Análisis de vibraciones de una alta | Bombas de superficie Mianyang Inc.

Scientific Reports volumen 12, número de artículo: 20293 (2022) Citar este artículo

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Las bombas centrífugas multietapa de alta presión se han utilizado ampliamente en la industria moderna y requerían bajas vibraciones y ruidos. En este estudio, el análisis modal del sistema de rotor de una bomba centrífuga de siete etapas se llevó a cabo numéricamente introduciendo fuerza del fluido para garantizar que la bomba centrífuga no resonara. Se estableció un banco de pruebas de vibración para investigar las características con caudales de 0,8Qd, 1,0Qd y 1,2Qd, y se recogieron los datos de vibración de diez puntos de medición. Se encontró que el período de vibración en el rodamiento era de alrededor de 20 ms y el período estaba relacionado con la frecuencia del eje (SF) y la frecuencia de paso de la pala (BPF). La vibración de la carcasa de la bomba estuvo determinada principalmente por el SF, dos veces el SF y dos veces el BPF. El movimiento mecánico es el principal factor que causa la vibración de la bomba y el movimiento inestable del fluido también es una causa importante.

Las bombas centrífugas multietapa son un equipo importante para el transporte de fluidos basado en la bomba centrífuga de una sola etapa, que podría proporcionar líquido a alta presión y se usa ampliamente en la agricultura y la industria1,2,3. La industria moderna ha planteado requisitos más estrictos para la vibración de las bombas centrífugas multietapa4,5,6. El problema de las vibraciones de las bombas centrífugas seguramente traerá desafíos a la seguridad y estabilidad de la operación7,8. El análisis de vibraciones juega un papel importante en la detección de condiciones y el diagnóstico de fallas de bombas centrífugas multietapa9,10. El problema de las vibraciones de las bombas centrífugas multietapa se refleja principalmente en el sistema del rotor. Cuando la velocidad del rotor está cerca de la velocidad crítica, puede incluso causar resonancia y causar daños enormes11,12. Bajo la premisa de evitar la resonancia del sistema del rotor, es de gran importancia estudiar las características de vibración de las bombas centrífugas multietapa para garantizar su funcionamiento seguro. Sin embargo, la investigación actual en esta área se centra principalmente en bombas centrífugas de una sola etapa y hay pocos informes sobre bombas centrífugas de múltiples etapas.

El análisis modal puede predecir la condición de resonancia de las bombas centrífugas extrayendo formas modales, frecuencias naturales y velocidades críticas, lo cual es un método eficaz para analizar las características de vibración de las bombas centrífugas13. Sendilvelan et al.14 realizaron análisis modales en impulsores de bombas centrífugas con diferentes espesores y extrajeron las frecuencias naturales y las formas modales del impulsor. He et al.15 analizaron la vibración natural y las velocidades críticas del rotor de una bomba centrífuga multietapa con diferentes rigideces de soporte y encontraron que la primera y segunda velocidades críticas se vieron muy afectadas por la rigidez del soporte. Tian et al.16 descubrieron que la rigidez del soporte y la acción del fluido tenían un impacto importante en la velocidad crítica del rotor de la bomba centrífuga multietapa. Ashri et al.17 estudiaron las frecuencias naturales y las formas modales de un impulsor de bomba centrífuga con el método de elementos finitos y encontraron que el espesor del impulsor tenía una gran influencia en la frecuencia natural. Zhao et al.18 estudiaron las características de resonancia de un gran sistema de rotor de bomba centrífuga calculando las frecuencias naturales y las velocidades críticas mediante el método de elementos finitos. Ping19 estudió el efecto del espacio de sellado entre etapas de una bomba centrífuga en las velocidades críticas combinando simulación numérica y experimentación. Muchos factores pueden afectar la frecuencia natural y la velocidad crítica del rotor de una bomba centrífuga. Sin embargo, se deben considerar la fuerza del fluido y las limitaciones del sistema del rotor.

