Análisis de vibraciones de un alto

May 27, 2023

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

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Las bombas centrífugas multietapas de alta presión se han utilizado ampliamente en la industria moderna y requieren poca vibración y ruido. En este estudio, el análisis modal del sistema de rotor de una bomba centrífuga de siete etapas se realizó numéricamente introduciendo la 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 0,8 Qd, 1,0 Qd y 1,2 Qd, y se recopilaron los datos de vibración de diez puntos de medición. Se encontró que el período de vibración en el cojinete 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 fue determinada principalmente por el SF, dos veces el SF y dos veces el BPF. El movimiento mecánico es el factor principal 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 presentado mayores requisitos para la vibración de las bombas centrífugas multietapas4,5,6. El problema de la vibración 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 las bombas centrífugas multietapas9,10. El problema de vibración de las bombas centrífugas multietapa se refleja principalmente en el sistema de rotor. Cuando la velocidad del rotor está cerca de la velocidad crítica, puede incluso causar resonancia y causar un gran daño11,12. Bajo la premisa de evitar la resonancia del sistema rotor, es de gran importancia estudiar las características vibratorias de las bombas centrífugas multietapa para garantizar su operación segura. Sin embargo, la investigación actual en esta área se centra principalmente en bombas centrífugas de una sola etapa, y hay pocos informes de bombas centrífugas de etapas múltiples.

El análisis modal puede predecir la condición de resonancia de las bombas centrífugas mediante la extracción de formas modales, frecuencias naturales y velocidades críticas, que es un método efectivo para analizar las características de vibración de las bombas centrífugas13. Sendilvelan et al.14 realizaron un análisis modal en impulsores de bombas centrífugas con diferentes espesores y extrajeron las frecuencias naturales y 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 la segunda velocidad crítica se vieron muy afectadas por la rigidez del soporte. Tian et al.16 encontraron 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 del impulsor de una bomba centrífuga con el método de elementos finitos y encontraron que el grosor 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 mediante el cálculo de 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 mediante la combinación de 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 restricciones del sistema de rotor.

Para adaptarse a los requisitos operativos cada vez más altos 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 fluido-estructura unidireccional y descubrieron que la vibración se originaba principalmente a partir de la interacción entre el rotor y el estator. Dai et al.21 estudiaron el efecto de la excitación del fluido en una bomba centrífuga marina y encontraron 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 usando el método de acoplamiento fluido-estructura. Chen et al.23 modelaron la vibración y el ruido causados ​​por una bomba centrífuga y encontraron 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 lengüeta de la 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 brindó una experiencia para estudiar las características de frecuencia de las bombas centrífugas, pero también existen problemas en el proceso de investigación, ya que hay pocos puntos de medición y el análisis de las características de frecuencia de las diferentes posiciones no es exhaustivo.

En funcionamiento real, las bombas centrífugas pueden no funcionar 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 encontraron que la operación en condiciones no diseñadas 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 sola 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 en 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 encontraron que la frecuencia de paso de los álabes y 2 veces la frecuencia de paso de los álabes eran las principales frecuencias de excitación. Lu et al.30 midieron el espectro de vibración de una bomba centrífuga a tres caudales y encontraron que la velocidad de vibración era la más pequeña al caudal nominal. Aunque algunos académicos estudiaron las características de vibración de las bombas centrífugas a diferentes caudales, existen pocos estudios sobre bombas centrífugas de etapas múltiples con estructuras más complejas.

En el presente estudio se tomó como objeto de investigación una bomba centrífuga de alta presión de doble coraza de siete etapas. Las velocidades críticas y las formas de modo 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 servir de 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 de la tubería de entrada y Dout es el diámetro de la tubería de salida. Los valores de los parámetros del impulsor se muestran en la Tabla 2. El aumento en el número de álabes podría mejorar la cabeza 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 álabes y los impulsores restantes de seis etapas se diseñaron con cinco álabes. La diferencia entre los impulsores de seis etapas restantes era solo el ángulo de instalación en el eje de la bomba. La vista general de la sección transversal de la bomba centrífuga multietapa se muestra en la Fig. 1.

Interior de la bomba centrífuga de inyección de agua a alta presión de carcasa doble 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 eran 42CrMo, ZG1Cr13NiMo y 30Cr13 respectivamente. La longitud del eje de la bomba era de 1503 mm. Había cojinetes a ambos lados del eje de la bomba con una separación de 1293 mm. Se instaló un cojinete de rodillos cilíndricos en el extremo impulsor para resistir la fuerza radial, y se instaló un cojinete de bolas de contacto angular en el extremo opuesto al impulsor para resistir las fuerzas radiales y axiales.

