监
测点处的压力脉动时域特性,可以看出在设计工况
和大流量工况下压力脉动的时域特性均呈现出周期性特性,压力变化趋势所呈现的波的形状一致,最大脉动幅值随着流量的增加而增大。在小流量工况
下,压力脉动呈现不规则变化,没有明显的周期性,最大脉动幅值约为设计工况下的4倍
。
图13 不同工况下D1处的压力脉动时域图
Fig.13 Pressure fluctuations of D1on
different operating conditions
图14为不同工况下监测点D1处的压力脉动
频域图,可以看出,设计工况和大流量工况下压力脉动的频率都以叶片通过频率为主,其相应的压力脉动幅值大流量时最大,约为设计工况下的117倍。在小流量工况下,低于1倍叶片通过频率的低频脉动占据主导地位,主频为叶轮转频,其最大脉动幅值约为设计工况下的215倍
。
图14 不同工况下D1处压力脉动频域图
Fig.14 Frequency spectra of pressure fluctuation at D1
on different operating conditions
4 径向力的计算
根据瞬态计算结果,采用沿叶片表面对压力求
积分的方法,得到作用在叶轮上的总压力。总压力在径向方向上的投影,就是在这一时刻作用在叶轮上的径向力。图15所示为径向力矢径图,表示不同流量下,随着叶轮旋转,一个叶片通过周期内径向力在大小和方向上的变化,方向用从隔舌开始算起的夹角θ表示。从图中可以看出叶轮受到的径向力随着叶轮的旋转呈现出不稳定性,其中小流量工况时最明显。3种工况下径向力在Y 方向上的分力均为正,即指向隔板起始端侧。设计工况时叶轮受到的径向力最小,方向变化不大。小流量时径向力
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8第11期 杨敏等:双蜗壳泵压力脉动特性及叶轮径向力数值模拟
图15 不同工况下径向力矢径图
Fig.15 Orbits of the radial force at different
operating conditions
分布呈椭圆形状,θ变化范围为123°～215°。
5 结论
(1)由于叶轮与双蜗壳的动静耦合作用,双蜗
壳内存在比较明显的压力脉动,说明双蜗壳水泵运
行不稳定性是一个需要引起高度重视的问题。
(2)在设计工况下,压水室内的压力脉动强度小于非设计工况。压水室内压力脉动幅值最大的区域有2个:一是隔舌附近,二是隔板附近。其中隔板起始端处压力脉动的幅值最大,约为隔舌处215倍,说明隔板起始端对流场压力脉动的影响比较大。这一点在泵的优化水力设计时,应引起注意。
(3)在非设计工况下,隔舌区域与隔板区域的压力脉动呈现不同的结果。在大流量工况下,隔舌处和隔板起始端压力脉动呈现周期性,频率以叶片通过频率为主,最大脉动幅值随流量增加而增大。而小流量工况下,压力脉动没有明显的周期性,频率以叶轮转频为主,最大脉动幅值随着流量减小而增大。
(4)叶轮受到的径向力随着叶轮的旋转呈现出不稳定性,其中小流量工况时最明显。3种工工况下径向力均指向隔板起始端侧。设计工况时径向力最小,小流量工况时呈椭圆形分布。
参
考
文
献
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往复泵的分类和特点分析
往复泵的分类和特点分析 种类结构优点缺点适用范围材料特殊要求 盘状活塞式往复泵 活塞成盘 状，长度为 0.8~1.0倍活 塞直径 泵缸长度 较短，流 量大 泵缸分为两 空间，有压 力差易泄漏 常用水泵， 不适于高压 铸铁、钢、 青铜或塑 料 活塞上装设活塞环，以保持 与缸壁间的密封 柱塞式往复 泵采用柱塞， 柱塞小于 100mm为实 心，大于 100mm为空 心 不用安装 活塞环， 维修方 便，能承 受高压 加工成本高柴油机高压 油泵，气缸 油注油器 铸钢、铸 铁、青铜或 合金钢 柱塞表面加工要精密加工， 要高硬度 隔膜式往复 泵利用活塞或 柱塞的往复 运动，再以 气体液体或 机械传动使 隔膜反复股 东 耐磨损或 腐蚀 传动效果低传送含有固 体颗粒或酸 碱类的液体 往复泵按作用次数分类：单作用泵、双作用泵、三作用泵和四作用泵...... 往复泵的总体特点：1、有自吸能力2、理论流量与工作压力无关，取决于作用数和泵的结构尺寸、转速 3、额定排除压力与泵的尺寸和转速无关，主要限于轴承的承载能力和泵的密封性能。实际排除压力随转速升高增高 4、流量不均匀，且实际流量比理论流量小 5、转速不宜太快（泵阀迟滞） 6、对液体污染度不很敏感 7、结构复杂，易损件（活塞环、泵阀、轴承等）较多7、同流量下比离心泵的体积庞大 例： 电动往复泵 组成：电动机、齿轮减速器、曲柄连杆机构、水泵（缸体、活塞及活塞环、阀箱）、滑油泵、空气室(减少液流的惯性水头，减少流量和压力脉动)等 泵阀的种类： 种类优点缺点材料适用范围 盘阀构造简单，易于加工，便于研磨水力损失较大使用广泛 锥阀关闭迅速，不用弹簧，同流损失比 盘阀小制造安装困难，易偏 差，加工精度要求高 锡青铜 球阀使用寿命长，水力损失小与阀座的配合差，密封 性差黄铜或钢多用于运送油液或污秽性 液体，不宜用于高压泵 环阀流通面积大，阻力小加工和装配精度高流量较大，扬程不高的场合 水阀的工作要求：a、关闭严密b、阻力要小c、关闭时应无撞击声d、启闭要迅速及时 空气室的工作要求：船用往复泵吸入段只要压力波动不致使吸入真空度超过允许吸上真空度，一般不用装吸入真空室。吸入真空室气体会越来越多，排除真空室气体会减少，长时间工作后要调整空气室气体量。 电动往复泵的维修： 1、泵缸及缸套，每年一次用内经千分尺测量缸套的椭圆度和锥度，若缸套磨耗超过标准，要锉缸并更换新活塞。缸套磨损或锉缸后厚度减小超过15%，则立即更新! 2、活塞及胀圈（活塞环），用塞尺检测开口间隙并对比极限值，超过极限的要立即更换。（非金属胀圈有胀缩特性，长期存放后需要放热水发胀后使用） 3、水阀，检查工作面的贴合情况及弹簧的工作情况。水阀工作表面有刻痕的时候，可先光车，然后研磨。
水轮发电机组压力脉动监测分析技术培训资料
TN8000 水轮发电机组压力脉动监测分析系统 培训资料 北京华科同安监控技术有限公司