Para adaptarse a los requisitos operativos cada vez más elevados de las bombas centrífugas, muchos estudiosos han estudiado las características de vibración de las bombas centrífugas. Kato et al.20 analizaron la vibración de una bomba centrífuga multietapa mediante la interacción unidireccional fluido-estructura y encontraron que la vibración se originaba principalmente de la interacción entre el rotor y el estator. Dai et al.21 estudiaron el efecto de la excitación de un fluido en una bomba centrífuga marina y descubrieron que la frecuencia de vibración dominante era la frecuencia de paso de las palas. Jiang et al.22 estudiaron la vibración y el ruido de una bomba centrífuga de cinco etapas utilizando el método de acoplamiento fluido-estructura. Chen et al.23 modelaron la vibración y el ruido causados por una bomba centrífuga y descubrieron que la frecuencia dominante de la velocidad de vibración de la voluta era la frecuencia de paso de la pala. Rao24 descubrió que la presión en la lengua de voluta de las bombas centrífugas se veía muy afectada por la frecuencia de paso de las palas. Guo25 utilizó el método de interacción fluido-estructura para analizar las características de vibración del rotor de una bomba centrífuga, y la pulsación de presión mostró cambios periódicos. El trabajo de estos académicos proporcionó una experiencia para estudiar las características de frecuencia de las bombas centrífugas, pero también hay problemas en el proceso de investigación: hay pocos puntos de medición y el análisis de las características de frecuencia de diferentes posiciones no es completo.

En funcionamiento real, es posible que las bombas centrífugas no funcionen al caudal nominal, por lo que es necesario estudiar las características de vibración de las bombas centrífugas a diferentes caudales. Behzad et al.26 realizaron pruebas de vibración de una bomba centrífuga a diferentes caudales y descubrieron que el funcionamiento en condiciones no previstas era una de las razones del agravamiento de la vibración. Khalifa27 estudió las características de vibración de una bomba centrífuga de doble voluta de una etapa a diferentes caudales y descubrió que la vibración aumentaba en condiciones no nominales. Al-Obaidi et al.28 estudiaron la influencia de diferentes caudales sobre el rendimiento y la cavitación de una bomba centrífuga basándose en técnicas de análisis de vibraciones. Bai et al.29 estudiaron la vibración y la estabilidad de una bomba centrífuga multietapa a diferentes caudales y descubrieron que la frecuencia de paso de las palas y 2 veces la frecuencia de paso de las palas eran las principales frecuencias de excitación. Lu et al.30 midieron el espectro de vibración de una bomba centrífuga con tres caudales y descubrieron que la velocidad de vibración era la más pequeña con el caudal nominal. Aunque algunos estudiosos estudiaron las características de vibración de las bombas centrífugas a diferentes caudales, existen pocos estudios sobre bombas centrífugas multietapa con estructuras más complejas.

En el presente estudio, se tomó como objeto de investigación una bomba centrífuga de alta presión de doble carcasa y siete etapas. Las velocidades críticas y las formas modales del rotor de la bomba centrífuga se analizaron utilizando el método de interacción fluido-estructura para introducir la fuerza del fluido. Las respuestas de vibración de diez puntos de medición se obtuvieron mediante la prueba de vibración a diferentes caudales, y los resultados de la prueba se analizaron para revelar las características de vibración de la bomba centrífuga multietapa. Todos los resultados podrían enriquecer la base de datos existente y proporcionar una base para futuras investigaciones sobre las propiedades de las bombas centrífugas multietapa.

Los parámetros relevantes de la bomba centrífuga se muestran en la Tabla 1, donde Din es el diámetro del tubo de entrada y Dout es el diámetro del tubo de salida. Los valores de los parámetros del impulsor se muestran en la Tabla 2. El aumento en el número de palas podría mejorar la altura de las bombas centrífugas, pero también aumentó la pérdida por fricción del líquido, que era propenso a la cavitación. Para mejorar el rendimiento anticavitación de la bomba centrífuga, el impulsor de la primera etapa se diseñó con cuatro palas y los impulsores restantes de seis etapas se diseñaron con cinco palas. La diferencia entre los impulsores de seis etapas restantes fue solo el ángulo de instalación en el eje de la bomba. La vista transversal general de la bomba centrífuga multietapa se muestra en la Fig. 1.

Dentro de la bomba centrífuga de inyección de agua a alta presión de doble carcasa de 7 etapas.

Como se muestra en la Fig. 2, el sistema de rotor incluía principalmente el eje de la bomba, los impulsores y el tambor de equilibrio. El material del eje de la bomba, los impulsores y el tambor de equilibrio fueron 42CrMo, ZG1Cr13NiMo y 30Cr13 respectivamente. La longitud del eje de la bomba era de 1503 mm. A ambos lados del eje de la bomba se encontraban cojinetes con una distancia de 1293 mm. Se instaló un rodamiento de rodillos cilíndricos en el extremo impulsor para soportar la fuerza radial y un rodamiento de bolas de contacto angular en el extremo no impulsor para soportar fuerzas radiales y axiales.

