從一個典型案例淺談立式混流泵振動的處理及思考
從一個典型案例淺談立式混流泵振動的處理及思考 原創 焦偉才 泵沙龍 2025年12月8日 07:02
本文詳細介紹了筆者曾遇到過的一個案例的整個處理過程，及其引發的思考，旨在為同行們提供參考。
焦偉才1 徐小敏2 謝小青3
1 荏原機械（中國）有限公司 2 蘇州吳中供水有限公司 3 上海電氣凱士比核電泵閥有限公司
摘 要：立式混流泵因其占地面積小、濕式安裝及可抽芯等優點，廣泛應用于城市供排水、電廠及工業企業的循環水輸送。然而，如果立式泵及其系統在設計、制造和安裝過程中存在問題，運行時就容易出現振動和噪音，嚴重時甚至會影響泵的正常運行。本文詳細介紹了筆者曾遇到過的一個案例的整個處理過程，及其引發的思考，旨在為同行們提供參考。 關鍵詞：立式混流泵；振動；處理；思考
1. 引言
立式混流泵因其占地面積小、濕式安裝及可抽芯等優點，廣泛應用于城市供排水、電廠及工業企業的循環水輸送。然而，如果立式泵及其系統設計、制造和安裝不當，運行過程中極易誘發振動和噪音，嚴重時甚至會影響泵的正常運行。筆者曾處理過一個典型的立式混流泵振動的案例，該案例的振動原因復雜多樣，在處理過程中，雖然一度陷入困境，但令筆者感到欣慰的是，用戶始終本著發現問題、分析問題和解決問題的理念，積極協助并推進各種思路和方案的實施，最終成功找到了可行的解決方案。由于該案例具有代表性，希望與同行們分享，并為他們提供一些參考。接下來，筆者將介紹該振動案例的處理過程及所帶來的思考。 廣告 重磅！各省高級工程師職稱評審全面放開！滿足2點要求可評高級 以正科技教育 查看詳情
2. 項目概況
該泵組為自來水廠深度處理系統的提升泵。系統設計了三臺提升泵，兩用一備。提升泵為DN700的立式混流泵，單泵設計流量為3600 m3/h，設計揚程為9 m，驅動電機為132 kW的8極立式變頻電機，能夠根據供水需求自動調節運行頻率，類似參數的泵型在自來水深度處理系統中應用廣泛。三臺泵的布置如圖1所示。
圖1：三臺提升泵的布置 泵組安裝完成后，分別對其進行了測試。在調試過程中，發現泵在工頻運行時振動較大，尤其是1#和2#泵的振動最為明顯，振動位移Ap-p最大達到127 µm，振動速度Vrms的最大值為8.7 mm/s。根據GB/T29532-2013《泵的振動測量與評價方法》，這些振動值已超出標準范圍，屬于不合格狀態。
3. 案例處理
3.1 第一階段處理 結合現場情況及振動特征，基于筆者實際工程應用經驗，初步分析振動的主要原因如下：
1）聯軸器同心度不良，軸系未對中引發振動。 2）泵和電機組成的泵組固有頻率與轉頻接近，引發了共振。 3）泵組裝過程中螺栓扭矩不足導致轉子部件剛度下降。 4）泵安裝的水平度超出設計范圍，導致動靜零部件出現碰磨現象。 5）泵安裝時二次灌漿不良，導致安裝底板的灌漿層出現空洞。
本著先易后難的思路，首先對聯軸器同心度進行了檢查和調整，具體同心度要求見圖2。調整后，振動狀態并未發生改變。
圖2：聯軸器同心度調整 對三臺泵各部位的振動值進行分析（其中1#泵振動值見圖3），發現振動強度自底板向上逐漸增大，電機非驅側軸承在水平（X或Y）方向的振動值最大，安裝底板與泵底座結合面的振動位移值相差超過5 µm。根據振動值由下向上逐步增大的特征，三臺泵中1#泵和2#泵的電機非驅側軸承水平方向振動值分別達到127 µm和128 µm，而3#泵的振動值為64 µm。這初步表明可能出現了共振或基礎二次灌漿不良的情況。為進一步確認，現場采用敲擊法測試了三臺泵電機支架的固有頻率，結果顯示三臺泵的電機支架固有頻率分別為111 Hz、117 Hz、107.5 Hz，在X和Y方向上，固有頻率值相差1 Hz、0.5 Hz和1.5 Hz，且固有頻譜遠大于泵的轉頻12.33 Hz，因此可以排除共振問題。