目录 1、引言 (1) 2、压力脉动成因及特征频率 (1) 3、压力脉动监测系统的关键技术 (2) 3.1、测点选择 (2) 3.2、传感器的选型和安装 (3) 3.3、压力脉动信号的采集、分析、处理和评价 (4) 4.TN8000压力脉动监测系统的构成 (5) 5.TN8000压力脉动监测系统功能 (6) 5.1实时监测与分析 (6) 5.2报警和预警功能 (7) 5.3故障诊断功能 (8) 5.4优化运行 (8)
压力脉动监测分析系统 1、引言 压力脉动是水轮机最普遍的不稳定因素，是导致水电机组振动的主要原因之一，流场的压力脉动周期性地作用在流道壁面上和转轮上，引起结构和部件的振动。压力脉动过大时会引起水轮机和厂房结构振动、叶片裂纹和断裂、机组运行不稳定和轴承损坏，当压力为负压时，可能造成空化和空蚀，伴随较强烈的噪音。因此对水轮机各过流段的压力脉动进行监测分析，研究其规律，可以全面掌握机组的水力特性，对指导和保护机组实际运行,开展针对性的状态检修有重要意义。 2、压力脉动成因及特征频率 水轮机水力压力脉动主要是由于通道中流动的射流、脱流、分离和涡旋等造成的，主要因素有： ●由于转轮出口水流偏离法线出口，产生正或负环量，在尾水管中形成螺旋 状涡带而引起的脉动； ●水轮机涡壳中流速不均匀而产生的交变水动力； ●水轮机转轮旋转时，叶片相对于导叶的位置不断变化，引起绕叶片的环量 周期性的变化，形成了交变水动力； ●导叶和转轮之间的水压力变化，引起作用于叶片上的交变水动力； ●尾水管中的压力脉动所引起的交变水动力； ●固定导叶、活动导叶和转轮叶片尾缘后面形成的卡门涡，也引起作用于叶 片上的交变水动力； ●水轮机密封所产生的水压脉动； 由上述水力激振力引起的压力脉动主要包括以下几种频率成分： ●水轮机导叶通过频率n w w f kZ f 式中：k 为正整数，w Z 为导叶数，n f 为转轮转频。 ● 水轮机固定导叶卡门涡频率ks f 在280Hz 以上。●水轮机活动导叶卡门涡频率kb f 在236--278Hz。
水泵七大常见故障及解决方法
水泵七大常见故障及解决方法 /Detail_289475_102102_%E4%BA%94%E9%87%91%E5%B8%B8%E8%AF%86.shtml 水泵是输送液体或使液体增压的机械。它将原动机的机械能或其他外部能量传送给液体，使液体能量增加，主要用来输送液体包括水、油、酸碱液、乳化液、悬乳液和液态金属等，也可输送液体、气体混合物以及含悬浮固体物的液体。 教您如何解决水泵故障。 1、无法启动 首先应检查电源供电情况：接头连接是否牢靠；开关接触是否紧密；保险丝是否熔断；三相供电的是否缺相等。如有断路、接触不良、保险丝熔断、缺相，应查明原因并及时进行修复。其次检查是否是水泵自身的机械故障，常见的原因有：填料太紧或叶轮与泵体之间被杂物卡住而堵塞；泵轴、轴承、减漏环锈住；泵轴严重弯曲等。排除方法：放松填料，疏通引水槽；拆开泵体清除杂物、除锈；拆下泵轴校正或更换新的泵轴。 2、水泵发热 原因：轴承损坏；滚动轴承或托架盖间隙过小；泵轴弯曲或两轴不同心；胶带太紧；缺油或油质不好；叶轮上的平衡孔堵塞，叶轮失去平衡，增大了向一边的推力。排除方法：更换轴承；拆除后盖，在托架与轴承座之间加装垫片；调查泵轴或调整两轴的同心度；适当调松胶带紧度；加注干净的黄油，黄油占轴承内空隙的60%左右；清除平衡孔内的堵塞物。 3、流量不足 这是因为：动力转速不配套或皮带打滑，使转速偏低；轴流泵叶片安装角太小；扬程不足，管路太长或管路有直角弯；吸程偏高；底阀、管路及叶轮局部堵塞或叶轮缺损；出水管漏水严重。排除方法：恢复额定转速，清除皮带油垢，调整好皮带紧度；调好叶片角，降低水泵安装位置，缩短管路或改变管路的弯曲度；密封水泵漏气处，压紧填料；清除堵塞物，更换叶轮；更换减漏环，堵塞漏水处。 4、吸不上水 原因是泵体内有空气或进水管积气，或是底阀关闭不严灌引水不满、真空泵填料严重漏气，闸阀或拍门关闭不严。排除方法：先把水压上来，再将泵体注满水，然后开机。同时检查逆止阀是否严密，管路、接头有无漏气现象，如发现漏气，拆卸后在接头处涂上润滑油或调合漆，并拧紧螺丝。检查水泵轴的油封环，如磨损严重应更换新件。管路漏水或漏气。可能安装时螺帽拧得不紧。若渗漏不严重,可在漏气或漏水的地方涂抹水泥,或涂用沥青油拌和的水泥浆。临时性的修理可涂些湿泥或软肥皂。若在接头处漏水,则可用扳手拧紧螺帽,如漏水严重则必须重新拆装，更换有裂纹的管子；降低扬程，将水泵的管口压入水下0.5m。 5、剧烈震动 主要有以下几个原因：电动转子不平衡；联轴器结合不良；轴承磨损弯曲；转动部分的
脉动风时程matlab程序
根据风的记录，脉动风可作为高斯平稳过程来考虑。 观察n 个具有零均值的平稳高斯过 程，其谱密度函数矩阵为： _Sii ^）気临）...% （灼）］ ?、 S 21（国）S 22（⑷）...S 2n （⑷） S （CO ）= ±1（00）乳儉）…Snn （G0）_ 将SC ）进行Cholesky 分解，得有效方法。 其中, T H C ）为H （「）的共轭转置。 根据文献［8］，对于功率谱密度函数矩阵为 SC ）的多维随机过程向量， 模拟风速具有如 F 形式： j N V j ⑴=送 Z ‘H jm ?)| cosb l t 理 jm ? )P ml ] m=! l ± j =1,2,3..., n （12） 其中，风谱在频率范围内划分成 N 个相同部分，△⑷=⑷/N 为频率增量，H jm （⑷丨）为 上述 下三角矩阵的模，jm （打）为两个不同作用点之间的相位角， r ml 为介于0和2二之间 均匀分布的随机数， j =|是频域的递增变量。 文中模拟开孔处的来流风，因而只作单点模拟。即式（ 4）可简化为： N v （t ）=送 |H （创）72M cos b |t +d 】 （13） im 本文采用Davenport 水平脉动风速谱： 2 4kx 2 S v （n ）二 V 10 2 473 （ 14） n （1 x ） 式中，S v （n ）――脉动风速功率谱; n ——脉动风频率（Hz ）； k ——地面粗糙度系数； S( ) = H( J H C )T (10) H （；：；■）= 旳11心） |H 21（豹） H 22 C 0 ... Bnlg) H n2( ) ... H nn?) 一 (11)