Modelo de rotor de la bomba centrífuga.

Teniendo en cuenta la complejidad de la geometría de la bomba centrífuga de etapas múltiples, se utilizó la malla tetraédrica no estructurada para dividir el dominio del fluido y el sistema del rotor. El mallado del dominio computacional del modelo se muestra en la Fig. 3. El número total de células del dominio fluido fue de aproximadamente 9,83 millones y la calidad promedio fue de 0,83. El número total de células de dominio sólido fue 414.691 y la calidad promedio fue 0,75.

Dominio fluido y dominio sólido mallado (a) Dominio fluido. (b) Dominio sólido. (c) Primer impulsor. (d) Otros impulsores.

La interacción fluido-estructura fue un método para estudiar la interacción entre los dominios fluido y sólido. Según el mecanismo de acción, se podría dividir en dos efectos de acoplamiento. Una era la fuerte interacción de la acción bidireccional entre el dominio fluido y el dominio sólido, y la otra era la interacción débil de la acción unidireccional del dominio fluido con el dominio sólido. Dado que la deformación del sistema del rotor en este estudio fue muy pequeña, el efecto del dominio sólido en el dominio fluido podría ignorarse, por lo que se utilizó una estrategia de interacción débil para el análisis.

Se utilizó ANSYS Fluent 18.2 para modelar el dominio de fluido de la bomba centrífuga. El fluido era agua, con una temperatura de 20 °C y una densidad de 998,2 kg/m3. Se adoptó un marco de referencia giratorio para establecer el dominio de fluido del impulsor como un dominio de fluido giratorio a 2980 rpm, y los dominios de fluido restantes como regiones estacionarias. Cada pared del dominio de fluido del impulsor se configuró como una pared giratoria a 2980 rpm, mientras que las otras paredes del dominio de fluido se establecieron como paredes estacionarias. El límite de entrada se estableció como la presión de entrada y la presión de entrada se estableció en -9400 Pa de acuerdo con la presión real medida por la bomba centrífuga al flujo nominal. El límite de salida se estableció como la salida del flujo másico. El modelo de turbulencia se estableció como el modelo RNG k – ε. Se utilizó la condición de contorno antideslizante y se seleccionó la función de pared estándar para el tratamiento de la pared cercana. Se seleccionó el solucionador basado en la presión y se utilizó el algoritmo SIMPLE. La aceleración gravitacional se fijó en −9,81 m/s2. Los residuos de convergencia se establecieron en 10e−4 para garantizar la convergencia computacional. El error entre la altura (255,5 m) obtenida mediante la simulación del dominio del fluido y la altura real (245 m) fue aproximadamente del 4,3%. Los resultados de la simulación del dominio de fluidos fueron relativamente precisos.

El dominio sólido se resolvió en ANSYS Workbench 18.2. Además de la fuerza centrífuga y la gravedad, el sistema del rotor también estaba sujeto a fuerzas de fluidos que incluían la carga de presión sobre las palas y el cubo del impulsor. La fuerza centrífuga se aplicó ajustando la velocidad de rotación a 2980 rpm. La gravedad se aplicó estableciendo la aceleración gravitacional en −9,81 m/s2. Las fuerzas del fluido se introdujeron importando el cálculo del dominio del fluido en la superficie de interacción fluido-estructura (la superficie de flujo en el impulsor). Se utilizó el método de restricción cilíndrica para restringir los puntos de contacto entre el eje y el rodamiento en ambos extremos, y se restringieron las direcciones axial y radial mientras se mantuvo libre la dirección tangencial. Dado que el extremo del eje cerca del motor estaba conectado al motor mediante un acoplamiento, se utilizó el método de restricción fija para restringir el extremo del eje. La fuerza y la restricción del sistema de rotor bajo la condición de interacción fluido-estructura se muestran en la Fig. 4.

Cargas y restricciones para el rotor de la bomba centrífuga.

Luego de aplicar cargas y restricciones, el modelo se resolvió en ANSYS Workbench 18.2. El análisis modal era un método para calcular las características dinámicas de estructuras lineales. Se podrían calcular las características de vibración de estructuras lineales en el rango de frecuencia sensible y predecir la respuesta de vibración mediante análisis modal. Dado que generalmente era la frecuencia propia más baja la que causaba la resonancia estructural del sistema de rotor, los primeros seis modos se extrajeron mediante el método Block Lancos para obtener las frecuencias naturales y las formas de los modos del sistema de rotor. Las primeras seis frecuencias naturales del sistema de rotor se muestran en la Tabla 3, y las formas modales se muestran en la Fig. 5.