圖3：1#泵組各部位振動位移、頻譜及固有頻率 在對泵的組裝質量進行再檢查時，拆除了其中一臺泵以確認是否存在松動問題，并排除了因裝配不良導致的松動情況。接下來，將排查重點放在了安裝底板的二次灌漿質量上。通過現場對安裝底板進行敲擊，發現有空洞的聲音。經過多方會議討論，決定先拆除3#泵底板進行檢查，拆除后確認二次灌漿確實存在空洞現象，因此按照安裝規范要求重新對底板進行了灌漿，然后將泵復位并進行了試驗。試驗結果顯示，振動值有了明顯改善。盡管電機非驅側水平方向振動值未超標準，但仍然偏高，具體數據詳見表1。隨后，對1#和2#泵也進行了重新灌漿和安裝。在拆除1#泵時，發現灌漿存在明顯的空洞和底板變形情況。 表1：3#泵重新二次灌漿后的振動數據
在項目供水的初期，由于未能達到設計供水能力，泵的運行頻率基本保持在45 Hz以下。隨著供水量逐漸達到設計要求，泵在47 Hz以上運行時，振動值開始逐漸增大。三臺泵的振動狀態發生了變化，最初1#和2#泵的振動最大，而經過重新灌漿后，3#泵的振動值成為最高。經過一個月的運行，3#泵電機非驅側的振動值達到11 mm/s，這種高振動導致填料的泄漏量顯著增加。根據現場情況，我們判斷3#泵上端滑動軸承可能出現了較嚴重的磨損。對此，我們對3#泵進行拆解檢查，發現水導軸承和密封環均存在磨損。經過溝通，決定將3#泵及電機返廠，更換和修復磨損部件。修復完成后，在試驗臺上對3#泵進行了工頻運行測試，結果顯示振動值均符合標準。 將修復后的3#泵運送到現場并重新安裝。安裝后，3#泵在43 Hz時開始振動，隨頻率的增加，振動幅度也逐漸增大。在47 Hz時，振動變化更加明顯，而在50 Hz時的振動值遠高于工廠測試時的數值。相比之下，1#和2#泵在相同工況下的振動強度低于3#泵約40%。在問題未解決之前，3#只能作為緊急情況下啟動，這意味著用戶失去了一臺備用泵，從而對安全生產構成了隱患。根據前期對振動情況的調查和處理，以及與其它項目中同型號泵的運行工況行對比分析，我們認為由于泵的設計、加工和安裝導致振動的可能性極小，因此將調查分析的重點轉向進出水（流態）、管道及閥門上。 3.2 第二階段處理 根據筆者在工作中總結的“望、聞、問、切”法，對泵系統進行了詳細檢查，根據檢查結果，對現場的振動特點進行了進一步梳理，認為以下幾個特征值得重點關注：
1）42 Hz以下運行時的振動值很小，而當頻率超過42 Hz時，隨著轉速的增加，振動值也會隨之上升。 2）振動特征頻率在基礎重新灌漿前以1X頻為主，經過調整后，轉變為葉片通過頻率及其諧頻為主。 3）伴有明顯的軸向振動。 4）當頻率超過45 Hz時，站在前池（鋼筋混凝土）上可以明顯感受到振動，但在泵的安裝底板位置卻沒有明顯的振感。此外，使用聽診儀貼近出水池壁時，可以感知到有節奏的沖擊波（聲音）。
不難發現，以上幾點均符合壓力脈動產生的振動特征。該系統可能產生壓力脈動的原因包括前池流態不穩、出水管路排氣不暢，或水流沖擊的反射波較大。根據這個發現，我們查閱了泵房布置圖及相關尺寸（見圖4），發現進水流道呈“S”型，而3#泵位于水槽的末端。這使我們推測進水池中可能存在渦流，引發流體動力干擾、形成激振力，進而引起葉片通過頻率相關的振動。每臺泵的出水管路和單獨的過渡池相連，過渡池通過溢流方式將水送入出水流道。泵管路末端（即過渡池壁上），設置了一個拍門，過渡池寬度為1500 mm。結合以上振動特征，尤其是第4點提到的“感知到有節奏的沖擊波”，我們懷疑拍門在運行中可能處于擺動狀態。
圖4：泵房布置圖 為了驗證上述推測是否成立，委托研發部門根據現有資料對水槽前池及出水池進行了CFD分析（見圖5）。