脉 动 压 力 测 试 系 统
脉动压力测试系统 成都泰斯特所做的脉动压力测试系统主要由四部分组成：传感器、信号调理器、数据采集器、应用软件。数据采集器型号为TST6300，应用软件安装在上位机，通过以太网进行数据交换：Puls 1.0压力脉动监测、DAP6.0多功能通用测试软件 根据我们为高校实验室和科研单位组建系统经验和广东水利科学研究院的需要，推荐以下硬件方案供选择。 压阻传感器 TST63000动态数据采集系统 上位机（带网络接口的计算机） TST6300将传感器供电、信号放大、采集等功能全集成于一体，接上传感器即可测试。TST6300有一个嵌入式CPU，通过TCP/IP协议与主控机行通讯，一台主控机可同时控制16个采集设备。 下面分别是各部分主要技术指标： 一、压阻传感器 根据实验室需要配置不同量程的水工专用传感器： 量程：1Kpa、5Kpa 10Kpa 50Kpa 过载：200% 二、TST6300动态数据采集系统 TST6300动态数据采集系统每台8/16个并行采集通道，每通道最高200K，集信号放大、滤波、传感器供电、数据采集、数据存储为一体，参数程控设置，直接接收毫伏级信号。数据通过RJ45以太网口或USB接口与上位机进行通讯，TST6300与应变式/压阻式传感器连接，通过上位机安装的DAP6.X系统程序，组成动态测试系统，方便地完成速度、加速度、位移、力、压力等物理量的信号采集。系统小巧、结构紧凑、连接简便，为现场测试和实验室测试人员提供了高性能的测试解决方案。
产品特点： 1. 适用范围广：每通道最高达到200K的采样率(向下可调)，可满足机械振动、机构响应、脉动等较低频率的速度、加速度、位移、压力等进行连续实时监测。 2. 扩展方便：每台采集器有8/16个并行通道，一台上位机可同时控制16台并行采集器，即单台计算机就可同时控制256个通道。既可单机使用，又可多机组成基于局域网的多通道测试系统。 3. 系统稳定可靠：TST6300的系统软件DAP6.0是我公司自行配套设计的，运行稳定、可靠。全中文操作平台操作简单。数据格式开发，支持用户专用程序开发。支持EXCEL、Matlab、Word数据格式调用。 技术指标: 1、通道数：并行16CH/台 2、输入量程：±5mV~±5V，多档可调 3、输入方式：差分/单端（±5V） 4、采样率：200K sps/CH，向下多档可调 3、存储深度：128K样点/CH（瞬态模式），海量（监测模式） 4、工作模式：瞬态在线、瞬态离线、在线连续 5、触发方式：内触发、外触发、手动触发 6、AD精度：16bit 7、带宽(-3dB)：0~100KHz 8、综合误差：±0.3% F2S 9、适用电桥电阻：60Ω～5kΩ 10、供桥电压：2V，4V，6V，10V（电流50mA） 11、平衡方式：自动平衡 12、低通滤波器（－3dB）：1k Hz ~100k Hz，多档程控可调 14、工作温度：-10°C ~ +50°C 15、电源：220V/50Hz 16、通讯接口：RJ45 三、软件部分： 运行平台：winxp/win98 1、脉动压力监测 Puls1.0脉动监测软件对低速动态信号进行连续不间断采集功能，同时进行FFT计算，可长时间的监测并存储数据。检测后可同时调出两组数据进行分析或相关计算。 频域窗 时 域 窗 1、通讯功能：设定需要使用的采集器个数并与上位机相连。
离心泵的压力脉动研究进展
文章编号: 1005—0329(2008)09—0033—05 技术进展 离心泵的压力脉动研究进展 刘 阳,袁寿其,袁建平 (江苏大学,江苏镇江 212013) 摘 要: 对离心泵的压力脉动进行了较为全面的阐述,总结出离心泵内压力脉动随工况的不同,表现为三类不同的压力脉动:随机脉动、叶频倍频脉动、轴频倍频脉动;分别从动静干扰、二次流和汽蚀方面阐述了压力脉动的研究现状;介绍了压力脉动在高效点的快速测定,汽蚀监测及故障诊断和故障预防等方面的应用情况。压力脉动的研究将为今后更精确地预测非定常流动诱发压力脉动提供理论依据。 关键词: 离心泵;压力脉动;叶频倍频;轴频倍频 中图分类号: TH311 文献标识码: A O verv i ew of Pressure Fluctua ti on i n Cen tr i fuga l Pu m p L IU Yang,Y UAN Shou2qi,Y UAN J ian2p ing (J iangsu University,Zhenjiang212013,China) Abstract: Pressure fluctuati on of centrifugal pu mp s is revie wed.Its f or m s is different under different conditi ons,typ ical three p ressure fluctuati ons are random fluctuati on,blade2passing frequent fluctuati on and r otati on frequent fluctuati on;the p resent re2 search of p ressure fluctuati on induced by r ot or2stat or interacti on,secondary fl ow and cavitati on is intr oduced;the app licati ons of p ressure fluctuati on mensurati on at best efficiency point,cavitati on monit or and fault diagnosie and p reventi on are als o intr o2 duced.Theory basis will be given t o forecast accurately the p ressure fluctuati on induced by unsteady fl ow. Key words: centrifugal pu mp;p ressure fluctuati on;blade2passing frequence and har monics;r otati on frequency and har monics 1 前言 离心泵主要用来在某一流量下产生一个稳定的压力差以达到输送介质的目的,理想的流量与扬程曲线给人的感觉是在某一流量点扬程是静态的。