Las primeras seis formas modales del sistema de rotor de bomba centrífuga. (a) Forma del primer modo. (b) Forma del segundo modo. (c) Forma del tercer modo. (d) Forma del cuarto modo. (e) Forma del quinto modo. (f) Forma del sexto modo.

Las formas modales del sistema de rotor incluían principalmente vibración de oscilación, vibración de torsión, vibración de flexión y vibración de cabeceo. La primera frecuencia natural fue 87,948 Hz. La forma del modo mostró oscilaciones hacia arriba y hacia abajo a lo largo de las direcciones Y y Z. La segunda frecuencia natural fue 88 Hz. La forma del modo mostró oscilaciones hacia arriba y hacia abajo a lo largo de las direcciones Z e Y, que era ortogonal a la primera forma del modo. La tercera frecuencia natural fue 135,31 Hz. La forma del modo mostró vibración torsional en el plano YZ y oscilaciones hacia arriba y hacia abajo en las direcciones Y y Z. La cuarta frecuencia natural fue 298,34 Hz. La forma modal mostró la vibración de flexión en forma de S en el plano XY. La quinta frecuencia natural fue 299,66 Hz. La forma del modo exhibió una vibración de flexión en forma de S en el plano XZ, que era ortogonal a la forma del cuarto modo. La sexta frecuencia natural fue 661,42 Hz. La forma del modo mostró la vibración del tono a lo largo de la dirección X.

El diagrama de Campbell se muestra en la Fig. 6. La línea oblicua desde el origen representaba la frecuencia de la fuerza excitante y las líneas restantes representaban la frecuencia natural. Cuando la línea oblicua y la línea de frecuencia natural se cruzan, indica que puede ocurrir resonancia. En la Fig. 6 se puede ver que la primera velocidad crítica del sistema de rotor fue 5270,9 rpm, que era mucho mayor que la velocidad nominal de 2980 rpm. Por lo tanto, el sistema de rotor de la bomba centrífuga no resonaría. Las velocidades críticas de los primeros seis modos se muestran en la Tabla 4.

Diagrama de Campbell.

La plataforma de prueba de la bomba centrífuga incluyó principalmente la bomba centrífuga de inyección de agua a alta presión de doble carcasa de 7 etapas, tanque de agua, tubería de entrada, tubería de salida, motor, sistema de prueba de rendimiento de la bomba, colector digital, manómetro, caudalímetro electromagnético, válvula reguladora, etc. Después de la prueba, la instalación de la plataforma de prueba fue firme, lo que podría garantizar el buen funcionamiento de la bomba centrífuga de etapas múltiples. La plataforma de prueba de la bomba centrífuga se muestra en la Fig. 7 y el diagrama esquemático del dispositivo de prueba se muestra en la Fig. 8. El contenido de la investigación experimental fue medir la vibración de la bomba centrífuga de alta presión de doble carcasa y siete etapas. . En este experimento, se utilizaron el recolector de datos ZX601A y el acelerómetro piezoeléctrico L14A para medir la velocidad de vibración de la bomba centrífuga. Los parámetros de L14A se muestran en la Tabla 5.

Plataforma de prueba de bombas centrífugas.

Diagrama esquemático del dispositivo de prueba de bomba centrífuga. (1) Tanque de agua, (2) Válvula de control, (3) Indicador de caudalímetro, (4) Caudalímetro electromagnético, (5) Indicador de presión, (6) Sensor de presión (entrada), (7) Sensor de presión (salida), (8 ) Bomba centrífuga de 7 etapas, (9) Motor, (10) Gabinete de distribución, (11) Consola.

Se midieron las direcciones de vibración vertical, horizontal y axial de los cojinetes del extremo impulsor y del extremo no impulsor para reflejar la vibración del sistema de rotor de la bomba centrífuga. Además, se seleccionaron las direcciones vertical y horizontal de la carcasa de la bomba y la dirección horizontal de las tuberías de entrada y salida para reflejar la vibración general de la bomba centrífuga. La posición de cada punto de medición se muestra en la Tabla 6. La disposición de los puntos de medición se muestra en la Fig. 9. El caudal se ajustó a 0,8Qd (24 m3/h), 1,0Qd (30 m3/h) y 1,2Qd (36 m3/h) controlando la apertura de la válvula y se realizaron pruebas de vibración en cada punto de medición.