圖5：CFD分析（部分流線及矢量分布）示意圖 根據CFD分析結果，水槽中生成了表面渦流和水中渦流的可能性較大。此外，吸入錐管處的流速分布不均，易對泵的性能及運行穩定性產生負面影響。該分析結果與現場觀察后的推測相符。然而，經過對出水槽和拍門的分析后，我們認為拍門和出水池對振動的影響較小，這一結果與之前的推測不一致。 分析只是對推測進行佐證的一個理論方法，其結果受到參數完整性和經驗系數等因素的影響。分析的最終目的是為解決方案的可行性提供理論依據。在此指導原則下，暫不考慮分析結果，假如前面推測的“進水流態不良和出水池脈動是振動的重要因素”是正確的，我們該如何處理？根據現場實際情況，原有的“S”型進水路徑和出水池寬度可能是在現場實際空間尺寸限制下設計的，因此從結構上進行改善幾乎不可能。在這種情況下，我們只能在現有結構基礎上提出一個解決方案，盡可能降低結構對振動的影響，使三臺泵的運行和維保周期盡可能接近正常水平。結合上述思路和現場實際情況，解決該項目振動問題主要有兩個方向：
1）從激振力的源頭入手，盡可能消除或將激振力降至最低 2）如果無法消除外部激振力，則提高泵自身的結構強度，使之能夠抵御較大的外部激振力。
根據上述兩個方向，我們提出了下一步行動項，主要涉及三個方面：
1）在前池增加防渦流板，以確保泵吸入口流態穩定，避免底渦、壁渦、表面渦的產生，或者將這些漩渦對泵運行的影響降到最低。 2）拆除或固定出水池的拍門，以觀察振動強度是否有所降低。如果振動確實減小，我們將進一步討論后續的處理方案。 3）增強泵的結構，主要通過增加內接管的壁厚和側筋板的數量來實現。同時，改善和增強導水蓋的結構，以優化葉輪入口流態；適度加大吸入喇叭口的直徑，并在其上增加防旋板，以進一步改善入口流態。
經過與相關方的討論，最終決定先同步實施第2）和第3）行動項。這意味著先對3#泵的結構增強及改善的零部件進行生產，待生產完后，再對第2）行動項中拍門的影響進行試驗和驗證。由于進水池防渦板的設計和安裝較為復雜，我們暫時擱置該行動項。如果3#泵在實施第2）和第3）行動項后效果明顯，將在后期對1#泵和2#泵進行技改時再考慮前池防渦方案。 第3）行動項的泵零部件增強按計劃推進生產。這些零部件到達現場后，我們對行動項2）中提到的拍門及出水池可能對振動的影響進行了試驗。試驗前，采集了泵在43 Hz（有拍門）運行時的振動數據，發現振動值從2.64 mm/s升到4.57 mm/s，達到高值后又降至低值，呈現出反復波動的情況。試驗中還發現，泵在50 Hz運行時的振動波動范圍更大。在拍門對振動影響的試驗中，我們安排了兩名工作人員在泵運行時用繩索將拍門提起，并對振動進行了測試，結果顯示振動強度幾乎沒有變化。隨后我們改用行車將拍門吊起，觀察到當吊繩的張力達到一定值時，振動值相對穩定，波動區間縮小至2.24 mm/s至2.74 mm/s。保持行車將拍門吊起狀態，運行幾天后振動又恢復到拉緊前的狀態，分析認為可能是尼龍繩拉緊后張力消失所致。根據試驗結果，我們判斷拍門及出水池對振動的影響推測是正確的。為了進一步驗證這一點，我們拆除了3#泵出水管路中的拍門，并在43 Hz下運行泵。此時，泵的（同一測點）振動值穩定在2.28 mm/s至2.43 mm/s，比使用行車吊起拍門時有所改善，振動波動幅度進一步減小。最終，我們基本確認拆除拍門對振動改善是有益的。考慮到停泵時可能出現的反轉問題，我們決定采用減速停車的方式進行應對。 在拆除拍門試驗后，我們對3#泵的結構強化零部件進行了更換。更換后，泵在拍門拆除的狀態下進行了試運行，結果顯示在43 Hz時的振動值為0.91 mm/s至1.03 mm/s，相較于單獨拆除拍門的情況，振動值明顯降低。隨后，我們逐步將運行頻率提升至50 Hz，每次增加1 Hz，并記錄各頻率下的振動值。振動趨勢基本呈現出隨轉速的增加而增大的趨勢，但幅度較小，48 Hz時有一次較為明顯的增加。在保持前池液位變化不大的情況下（即排水量和進水量保持平衡），泵在50 Hz時的最大振動值（均為電機非驅側同一測點）為：X方向1.67 mm/s至1.75 mm/s；Y方向2.34 mm/s至2.42 mm/s。