事实上,泵在产生静态压力分量的同时还产生动态压力分量,也就是压力脉动。压力脉动象交流信号一样叠加在静态压力分量上。 离心泵内的压力脉动是极其复杂的,不同的离心泵可能表现不同种类的压力脉动,即使对同一台离心泵,当处于不同工况时也可能呈现不同性质的压力脉动。因此,离心泵内压力脉动的定义必须包含随机脉动和周期脉动两种。设p为离心泵内某点的压力,若对于任意的时间t和充分 大的周期T,有平均压力p—=1 T∫ t+T t p d t基本不随时间而变化。令p′=p-p—,则p—即为离心泵内某点的压力脉动。这些压力脉动是由叶轮进出口回流、汽蚀等非期望的流动特性形成的。 离心泵工作过程中,一定后缘厚度、一定数量的叶片会产生离散频率的压力脉动。而且偏工况时的脱流所引起的紊流,也会产生宽频带的压力脉动。宽频带的和离散频率的压力脉动都和进口、叶轮、静子(导叶或蜗壳)的水力设计有复杂 收稿日期: 2008—02—02 基金项目: 国家自然科学基金项目(50649029)
(完整版)脉动风时程matlab程序
根据风的记录，脉动风可作为高斯平稳过程来考虑。观察n 个具有零均值的平稳高斯过程，其谱密度函数矩阵为： ????????????=)(...)()(............)(...)()()(...)()()(2122221 11211ωωωωωωωωωωnn n n n n s s s s s s s s s S （9） 将)(ωS 进行Cholesky 分解，得有效方法。 T H H S )()()(*ωωω?= （10） 其中， ????????????=)(...)()(............0...)()(0 ...0)()(212221 11ωωωωωωωnn n n H H H H H H H （11） T H )(*ω为)(ωH 的共轭转置。 根据文献[8]，对于功率谱密度函数矩阵为)(ωS 的多维随机过程向量，模拟风速具有如下形式： [] ∑∑==++???=j m N l ml l jm l l jm j t H t v 11)(cos 2)()(θωψ ωωω n j ...,3,2,1= （12） 其中，风谱在频率范围内划分成N 个相同部分，N ωω=?为频率增量，)(l jm H ω为上述下三角矩阵的模，)(l jm ωψ为两个不同作用点之间的相位角，ml θ为介于0和π2之间均匀分布的随机数，ωω??=l l 是频域的递增变量。 文中模拟开孔处的来流风，因而只作单点模拟。即式（4）可简化为： []∑=+???=N l l l l t H t v 1 cos 2)()(θωωω （13） 本文采用Davenport 水平脉动风速谱： 3/422 210 )1(4)(x n kx v n S v += （14） 式中，－－)(n S v 脉动风速功率谱； －－n 脉动风频率(Hz)； －－k 地面粗糙度系数；
飞机液压系统压力脉动测试方法研究
飞机液压系统压力脉动测试方法研究 发表时间：2019-05-09T09:20:19.240Z 来源：《防护工程》2019年第1期作者：崔承威 [导读] 对于飞机液压系统压力脉动测试。通过该论证方法，能够有效的完成数据采集、分析工作。为飞机的可靠性分析工作奠定基础。沈阳飞机工业（集团）有限公司辽宁沈阳 110034 摘要:通过对某型飞机液压系统布置、工作方式与外部环境的分析。总结出压力脉动测试试验方法。探为飞机液压系统压力脉动测试工作提供解决方案。对飞机液压系统压力脉动值过大给出初步的解决方案 关键词：压力脉动测试压力传感器动态标定数据记录 引言 作为飞机液压系统的可靠性测试工作之一，飞机发动机地面开车液压系统压力脉动测试，要求测定发动机地面开车状态下液压泵出口压力脉动值。评定测出的压力脉动值是否符合现行有关标准，以保证飞机液压系统可靠、安全工作。 1.试验设计 本试验的本质是对飞机液压泵出口压力的周期性变化进行测试，在液压泵输出压力单周期内的压力变化量值。通过搭建压力传感器、放大器、记录仪组成的测试系统完成试验。试验测试系统示意图如图1所示。 图1 试验测试系统示意图。 2.压力传感器 2.1压力传感器类型的选择 压力传感器作为压力脉动测试的重要组成部分，将泵出口压力转换为模拟信号，传统的压力传感器可以选择半导体压电阻型传感器和静电电容型传感器。两种传感器的特点为： 半导体压电阻型传感器是在薄片表面形成半导体变形压力，通过外力使薄片产生压电阻抗效果，从而以电压形式输出变化的压力信号。 静电电容型传感器是将玻璃的固定极和硅的可动极相相对而形成电容。同样以电压形式输入变化的压力信号。 试验进行过程中，因现场噪声高，电磁环境复杂，静电电容型传感器因工作原理的特性，极易发生严重的零点漂移现象。无法保证测试精度与准确性。而半导体压电型传感器抗干扰能力明显优于静电电容型传感器，可满足试验要求。 2.2传感器的标定 因为压力脉动测试所测压力信号为动态信号，需对传感器进行动态标定，以某型飞机为例，飞机使用的液压泵为9柱塞式柱塞泵，液压系统最大驱动转速为4400r/s，液压泵输出压力频率计算公式为： 表1 发动机开车状态对应频率表 对应的，需要对传感器进行上述频率的动态灵敏度标定，以满足试验需要。 3.数据记录要求。 根据计算，液压泵出口压力最大频率为660Hz，单个周期采样次数与精度成正比。采样频率越高，试验采集压力波形越趋近于真值。因此，选择的采样速率需在660Hz频率的30倍以上。大于20kS/s/ch的采集速率，可以达到对测试压力信号单个周期超过30次以上的数据采样。保证对试验结果的精度要求。 4.测试系统的最终组成。 试验中选择半导体压电阻型传感器作为测试传感器。该类型传感器在灵敏度、频率响应特性、线性范围、稳定性、精度方面，均满足