Disposición de los puntos de medición.

Las formas de onda en el dominio del tiempo de la velocidad de vibración de diez puntos de medición de vibración con flujo nominal se muestran en la Fig. 10. Los impulsores tardaron 20,13 ms en girar una vez a la velocidad nominal (2980 rpm). Observó las formas de onda en el dominio del tiempo y descubrió que había alrededor de veinte crestas de ondas grandes regulares dentro del tiempo en que los impulsores giraban durante 400 ms. Durante el período de vibración de un solo cojinete se produjeron de cuatro a cinco pequeñas crestas de onda, lo que correspondía al número de álabes del rodete. Esto demostró que la ley de vibración no sólo estaba relacionada con la frecuencia del eje sino también estrechamente relacionada con la frecuencia de paso de la pala.

Formas de onda en el dominio del tiempo de la velocidad de vibración al flujo nominal. (a) Punto 1. (b) Punto 2. (c) Punto 3. (d) Punto 4. (e) Punto 5. (f) Punto 6. (g) Punto 7. (h) Punto 8. (i ) Punto 9. j) Punto 10.

Las formas de onda en el dominio de la frecuencia de la velocidad de vibración de diez puntos de medición de vibración con flujo nominal se muestran en la Fig. 11. Al observar los diez puntos de medición, se pudo encontrar que la velocidad de vibración de los tres puntos de medición en el cojinete del extremo no impulsor era generalmente mayor que la de los tres puntos de medición en el cojinete del extremo de transmisión. La razón fue que el eje de la bomba y el motor estaban conectados en el cojinete del extremo de transmisión mediante un acoplamiento, y el extremo del cojinete de transmisión redujo su intensidad de vibración debido al soporte fijo. La velocidad de vibración de los cuatro puntos de medición correspondientes a las tuberías de entrada y salida y la carcasa de la bomba fue menor que la del cojinete, lo que indica que la bomba estaba bien fijada y el campo de flujo era estable.

Formas de onda en el dominio de la frecuencia de la velocidad de vibración al flujo nominal. (a) Punto 1. (b) Punto 2. (c) Punto 3. (d) Punto 4. (e) Punto 5. (f) Punto 6. (g) Punto 7. (h) Punto 8. (i ) Punto 9. j) Punto 10.

La frecuencia del eje fpf de la bomba centrífuga podría calcularse mediante la velocidad de rotación (fpf = n/60 ≈ 49,7 Hz), y la frecuencia de paso de las palas fbpf podría obtenerse mediante el número z de las palas del impulsor (fbpf = z*fpf ≈ 198,6–248,3 Hz). Las formas de onda en el dominio de la frecuencia mostraron que todos los picos de vibración de la bomba centrífuga multietapa aparecieron en la frecuencia del eje y su multiplicación de frecuencia. Los picos máximos aparecieron a la frecuencia del eje y 2 veces la frecuencia del eje. Además, también aparecieron ciertos picos en el rango de frecuencia de 200-250 Hz y 400-500 Hz, que estaban estrechamente relacionados con la estructura de la propia bomba centrífuga multietapa. El número de palas del impulsor de la primera etapa, los seis impulsores restantes y los difusores fue de cuatro, cinco y seis respectivamente. La Tabla 7 muestra la frecuencia esperada de paso de las palas de las bombas centrífugas multietapa. La frecuencia esperada de paso de la pala fue de cuatro a cinco veces la frecuencia del eje, lo que fue consistente con los resultados de las formas de onda en el dominio de la frecuencia.