Rotor modelo de la bomba centrífuga.

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

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

La interacción fluido-estructura fue un método para estudiar la interacción entre dominios fluidos y sólidos. Según el mecanismo de acción, podría dividirse en dos efectos de acoplamiento. Una fue la fuerte interacción de la acción bidireccional entre el dominio fluido y el dominio sólido, y la otra fue la interacción débil de la acción unidireccional del dominio fluido con el dominio sólido. Dado que la deformación del sistema de 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 fluidos 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 estableció 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 entrada de presión 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 de flujo másico. El modelo de turbulencia se estableció como el modelo RNG k–ε. Se utilizó la condición de contorno sin deslizamiento 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 gravitatoria 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 por la simulación del dominio fluido y la altura real (245 m) fue de alrededor del 4,3 %. Los resultados de la simulación del dominio fluido fueron relativamente precisos.

El dominio sólido se resolvió en ANSYS Workbench 18.2. Además de la fuerza centrífuga y la gravedad, el sistema de rotor también estaba sujeto a fuerzas de fluidos que incluían la carga de presión en las palas del impulsor y el cubo. La fuerza centrífuga se aplicó ajustando la velocidad de rotación a 2980 rpm. La gravedad se aplicó ajustando la aceleración gravitacional a -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 las direcciones axial y radial se restringieron mientras que la dirección tangencial se mantuvo libre. 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.

Después 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 las estructuras lineales. Se podrían calcular las características de vibración de estructuras lineales en el rango de frecuencia sensible y se podría predecir la respuesta de vibración mediante análisis modal. Dado que normalmente 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 modo del sistema de rotor. Las primeras seis frecuencias naturales del sistema de rotor se muestran en la Tabla 3, y las formas de los modos se muestran en la Fig. 5.

Las primeras seis formas de modo 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 de modo del sistema de rotor incluían principalmente vibración oscilante, vibración torsional, 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 de 88 Hz. La forma de modo mostró oscilaciones hacia arriba y hacia abajo a lo largo de las direcciones Z e Y, que era ortogonal a la primera forma de modo. La tercera frecuencia natural fue de 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 de 298,34 Hz. La forma modal mostró la vibración de flexión en forma de S en el plano XY. La quinta frecuencia natural fue de 299,66 Hz. La forma modal exhibió una vibración de flexión en forma de S en el plano XZ, que era ortogonal a la cuarta forma modal. 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 de excitación 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 de 5270,9 rpm, que fue mucho más alta que la velocidad nominal de 2980 rpm. Por lo tanto, el sistema de rotor de la bomba centrífuga no resonará. 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 incluía principalmente la bomba centrífuga de inyección de agua a alta presión de doble carcasa de 7 etapas, el tanque de agua, la tubería de entrada, la tubería de salida, el motor, el sistema de prueba de rendimiento de la bomba, el colector digital, el manómetro, el caudalímetro electromagnético, la 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 multietapa. 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 de siete etapas. . En este experimento, se utilizaron el colector 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 opuesto al impulsor para reflejar la vibración del sistema de rotor de la bomba centrífuga. Además, las direcciones vertical y horizontal de la carcasa de la bomba y la dirección horizontal de las tuberías de entrada y salida se seleccionaron para reflejar la vibración general de la bomba centrífuga. La posición de cada punto de medición se muestra en la Tabla 6. El diseño de los puntos de medición se muestra en la Fig. 9. El caudal se ajustó a 0,8 Qd (24 m3/h), 1,0 Qd (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 a caudal 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 olas grandes regulares dentro del tiempo de rotación de los impulsores durante 400 ms. Había de cuatro a cinco pequeñas crestas de onda en el período de vibración de un solo cojinete, que correspondía al número de palas del impulsor. Esto demostró que la ley de vibración no solo 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 a caudal 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 a caudal 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 sin transmisión era generalmente más alta 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 impulsor mediante un acoplamiento, y el extremo del cojinete impulsor 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 estable.