齿轮泵的“压力脉动”和涡旋液体泵运行时“压力脉动”
书山有路勤为径，学海无涯苦作舟 齿轮泵的“压力脉动”和涡旋液体泵运行时“压力脉动” 国内有两本著作谈到了涡旋液泵的压力脉动问题。认为它的脉动和齿轮泵的脉动相似，是发生在月牙形空间闭合前后的两个脉动构成。因此可以用挖凹槽的办法解决（参阅回转式压缩机与泵（熊则男）倒数第一小节的内容）。但是相关的实验证明:：用这个方法不能起到作用。压力脉动引起的震动没有减弱。 因为没有有效的解决压力脉动问题，为了提高泵的转速，不得不用加大 轴向间隙的方法提高泵的转速，同时使泵的内泄漏增加。泵的转速达到了 900r/min。被用作稠油泵。泵转速的过低，使它的应用受到了限制。 基于涡旋压缩机出现封闭月牙形空间后，容积按定速减小的原理，认为 涡旋液体泵的封闭瞬间理应出现一个单峰型压力脉动。逆向运转的涡旋液泵应当出现绝对值相等的负压力脉动。 假如两个相反的涡旋同步运行，并连通封闭月牙形空间，脉动的主峰应 能相互抵消。压力脉动的影响消失，泵转速可以提高而不需加大泄漏。同时可以把本来呈锯齿波状的流量脉动变为平稳的流量输出。这就是涡旋式机械在液体输送方面的必经之路。原理性试验样机的泵转速已经到到2500r/min 。小流量涡旋液体泵的理论计算转速可以超过3000r/min。附1、woxuanbeng：凡是脉动它的前后沿是可以不同的，涡旋液体泵的压力脉动也如此。因此虽然脉动的主峰可以抵消，而前后沿不能完全抵消，达到一定转速时仍有可能引起机器的震动。进一步消除剩余压力脉动的方法也是值得研究的问题。假如涡旋液体泵的研究能因引起大家的兴趣。请发帖讨论。我将进一步奉上我的研究结果，无人回帖讨论就此为止。请各位见谅。
脉动风时程matlab程序
根据风的记录，脉动风可作为高斯平稳过程来考 虑。观察 个具有零均值的平稳高斯过程，其谱密度函数矩阵为： （9） 将 进行Cholesky分解，得有效方法。 （10） 其中， （11） 为 的共轭转置。 根据文献[8]，对于功率谱密度函数矩阵为 的多维随机过程向量，模拟风速具有如下形式：
（12） 其中，风谱在频率范围内划分成 个相同部分， 为频率增量， 为上述下三角矩阵的模， 为两个不同作用点之间的相位角， 为介于 和 之间均匀分布的随机数， 是频域的递增变量。 文中模拟开孔处的来流风，因而只作单点模拟。即式（4）可简化为： （13） 本文采用Davenport水平脉动风速谱： （14） 式中， 脉动风速功率谱；
脉动风频率(Hz)； 地面粗糙度系数； 标准高度为10m处的风速(m/s)。 Matlab程序: N=10; d=0.001; n=d:d:N;%%频率区间（0.01～10） v10=16; k=0.005; x=1200*n/v10; s1=4*k*v10^2*x.^2./n./(1+x.^2).^(4/3);%%Davenport谱subplot(2,2,1) loglog(n,s1)%%画谱图 axis([-100 15 -100 1000]) xlabel('freq');
ylabel('S'); for i=1:1:N/d H(i)=chol(s1(i));%%Cholesky分解 end thta=2*pi*rand(N/d,1000);%%介于0和2pi之间均匀分布的随机数t=1:1:1000;%%时间区间（0.1～100s） for j=1:1:1000 a=abs(H); b=cos((n*j/10)+thta(:,j)'); c=sum(a.*b); v(j)=(2*d).^(1/2)*c;%%风荷载模拟 end subplot(2,2,2) plot(t/10,v)%%显示风荷载 xlabel('t(s)'); ylabel('v(t)'); Y=fft(v);%%对数值解作傅立叶变换
泵源液压系统压力脉动抑制方法研究
泵源液压系统压力脉动抑制方法研究* 何志勇1，2何清华2李自光1 1长沙理工大学汽车与机械工程学院长沙4100762中南大学机电工程学院长沙410083 摘要：介绍了泵源液压系统振动与噪声产生的原因，分析了液压系统振动与噪声的危害。设计制造了一种基于流体—结构耦合振动的结构共振式液压脉动滤波器，在转运车泵源液压系统压力脉动测试试验平台上进行了2组试验。测试了泵源液压系统实际工况的压力脉动和安装滤波器后系统的压力脉动情况，得出2种试验条件下的液压脉动波动幅度和脉动率。验证了结构共振式液压脉动滤波器的使用效能和不足，为液压系统振动控制提供了新的技术手段。 关键词：泵源回路；压力脉动；耦合振动；滤波器；试验研究 中图分类号：TH137文献标识码：A文章编号：1001－0785（2010）10－0024－03 Abstract：This paper introduces the causes for the generation of the hydraulic pump system's vibration and noise，and analyzes the hazard of the hydraulic pump system's vibration and noise.Wherein，a kind of structure resonant hydraulic pul-sation wave filter based on fluid-structure coupling vibration is designed and manufactured，and two sets of experiment are performed on the platform for testing the pressure pulsation of the hydraulic pump system of material transfer vehicle.The ex-periment tests the pressure pulsation under the actual working conditions of the hydraulic pump system，and the pressure pulsation conditions after installation