試驗過程中我們進一步發現，如果前池液位波動較大，該測點的振動值最大可達到3.2 mm/s，并且在48 Hz以上運行時，最大振動的方向由X方向轉變為Y方向。 截至筆者整理本稿時，經過技改的3#泵在拆除拍門并增強結構后，已連續運行近五個月，振動狀態保持穩定，沒有出現增大的趨勢。至此，我們認為本次技改方案在降低振動強度方面是有效的。在整個處理過程中，以及技改后的幾個月里，筆者多次前往現場監測泵在不同運行工況下的振動數據，包括泵轉速、前池進水流速和前池液位高度等參數的不同組合。通過觀察各種組合下的振動強度的變化規律，發現現場的振動狀態不僅與泵的運行頻率有關，還與泵的安裝位置、前池進水流速及前池液位高度（即泵的運行工況點）等密切相關。這些振動規律的發現，為我們提出解決問題的思路以及用戶未來的設備運行管理提供了重要依據。
4. 案例思考
在本案例中，拆除拍門后振動現象得到了改善。表面上看，似乎是拍門引起了振動，但實際上，真正的原因在于出水池的尺寸較小且形狀不合適。當泵運行時，出水管對面的池壁會產生反射波和層狀波，隨著流量的增加，這些波也會加劇。這些反射波和層狀波使得拍門處于擺動狀態。盡管拆除拍門后，擺動現象消失了，但反射波和層狀波并未因拍門的拆除而消失。 壓力脈動是導致泵產生振動和噪音的重要因素之一。通常認為，壓力脈動的產生是由于葉輪葉片的外緣在通過泵蝸殼隔舌時引起的壓力變化。其基本頻率可以通過公式f = ZⅹN/60計算，其中Z為葉輪葉片數，N為泵的轉速（單位為r/min）。一般情況下，這種脈動約占設計點總揚程的5 %至8 %。在混流泵中，當水流經過導葉時，泵葉輪的葉片也會產生類似的脈動，但由于泵的揚程較低，這種脈動對泵或建筑物造成的影響相對較小。在本案例中，反射波的方向與出水流向相反，可能是由于方向相反的水流沖擊產生了較強的壓力波動。此外，壓力波動可能會影響進水池的流態，這或許是振動頻譜中出現葉頻特征及振動值波動的原因。另外，從泵房的液位口觀察到，泵運行時進水池水面的波動十分明顯。當泵的轉速超過46 Hz時，進水池蓋板上會感受到明顯的低頻振動（約2 Hz），而在泵安裝位置則沒有這種感覺。是否是前池的液面波動導致了這種振動感，還需要進一步的分析和驗證。 泵的振動往往是多種因素共同作用的結果。要有效處理這類復雜故障，除了關注泵組本身的設計、加工和安裝外，還需要關注泵的進出水流道、輸水管路的布置以及運行方式等，這些因素同樣可能引發泵的振動。泵裝置中的進出水池是一個極具專業性的設計部分，通常由設計院根據項目要求進行設計，并規定模型試驗的要求。然而，作為現場技術人員，掌握進出水池的基本知識對于解決泵在運行中遇到的問題至關重要。 進水池的前段通常設有引水渠和擴散段。引水渠的形狀和尺寸對泵的性能及運行狀態有著顯著影響，尤其是對立式軸流泵和混流泵的影響更為明顯。如果設計不當，可能會在前池中形成不同類型的漩渦（見圖6），如連續渦、同心渦和水中渦，這些都會導致泵的振動和噪音，嚴重時甚至可能影響輸水功能。此外，如果引水渠設計成急劇轉彎的形狀，會引起過渡段和進水池內水流的偏流，從而容易在進水池內產生漩渦。例如，在本案例中，引水渠呈“S”型，并有多個直角轉彎，這也是懷疑進水池流態不良的原因之一。
圖6：漩渦類型 進出水池是泵裝置的重要組成部分。作為泵站進水流道與泵葉輪室之間的過渡段，進水池的主要功能是優化水流方向并加速流速，確保水流在從前池進入葉輪室的過程中，能夠按葉輪設計的水力要求平穩地進入泵葉輪室。進水池內的水流狀態直接影響泵的進水條件，從而影響泵的運行效率和可靠性。因此，進水池的形狀和尺寸設計必須合理。如果設計不當，可能會導致漩渦或水面紊動，這不僅會引起泵的振動和噪音，還可能因吸入空氣而降低泵的性能，甚至導致泵無法正常運行。此外，漩渦或水面紊動還可能引發輸水管道的振動和壓力脈動，甚至出現氣錘現象。葉輪入口處的不穩定回流會導致泵流量不足、能耗增加，并加劇葉輪汽蝕和水導軸承的磨損，嚴重時會危害泵的安全運行。因此，在泵站進出水流道的設計中，必須綜合考慮泵的性能和運行條件，并遵循相關標準進行設計。對于復雜的進出水流道，還需要通過模型進行驗證。特別是對于立式帶喇叭吸入口的軸流泵和混流泵，以下幾個尺寸對泵的運行狀態有顯著影響，推薦的尺寸可供參考：