Formas de onda en el dominio de la frecuencia de la velocidad de vibración a caudal 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 los álabes fbpf podría obtenerse mediante el número z de los álabes 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 aparecían en la frecuencia del eje y su multiplicación de frecuencia. Los picos máximos aparecieron en la frecuencia del eje y 2 veces la frecuencia del eje. Además, también aparecieron ciertos picos en el rango de frecuencia de 200 a 250 Hz y de 400 a 500 Hz, que estaban estrechamente relacionados con la estructura de la propia bomba centrífuga multietapa. El número de álabes del impulsor de 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 álabes de las bombas centrífugas de etapas múltiples. La frecuencia esperada de paso de las palas era cuatro o cinco veces la frecuencia del eje, lo que concordaba 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 a la tasa de flujo de 1.0Qd, y la velocidad de vibración máxima era de solo 0.05 mm/s. Con un caudal de 0,8 Qd o 1,2 Qd, la velocidad de vibración fue relativamente grande y la velocidad de vibración máxima alcanzó los 0,08 mm/s. Esto mostró que la bomba funcionó de manera estable a un flujo nominal con menos vibración. Sin embargo, bajo 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 aumentara la fuerza de excitación del fluido y la velocidad de vibración. Al mismo tiempo, se pudo encontrar que la vibración en el cojinete sin transmisión era mayor que en el cojinete del extremo de transmisión. 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 ella y la frecuencia del eje teórica (49,7 Hz) fue de alrededor del 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 la vibración al caudal de 0.8Qd, 1.0Qd y 1.2Qd se muestra en la Fig. 13. En la Fig. 13, se pudo encontrar que las características de vibración del cojinete impulsor y el Los rodamientos no impulsores en la dirección horizontal eran iguales, 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 la 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. En 1.0Qd, la frecuencia dominante fue la frecuencia del eje. A 0,8 Qd, la amplitud al doble de la frecuencia de paso de la pala aumentó significativamente. En 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 de la tasa de flujo hicieron que el flujo en la bomba centrífuga fuera inestable y se amplificó la vibración causada por la fuerza inestable del fluido.

Diagramas en el dominio de la 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 de la tubería de entrada se muestra en la Fig. 13g. Cuando el caudal de la bomba centrífuga fue 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 1,0 Qd, la amplitud de la velocidad de vibración se redujo significativamente y la amplitud máxima fue de solo 0,033 mm/s, que apareció al doble de la frecuencia del eje. El espectro de vibración de la tubería 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 0,8 Qd, 0,042 mm/s a 1,2 Qd y solo 0,015 mm/s a 1,0 Qd. 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 bajo flujo 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. A 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 en la frecuencia del eje. El análisis del espectro de vibraciones de las direcciones vertical y horizontal de la carcasa de la bomba mostró que la vibración se vio agravada por la condición de flujo bajo, mientras que la condición de flujo alto casi no tuvo efecto sobre la vibración.

En este documento, 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 vibración oscilante, vibración torsional, vibración de flexión y vibración de cabeceo. La primera velocidad crítica del sistema de rotor fue de 5270,9 rpm, muy superior a la velocidad nominal de 2980 rpm. El sistema del rotor no resonaba.

La vibración de la bomba centrífuga multietapa 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 las palas.

A 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 flujo alto agravó la vibración de las tuberías de entrada y salida, y el flujo bajo 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 fue 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 fue determinada principalmente por el SF, las dos veces el 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 de 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 documento y fortaleceremos esta investigación en el próximo paso.

Los datos que respaldan los hallazgos de este estudio están disponibles del autor correspondiente a pedido 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 cuchillas

Frecuencia del eje (Hz)

Frecuencia de paso de la pala (Hz)

Frecuencia del eje

Frecuencia de paso de la hoja

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Este trabajo cuenta con el apoyo de la NSFC (Fundación Nacional de Ciencias Naturales de China)-Fondo Conjunto de Shandong (U2006221), Fundación de Ciencias Naturales de la Provincia de Shandong (ZR2021ME161, ZR2020QE193), Proyecto Clave de Investigación y Desarrollo de la Provincia de Shandong (2019GGX102058), Laboratorio Clave de Fabricación mecánica limpia y de alta eficiencia en la Universidad de Shandong, el Ministerio de Educación y el equipo de talento líder en la industria oceánica del Plan Double Hundred de Yantai. Los autores agradecen su amable apoyo.

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

YanTai LongGang Pump Industry CO., LTD, Yantai, 264003, República Popular China

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, desarrollo de la metodología, redacción, revisión y edición, y adquisición de fondos. XY contribuyó a la investigación y adquisición de recursos. HL contribuyó a la investigación y el 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, los experimentos y la validación. JZ contribuyó a la adquisición de recursos y experimentos. DW contribuyó al análisis formal y experimentos.

Correspondencia a Jingting Liu.

Los autores declaran no tener conflictos de intereses.

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Reimpresiones y permisos

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

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Recibido: 18 Agosto 2022

Aceptado: 17 de octubre de 2022

Publicado: 24 noviembre 2022

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

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