of the wave filter，thus to conclude the hydraulic pulsation fluctuation range and pul-sation rate respectively under two testing conditions.The effective utilization and weakness of the structure resonant hydrau-lic pulsation wave filter are then verified，to provide new technical measures for vibration control of the hydraulic system. Keywords：hydraulic pump circuit；pressure pulsation；coupling vibration；wave filter；experimental study 液压系统的振动与噪声主要来自于液压泵源，液压泵的内部结构特性决定了输出的流量不是恒定而是变化的，泵的输出流量遇到系统负载阻抗后形成系统压力，从而使输出流量和压力产生周期性［1］，引起振动与噪声。除利用振动原理进行工作的液压设备外，液压系统振动与噪声通常是非常有害的。机械振动与噪声可以采用目前比较成熟的措施予以消减和隔离。而流体压力脉动引发的振动和噪声沿管路传播，直接导致管道的应力脉动和机械振动，影响系统工作可靠性。抑制流量和压力脉动的技术包括脉动源、传递特性和响应特性的研究和改善等内容［2，3］，可以从2个方面来考虑：（1）从改进液压泵本身结构的角度出发，尽量降低其输出流量的脉动［4，5］；（2）从负载系统的角度出发，对泵输出的压力脉动进行衰减和滤波，减小系统的动态输入阻抗［6，7］。本文采用一种结构共振式［8］滤波器对液压系统压力脉动进行抑制，取得一定的效果。1压力脉动滤波器结构及工作原理 滤波器结构如图1所示，包括管接头、滤波器壳体、上下隔板、固定板、弹性振动体。其中具有一定质量的弹性振动体通过柔性连接装配在上下隔板的孔中，中间钻有阻尼孔，因此每个弹性振动体构成“质量+弹簧+阻尼”集中参数振动系统 。 图1压力脉动滤波器结构原理图 1.管接头 2.滤波器壳体 3.上下隔板 4.固定板 5.弹性振动体 工作时，当具有一定脉动频率ω0的液压油经 *国家自然科学基金项目（50875028）、湖南省自然科学基金重点项目（09JJ3087）、湖南省科技计划项目（2009GK3126）、湖南省教育厅项目（05C242）、湖南省重点学科建设项目、湖南省科技计划项目（2010FJ3003）
液压管路内流量和压力脉动问题的定性分析研究要点
第17卷第1期 1999年3月河南科学 HENAN SCIENCE Vol 17 No 1 Mar 1999液压管路内流量和压力脉动问题的 定性分析研究 苗全生 (郑州煤田职工地质学院,郑州 450053) 摘要液压管路内的流量和压力脉动问题,是一个复杂而又难以解决的问题。 本文从推出液压管路中的瞬时流量和压力公式入手,指出了减小流量和 压力脉动幅频的基本途径,定性地分析了产生流量和压力脉动的主要因 素,并给出了控制办法。 关键词液阻惯性脉动率动态特性谐振脉动衰减率 分类号 TH137 液压管路内的流量和压力脉动,必然会在系统的终端产生反射波,并在管内形成波的叠加和驻波现象,引起液体和管路振动,执行元件的力或力矩脉动,降低系统的可靠性和使用寿命。而控制流量和压力脉动技术包括脉动源、传递特性和响应特性的研究和改善等项内容。如减小泵的流量脉动,采用衰减、吸收、消谐、减小回路的动态阻力等措施。但影响流量和压力脉动的回路阻力或传递函数的改善受到很多限制,因此国内外液压技术专家就如何消除流量和压力脉动这一问题进行了广泛的研究。 减少流量和压力脉动的基本途径 图1 泵出口处的圆管内的液流 Fig.1 Theliquidflowrateintheoutputofthepumpofthepipe 44 河南科学第17卷第1期图1所示为液体在管长为L的圆管中流动,入口处的流量,压力分别为Q1和p1,出口处的流量、压力分别为Q2和p2
,其瞬时流量和压力值可按下式求得 p2=p1Ch( L)-ZcQ1Sh( L) Q2=-p1Sh( L)+Q1Ch( L)Zc用矩阵形式总示 Ch( L)p2= Q2-Sh( L)Zc 式中,Zc= 为传播因子。 上式说明,降低液压泵的流量脉动率,减小回路的动态阻力,保持串联油路中的液阻抗Z0和并联油路中的流量衰减y0基本恒定并匹配得当,是减小液压管路内流量和压力脉动幅频的基本途径。0= -ZcSh( L) Ch( L) 脉动p1Q10y00为液管的特性阻抗,Z0为串联液阻抗;y0为并联液导纳; =0 2 产生流量和压力脉动的原因分析 2.1 容积式液压泵由于固有的几何学上的周期变化,瞬时流量是脉动的(如外啮合齿轮泵的流量脉动率达27%),由此引起压力的脉动。交变的脉动流量和压力以波的方式传递。这是管路内产生流量和压力脉动的主要原因。 2.2 直管或弯曲的管路以及液压元件中混入空气时,液体由于可压缩性增加产生较大的弹性变形而存在波动。当空气和液体被压缩使压力增大时,管道则因弹性变形而容积增大,被一定量的液体补入后,当供油压力能够克服执行元件的静磨擦阻力时,执行元件开始启动,管内压力又迅速降低,供油量减小,执行元件的速度变慢。由于油泵不断向管内供压力油,空气和液体被压缩,压力又升高,执行元件又开始向前冲行。如此周而复始,形成压力波在管中振荡。 2.3 与管道串联或并联的控制阀在阻尼孔或节流口被污物堵塞或者液压元件内零件磨损严重使磨擦阻力发生了变化时以及不恒定的外载等,均导致管内液阻发生变化,造成流量和压力脉动。如节流阀的节流口较小时,由于杂质很容易附着在节流口处,使液体通过阀口时的流量减小,液阻和压力损失增大。压力脉动又将污物从节流口处冲走,使通过节流口处的流量又增大,液阻和压力损失又减小。如此反复循环,引起管内流量和压力剧烈波动。 2.4 换向阀迅速换向或执行元件迅速停止或变速时,液体流速急速改变,但管中液体仍在惯性作用下向阀门方向挤去,使阀口处出现压力增量,并一层一层地沿系统反向传播,使管内压力升高。但油泵使管中液体的压力又一层一层地向系统传播过去直至阀口。还是由于液体的惯性,在阀口处形成瞬间的高压,此高压又传播回管内。如果溢流阀的动态特性差或者限压式变量泵在油压升高时不能及时排油,便使系统出现压力峰值。 2.5 溢流阀的主阀芯和导阀芯均与弹箕构成质量与弹簧系统,都有其各自的固有频率,若