La Figura 12 muestra la distribución en el dominio de la frecuencia de diez puntos de medición diferentes para tres flujos de 0,8Qd, 1,0Qd y 1,2Qd. Se pudo encontrar que la velocidad de vibración era relativamente pequeña con un caudal de 1,0Qd, y la velocidad de vibración máxima era de sólo 0,05 mm/s. Con un caudal de 0,8Qd o 1,2Qd, la velocidad de vibración fue relativamente grande y la velocidad de vibración máxima alcanzó 0,08 mm/s. Esto demostró que la bomba funcionó de manera estable al flujo nominal con menos vibración. Sin embargo, en las condiciones de aumento y disminución del caudal, debido a la existencia de flujos irregulares como el reflujo y el flujo de fuga, la pulsación de presión aumentó, lo que a su vez provocó que aumentaran la fuerza de excitación del fluido y la velocidad de vibración. Al mismo tiempo, se pudo encontrar que la vibración en el rodamiento no impulsor era mayor que en el rodamiento del extremo impulsor. La frecuencia del eje de cada punto de medición medido por la prueba se muestra en la Tabla 8. La frecuencia máxima del eje fue de 51,8 Hz y el error entre esta y la frecuencia teórica del eje (49,7 Hz) fue de aproximadamente el 4,2 %. El error de cada punto de medición puede deberse a factores como la fluctuación de la velocidad del motor, la inestabilidad del voltaje, el error de medición del instrumento, etc.

Distribución de velocidad en el dominio de la frecuencia de 10 puntos de medición en (a) 0,8Qd, (b) 1,0Qd, (c)1,2Qd.

La distribución en el dominio de la frecuencia de la velocidad de cada punto de medición de vibración a un caudal de 0,8Qd, 1,0Qd y 1,2Qd se muestra en la Fig. 13. A partir de la Fig. 13, se puede encontrar que las características de vibración del cojinete impulsor y del Los rodamientos no motrices en la dirección horizontal eran los mismos, la frecuencia dominante era dos veces la frecuencia del eje y la frecuencia secundaria era tres veces la frecuencia del eje. En la dirección axial, la frecuencia dominante de los rodamientos era la frecuencia del eje y la frecuencia secundaria era dos veces la frecuencia del eje. La frecuencia dominante del rodamiento no accionado en dirección vertical fue la frecuencia del eje. El análisis anterior mostró que la vibración causada por el movimiento mecánico domina en estas cinco posiciones. La vibración vertical del extremo del cojinete de transmisión mostró diferentes características a diferentes caudales. A 1,0Qd, la frecuencia dominante fue la frecuencia del eje. A 0,8Qd, la amplitud a dos veces la frecuencia de paso de la pala aumentó significativamente. A 1,2Qd, la frecuencia dominante se convirtió en dos veces la frecuencia de paso de la pala. Este cambio se debió principalmente a que el aumento y la disminución del caudal hicieron que el flujo en la bomba centrífuga fuera inestable y la vibración causada por la fuerza inestable del fluido se amplificó.

Diagramas en el dominio de frecuencia de 10 puntos de medición a diferentes caudales. (a) Punto 1. (b) Punto 2. (c) Punto 3. (d) Punto 4. (e) Punto 5. (f) Punto 6. (g) Punto 7. (h) Punto 8. (i ) Punto 9. j) Punto 10.

El espectro de vibración del tubo de entrada se muestra en la Fig. 13g. Cuando el caudal de la bomba centrífuga era de 1,2 Qd o 0,8 Qd, la velocidad de vibración alcanzó la amplitud máxima en la frecuencia del eje y la amplitud máxima fue de 0,077 mm/s. A 1,0Qd, la amplitud de la velocidad de vibración se redujo significativamente y la amplitud máxima fue de sólo 0,033 mm/s, que apareció al doble de la frecuencia del eje. El espectro de vibración del tubo de salida se muestra en la Fig. 13h. La frecuencia dominante en los tres caudales fue la frecuencia del eje. La amplitud más alta fue de 0,073 mm/s a 0,8Qd, 0,042 mm/s a 1,2Qd y sólo 0,015 mm/s a 1,0Qd. Las características de vibración de las tuberías de entrada y salida se vieron muy afectadas por las condiciones de trabajo, y tanto las condiciones de flujo bajo como las de alto flujo agravarían la vibración26,30.

Como se muestra en la Fig. 13i, en la dirección vertical de la carcasa de la bomba, la frecuencia del eje era la frecuencia dominante. En 0,8Qd la amplitud máxima fue mayor que en los otros dos casos, alcanzando 0,520 mm/s. Como se muestra en la Fig. 13j, en la dirección horizontal de la carcasa de la bomba, las amplitudes máximas aparecieron al doble de la frecuencia del eje y tuvieron poca diferencia con la amplitud a la frecuencia del eje. El análisis del espectro de vibración de las direcciones vertical y horizontal de la carcasa de la bomba mostró que la vibración se vio agravada por la condición de bajo flujo, mientras que la condición de alto flujo casi no tuvo efecto sobre la vibración.