1）浸沒深度（E）。是指泵在運行過程中，其吸入口位于水中的深度。這個深度對于泵的正常運行和效率有著重要影響。對于口徑（D）在600至2000 mm的泵，當其運行流量不大于設計流量的120 %時，除了關注泵的汽蝕性能外，還需根據通過吸入喇叭口的流量來確定適當的浸沒深度。這是為了避免泵在運行時從喇叭口吸入空氣（形成表面渦流），一般而言，適宜的浸沒深度應在1.6D至1.8D之間。 2）進水池的寬度。進水池的寬度與后的墻距密切相關。雖然增大池寬可能會導致進氣漩渦的產生，但如果池寬過小，則會影響泵的效率。因此，進水池的寬度通常是根據設計流量下、流向泵的平均行近流速約為0.3 m/s的原則來確定的，一般池寬為2D至3D。 3）懸空高（F）。懸空高是指吸入喇叭口與池底之間的距離，一般取值為0.7D，但如果需要考慮泥沙淤積等因素，則可以將F取為D。 4）后墻距（G）。后墻距是一個重要的設計參數，一般來說，后墻距越小，空氣吸入渦流的形成就越困難；而如果后墻距過大，則進水管后方的漩渦現象將會加劇。與池寬類似，如果后墻距設定得過小，可能會導致泵的效率下降。一般建議將后墻距設定在G=1.0D至1.2D之間。如果超過這個范圍，建議考慮設置防渦墻以防止漩渦的形成。即使安裝了防渦墻，后墻距也不宜超過1.5D。
前池設計不合理最終會導致泵站運行不佳。為改善前池的水力特性，工程人員在實踐中提出了多種有效的工程措施，例如，在前池中增設導流墩（如龍華港閘泵站的前池改造工程）、底坎（如上海市合流污水治理一期工程出口泵站）、立柱（黃浦江上游引水工程大橋抽水站）以及加壓水板（上海市合流污水治理二期工程SA泵站）等。這些措施旨在通過改變水流的邊界條件或增加水流的局部阻力，從而調整前池的整體水力特性。值得注意的是，肘型流道中喉管的高度對進入喇叭口的水流穩定性有顯著影響。筆者曾遇到過因該尺寸過小而導致泵運行噪音和振動增大的案例。 出水流道是連接泵出口與出水池之間的過流通道，其主要作用是降低導葉出口的高流速，并有效回收旋轉動能。出水流道內的流態和動能回收情況直接影響到整個泵站的效率。因此，在設計出水池時，必須特別關注出水池的形狀和尺寸、池底高度、啟動和停泵時的浪涌現象，以及停機時可能出現的水錘效應等因素。如果出水池的尺寸不足或形狀不合理，可能會在出水管對面的池壁上產生反射波或段波，這有時會導致拍門擺動并引發故障。為了避免這些波的產生，池壁與管口之間的距離應適當，并建議采用傾斜的池壁或帶坡度的池底，以改變水流方向，防止反射波直接傳遞到下一個出水管的出口。通常建議正向出水池的池壁到管口的距離（L）應大于或等于管口直徑（D）的2.5倍，即L≥2.5D。如果由于空間限制無法滿足此要求，可以考慮將出水管偏轉30°，以增加管口與池壁之間的距離，從而盡量減小反射波的影響，見圖7。
圖7：正向出水池大致尺寸 廣告 悄悄讀個碩士吧 2年制研究生，在職可讀~ 張老師教育 查看 另外，在輸水管路中，通常會設置空氣閥，其主要功能包括排氣、進氣、防止水錘和破壞虹吸管的真空等。然而，如果空氣閥的選型或參數設置不當，可能會導致出水管路和泵產生振動。筆者曾遇到過一種情況，虹吸管上的真空破壞閥的進氣速率設置不合理，結果在泵停機時，管路和泵發生了劇烈的振動。
參考文獻
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泵沙龍注：封面圖片來源于網絡。
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