潜水泵压力脉动与非定常特性数值分析
潜水泵压力脉动与非定常特性数值分析 发表时间：2018-07-18T11:17:05.307Z 来源：《基层建设》2018年第16期作者：李延孟[导读] 摘要：为了对潜水泵的压力脉动特性进行研究，笔者决定选择基于ANSYS CFX软件对潜水泵的压力进行系统性的压力脉动模拟分析。 中国电建集团贵阳勘测设计研究院有限公司贵州省贵阳市 550081 摘要：为了对潜水泵的压力脉动特性进行研究，笔者决定选择基于ANSYS CFX软件对潜水泵的压力进行系统性的压力脉动模拟分析。结果证明，在潜水泵的一个压力周期之内，叶轮中叶片的工作面以及背面的压力脉动均具有明显的周期性，并且均出现了五大波峰：蜗壳壁面上的静压均值由Ⅰ-Ⅷ断面均呈现了先增大后缩小的趋势，在隔舌处的静压均值经测定是大于I断面处的；而在蜗壳的内部监测点 处，其主频都明显地表现出其与叶频的具体数值所相关，同时，I断面处的蜗壳和叶轮在动静干涉方面最为明显。最后，模拟结果准确地从侧面表明了潜水泵内部所受的压力脉动情况，从而真正地为减少潜水泵的内部压力脉动以及噪声形成的解决提供了重要的理论依据。关键词：潜水泵；压力脉动；叶轮；蜗壳；非定常特性；数值分析引言 笔者发现有关潜水泵内部压力脉动的相关研究却是绝大多数潜水泵研究人员没有涉及到的[2]。因此，笔者决定，通过运用CATIA来建立潜水泵的三维模型，然后将ANSYS软件应用于对潜水泵压力脉动的监测上面。最终达到揭示潜水泵中叶轮以及蜗壳壁面的压力在时间和流量的变化中所蕴含着的变化规律，从而为实际减少潜水泵的内部压力脉动提供最为准确的数据参考。 1.对非定常压力脉动的监测 1.1监测点的布置过程 笔者分别在半径为25、35、45和55 mm等处的叶轮工作面及其背面来进行监测点的布置工作。在隔舌和I-Ⅷ的断面还有蜗壳的中间对陈勉的交接处均需要对蜗壳的壁面测点进行设置。 2.2对叶轮所收到的压力脉动的分析 将非定常数值在计算时的收敛精度设置为10^-5。为了防止在进行频谱分析时发生频谱泄露的现象，可以将计算时间设置为6个周期，并设置叶轮每旋转3°为一个时间步长。由于压力脉动在第6个周期时既达到稳定状态，因此笔者以第6个周期为例来进行分析。下图（图1）即为叶轮半径分别为25、35、45以及55 mm时工作面以及背面监测点的食欲图。 图1 设计工况下叶轮内部监测点压力脉动的时域图从上图中可以明显看出，第0时刻所对应的是压力脉动的第六圈的开始时间。而在非定常模拟中，叶轮的内部监测点是随着叶轮一起转动的，因而叶轮的内部检测点的压力脉动主要是由叶轮内部的流场变化所引起的。同时，观察上图还可以发现，在一个叶轮的旋转周期内，工作面以及背面的压力脉动是极为相似的，它们在压力变化方面均出现了明显的周期性（均出现了五次波峰）。而在1/5个周期之内，叶片在工作面以及工作面的背面的各个检测点的静压值均出现了开始逐渐下降、之后逐渐稳定、最后出现波峰。与此同时，在相同半径下的叶片工作面的静压是明显高于工作面的背面的。 而在下图（图2）中所展现的又是另外一种情况。
偏离工况下离心泵的压力脉动和振动分析
偏离工况下离心泵的压力脉动和振动分析 摘要：当前，高速及高载荷泵的市场需求量很大，对泵的性能要求也越来越高。泵的振动问题已成为一个十分重要的设计因素，由于良好的振动特性能提高运行 的稳定性，防止其高周期性的疲劳损伤。基于此，本文首先阐述了偏离工况下引 起离心泵的压力脉动和振动变化的原因，并重点分析了提高离心泵使用效能的改 进措施。 关键词：偏离工况；离心泵；压力脉动；振动 离心泵(centrifugal pump)是利用叶轮旋转时产生的离心力输送液体的泵，它是工业生产制造中常用的基础设备之一。但离心泵在偏离工况下运行时，会产生较 大的振动，影响泵设备的安全稳定运行。此外，离心泵压力脉动频谱的峰值频率 多为离散频率，在不同特征频率下，叶频处压力脉动幅值最大，进出口测点处的 压力脉动幅度低于隔舌处压力脉动幅值；在各特征频率下，泵的进出口压力脉动 能量均低于隔舌处的压力脉动能量。泵内非定常流动与振动有很强的相关性，在 轴频高次谐波处，出口压力脉动对振动有一定的影响。 一、偏离工况下引起离心泵的压力脉动和振动变化的原因 1、设计方案本身存在问题。因离心泵本身特性，致使里面涉及大量固液两相输送问题，会产生一些固体颗粒，对离心泵的过流部件造成严重磨损，导致泵的 效率及使用寿命下降。因此，在长叶片间增设分流叶片，能有效改善低比转速离 心泵的内部流动状态，提高其运行性能。当前，有许多学者对分流叶片离心泵内 部的流动机理进行了深入分析，设计了几种不同长度的分流叶片。 2、制造业工人的专业技能不过关。制造工人的技术是离心泵建设的基础，这是制约发展的最根本因素。制造业本身对工人的技术要求并不是很高，但同时， 离心泵得到了广泛的应用，掌握着不同技能和水平的工人通常从事制造不同用途 的离心泵或改装工作，这种分散的工作对工人的技术提出了不同的要求。但在实 际工作中，许多工人对专业知识和技能的掌握及熟练程度相对较低，缺乏相关的 实际操作经验，使他们在操作中遇到很多问题，如退货率、销毁率高，严重消耗 了企业的人力、物力、财力，从而降低了企业的经济效益。 3、制造业工人的积极性及综合素质较低。制造离心泵作为工程赖以生存的基本技能，在我国还处于较低的发展水平。从事相关行业的人员薪酬相对较低，导 致很多工人对自己本职工作的积极性不高，没有提高技术水平的欲望，从源头上 制约了行业的进一步发展。同时，由于该行业的社会地位相对较低，基本上选择 从事该行业的人员受教育程度较低，这在一定程度上导致了基层技术人员综合素 质相对较低。他们接受的教育是以基本技术为基础，没有培养出人的本身性格和 气质等。 4、机械化普及率不高。离心泵制造工艺是一个相对基本的工艺过程，需要大量的人工操作，这是技术存在的基础，是许多机器无法替代的。但在手动操作过 程中，易出现的问题是定位不准。由于手动操作本身的性质，掌握的范围较大， 仅靠人的思维很难做出准确的判断，这就导致最终加工的成品需进行二次检测， 以保证离心泵的合格率。除受手工限制外，经验不足也可能导致误差大。进入车 间工作前，相关制造人员没有接受过一定的具体培训，没有进行足够的现场实践，也没有与老师傅进行交流，从而导致相关经验不足。 5、对离心泵的使用缺乏相关的技术规定。正常的制造过程包括特定原材料和设备的采购、后期制造人员的具体操作过程和成品后的检验和维护工作。然而，