En este artículo, se llevaron a cabo el análisis modal y la prueba de vibración de la bomba centrífuga de alta presión de siete etapas, y se procesaron y analizaron los resultados de la simulación y la prueba. Las conclusiones son las siguientes:

En el análisis modal, el sistema de rotor de la bomba centrífuga exhibió modos de vibración de oscilación, vibración torsional, vibración de flexión y vibración de cabeceo. La primera velocidad crítica del sistema de rotor fue de 5270,9 rpm, que era mucho mayor que la velocidad nominal de 2980 rpm. El sistema de rotor no resonaría.

La vibración de la bomba centrífuga de etapas múltiples en el cojinete era periódica, y el período no solo estaba relacionado con la frecuencia del eje y su multiplicación de frecuencia, sino también con la frecuencia de paso de la pala.

Con el caudal nominal, los picos de vibración de la bomba centrífuga multietapa aparecieron en la frecuencia del eje y su multiplicación de frecuencia. Los picos máximos aparecieron en la frecuencia del eje (49,7 Hz) y dos veces la frecuencia del eje (99,4 Hz).

Los cambios de flujo tuvieron un impacto significativo en la vibración de la bomba centrífuga. El alto flujo agravó la vibración de las tuberías de entrada y salida, y el bajo flujo agravó la vibración de las tuberías de entrada y salida y la carcasa de la bomba.

La vibración del sistema de rotor de la bomba centrífuga estuvo determinada principalmente por el SF, dos veces el SF, tres veces el SF, el BPF y dos veces el BPF. La vibración de las tuberías de entrada y salida estuvo determinada principalmente por el SF y dos veces el SF. La vibración de la carcasa de la bomba estuvo determinada principalmente por el SF, el doble SF y el BPF.

El movimiento mecánico es el factor principal que hace que la bomba vibre. Sin embargo, no se puede ignorar la vibración causada por el movimiento del fluido, especialmente en la dirección vertical del cojinete de transmisión.

Todo el estudio investiga las características de vibración de una bomba centrífuga multietapa en diferentes posiciones. La frecuencia del dominio se ve afectada principalmente por la frecuencia del eje y la frecuencia de paso de la pala. Todos los resultados pueden enriquecer la base de datos existente. Sin embargo, la investigación sobre el mecanismo físico de las características de vibración no es suficiente en este artículo y la fortaleceremos en el siguiente paso.

Los datos que respaldan los hallazgos de este estudio están disponibles del autor correspondiente previa solicitud razonable.

Caudal de diseño (m3/h)

Velocidad de rotación (rpm)

Cabeza (m)

Diámetro del tubo de entrada (mm)

Diámetro del tubo de salida (mm)

Número de palas

Frecuencia del eje (Hz)

Frecuencia de paso de la cuchilla (Hz)

Frecuencia del eje

Frecuencia de paso de la cuchilla

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Laboratorio clave de fabricación mecánica limpia y de alta eficiencia, Escuela de Ingeniería Mecánica, Universidad de Shandong, Jinan, 250061, República Popular de China

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

Instituto de Investigación e Inspección de Equipos Especiales de Binzhou, Binzhou, 256600, República Popular de China

Xinzhen Yang

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Wenchao Xu, Jianping Zheng y Dianyuan Wang

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YZ contribuyó a la investigación, el análisis formal, los experimentos y la redacción del borrador original. JL contribuyó a la conceptualización, el desarrollo de la metodología, la redacción, revisión y edición, y la adquisición de financiación. XY contribuyó a la investigación y la adquisición de recursos. HL contribuyó a la investigación y al análisis formal. SC contribuyó a la conceptualización, administración y supervisión del proyecto. WL contribuyó a la administración y supervisión del proyecto. WX contribuyó a la administración del proyecto, así como a los experimentos y la validación. JZ contribuyó a la adquisición de recursos y a los experimentos. DW contribuyó al análisis formal y a los experimentos.

Correspondencia a Jingting Liu.

Los autores declaran no tener conflictos de intereses.

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Zhang, Y., Liu, J., Yang, X. et al. Análisis de vibraciones de una bomba centrífuga multietapa de alta presión. Informe científico 12, 20293 (2022). https://doi.org/10.1038/s41598-022-22605-2

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Recibido: 18 de agosto de 2022

Aceptado: 17 de octubre de 2022

Publicado: 24 de noviembre de 2022

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

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