双蜗壳泵压力脉动特性及叶轮径向力数值模拟
2009年11月 农业机械学报 第40卷第11期 双蜗壳泵压力脉动特性及叶轮径向力数值模拟3 杨 敏1 闵思明2 王福军1 (11中国农业大学水利与土木工程学院,北京100083;21上海凯士比泵有限公司,上海200245) 【摘要】 为揭示双蜗壳离心泵的水力不稳定性,采用雷诺时均方法和SST k 2ω湍流模型,对一双蜗壳双吸离心泵进行了三维非定常湍流数值模拟,得到了泵内部流场特性及双蜗壳内压力脉动情况,并对其进行了频谱分析。结果表明双蜗壳内存在比较明显的压力脉动。设计工况下压水室内的压力脉动强度小于非设计工况。在设计工况下,隔舌处和隔板区压力脉动频率均以叶片通过频率为主,其中隔板起始端的脉动幅值最大,约为隔舌处的215倍。在大流量工况下,隔舌处和隔板起始端压力脉动频率以叶片通过频率为主,而小流量工况下以叶轮转频为主。叶轮受到的径向力随着叶轮的旋转呈现不稳定性,其中小流量工况时最明显。3种工况下径向力均指向隔板起始端侧。 关键词:双蜗壳泵 压力脉动 径向力 数值模拟中图分类号:TH311;TV13113+3 文献标识码:A Numerical Simulation of Pressure Fluctuation and R adial Force in a Double Volute Pump Yang Min 1 Min Siming 2 Wang Fujun 1 (11College of W ater Conservancy &Civil Engineering ,China A gricultural U niversity ,Beijing 100083,China 21KSB S hanghai Pum p Co.,L td.,S hanghai 200245,China ) Abstract The three 2dimensional ,unsteady Reynolds 2averaged Navier 2Stokes equations with shear stress transport turbulent (SST )models were solved to investigate the flow field and the characteristic of pressure fluctuations in the double volute.The results show that the pressure fluctuations are strong in the double volute.The pressure fluctuations in the volute are relatively low at the design flow rate condition.The blade passing frequency dominates the pressure fluctuations near the volute tongue and the clapboard at the design flow rate condition.The amplitude of the pressure fluctuation is largest at the beginning of clapboard ,which is 215times larger than at the volute tongue.At the large flow rate condition ,the blade passing frequency is also dominative in the pressure fluctuations ,but at the small flow rate condition the rotation frequency becomes dominative.The radial force on the impeller is unsteady especially at the small flow rate.At three flow rates ,the radial forces all point at the beginning of clapboard. K ey w ords Double volute pump ,Pressure fluctuation ,Radial force ,Numerical simulation 收稿日期:2008212205 修回日期:2009204227 3国家自然科学基金资助项目(50779070)和北京市自然科学基金资助项目(3071002) 作者简介:杨敏,博士生,主要从事水动力学与水力机械研究,E 2mail :minyang.cau @https://www.wendangku.net/doc/b910209553.html, 通讯作者:王福军,教授,博士生导师,主要从事水动力学与水力机械研究,E 2mail :wangfj @https://www.wendangku.net/doc/b910209553.html, 引言 双蜗壳结构是一种重要的泵蜗壳型式,每个流道包围叶轮出口180°,可以使叶轮流动更加对称, 平衡运行时作用在叶轮上的径向力,延长轴承、轴封 和口环的使用寿命,因而在高扬程离心泵机组中获 得应用。但目前对双蜗壳的研究还很少,其隔板的位置和形状对蜗壳内的速度场以及压力脉动特性的影响还不明确,因此研究双蜗壳内部流动规律对提高这类离心泵运行稳定性有重要意义。