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1、前言
作为往复泵的一个重要分支,就振动机理而言,计量泵的机械传动部件承受的载荷是交变的;瞬时流量是脉动的;由于管内流动液体的加速和减速,引起了管路内液体压力的脉动;在节流部位以及弯头处,由于能力损失,不可避免的产生了液体的冲击。
压力脉动和冲击不仅引起振动并造成管路附件的疲劳损坏、降低流量精度,而且会引发安全事故。在大流量或长管线场合,计量泵所引起的振动甚至会造成工艺系统无法运行。
本文对引起计量泵振动的主要因素(即振源)加以分析,在此基础上提出一些主动减振和被动减振的方法或措施。
2、计量泵的结构及原理
典型的柱塞计量泵结构如图1所示,电机通过联轴器驱动蜗杆- 蜗杆副,经蜗轮蜗杆副换向并减速后带动与蜗轮刚性连接的偏心轮一起旋转。偏心轮与连杆和十字头组成的曲柄连杆滑块机构将偏心轮的旋转运动转变为十字头的往复直线运动。
图1 柱塞计量泵结构示意
计量泵传动原理如图2所示,曲柄每旋转一圈,滑块在连杆的带动下,经缸体内孔导向完成直线往复运动一次。
图2 曲柄连杆滑块机构示意
经过推导和计算[ 1 ] ,在λ≤1 /4时, 可近似认为滑块速度u:
u = - rω( sinφ +λ2sin2φ) (1)
滑块加速度a:
a =du/dt= rω2 ( cosφ +λcos2φ) (2)
为进一步简化振动机理分析,设λ = r/L = 0,则有:
u = - rωsinφ (3)
a = - rω2 cosφ (4)
即:活塞速度u与加速度a的波形分别为标准的正弦波形和余弦波形(设λ = 0)
式中 r———曲柄半径,m
ω———曲柄角速度, 1 / s
φ———曲柄转角, °
L ———连杆长度, m
λ———连杆比,λ = r/L
3 计量泵的振动机理分析
3. 1 泵瞬时流量的计算和分析
计量泵液力端常用单缸单作用结构,在流量较大或要求流量脉动小的场合则采用双缸和三缸单作用结构。在不考虑容积损失的情况下,泵在每一瞬间排出的流量称为理论瞬时流量,简称瞬时流量。对于多缸多作用泵,总的瞬时流量等于各个工作腔在同一瞬间的瞬时流量之和。
3. 1. 1 单缸单作用计量泵的瞬时流量
单缸单作用泵工作时,曲轴转一圈,工作腔完成吸入和排出各一次,瞬时流量为:
q =Au = - rωA sinφ (5)
式中 q———瞬时流量, m3 / s
A ———活塞面积, m2
瞬时流量周期为2π; 在( 0,π)区间, 计量泵仅有液体吸入而无液体排出;在(π, 2π)区间, 计量泵仅排出液体而无液体吸入。所以单缸单作用泵的吸入管路及排出管路内的瞬时流量是间隙和脉动的。
3. 1. 2 双缸单作用计量泵的瞬时流量
双缸单作用计量泵运行时, 两计量泵的活塞相位相差180°, 一台计量泵吸入液体时, 另一台计量泵排出液体。曲轴每转一圈, 吸入和排出液体各两次。
设两缸的瞬时流量分别为q1、q2 , 则总的瞬时流量:
q = q1+q2
= - [ rωA sinφ + rωA sin (φ +π) ] (6)
瞬时流量曲线如图3所示。
图3 双缸单作用流量曲线
在(0, 2π)区间, 泵完成两次吸入和两次排出,两次吸入或排出之间无间隙,故虽然其吸入管路及排出管路内的瞬时流量也是脉动的,但脉动有所改善。
3. 1. 3 三缸单作用泵的瞬时流量
三缸的结构及几何尺寸相同, 相位各相差120°,曲轴每转一圈,每个缸的工作腔交替吸入和排出液体一次。设三个缸的瞬时流量分别为q1、q2、q3 ,则合成瞬时流量为:
q = q1 + q2 + q3
= - [ rwA sinφ + rωA sin (φ + 120°)
+ rwA sin (φ + 240°) ] (7)
三缸单作用泵的排出流量曲线图如图4 所示。吸入流量曲线与排出流量曲线相似。
对三缸单作用泵,合成以后的瞬时流量最大值为rωA, 瞬时流量最小值为0. 866 rωA, 变化范围较单缸或双缸单作用泵均大幅降低。
3. 2 流量脉动率δ
流量脉动率δ是衡量流量脉动程度的指标,设δ1 为上振幅的脉动率,δ2为下振幅的脉动率,其值为:
δ1=(qmax - qm)/qm×100% (8)
δ2=(qm - qm in)/qm×100% (9)
式中 qmax ———瞬时最大流量, m3 / s
qm———瞬时流量平均值, m3 / s
qmin ———瞬时最小流量, m3 / s
图4 三缸单作用泵出口合成流量
对单缸至六缸单作用泵的流量脉动率分别进行计算[ 1 ] ,数据如表1所示。
从表中可以看出,单缸泵的流量脉动率最大;多缸泵的流量脉动率较小;奇数多缸的流量脉动率小于偶数多缸的流量脉动率。
4 计量泵振源分析
4. 1 瞬时流量不均匀
在相同管路特性的前提下, 瞬时流量不均匀是引起进出口管路振动的主要振源,瞬时流量脉动率的大小基本上代表了振源的强度。
当液流的状态为层流时,流量q与压差Δp之间的数学关系式为:
Δp =128μlq/πd4 (10)
式中 μ———液体粘度, Pa·s
l———管路长度, m
d———管径, m
故流量脉动必然引起压力脉动, 流量脉动率愈大,压力脉动率也愈大。
4. 2 管内液体周期性地加速和减速流动
根据理想液体的伯努利方程式:
z1 +p1/γ+u21/2g= z2 +p2/γ +u22/2g+1/g ∫215u/5tds(11)
式中 r———介质重度,N /m3
由于管内液体周期性地加速和减速运动, 故式(11)中最后一项的值是交变的,该值的变化必然引起压力的变化。
管内液体周期性地加速和减速流动是系统的又一个振源。
4. 3 进出口阀组的运动
进出口阀组的功能是伴随活塞(或柱塞)的往复运动,周期性的开启和关闭,交替地沟通与截断工作腔与进出口管路之间的通道,完成泵的吸入或排出过程。
无论是平板阀、锥形阀还是球阀,阀口都存在一定的流量- 压差关系,例如锥形阀的阀口流量- 压差关系式为:
q =Cdπdmxvsin∮ ( 2Δp/ρ) 1 /2 (12)
式中 Cd ———流量系数
dm ———阀座平均直径, m
xv ———阀芯上移高度, m
∮———阀口锥角, °
由式( 12)看出, q的变化会引起Δp及xv 的相应变化。因此, 进出口阀组的运动也是系统的振源之一。
4. 4 传动端偏心轮受交变作用力
对单缸单作用泵而言,曲轴每转一转,活塞在液缸内往复一次,活塞力F为:
F = pA (13)
式中 p———工作腔的压力, Pa
根据分析,由于工作腔的压力p是交变的,活塞受力F以及活塞通过滑块、连杆作用在曲轴上的力也是交变的,这将引起曲轴两端的轴承承载交变和电机的工作扭矩不均匀。
4. 5 管路系统能量损失与空穴
在液体内部、液体和管壁之间都有摩擦力存在,液体流动时沿其流动方向要逐渐损失掉一些能量;液体流过管口、弯头、突然变化的截面等处,由于流速的大小或方向发生急剧变化,也要损失一些能量。这些能量损失的值均与流速相关。
流量的交变引起流速的交变,总的能量损失也随之交变。
如果因流速变化造成的压降引起了介质的汽化而使气泡产生,就产生了空穴。这些气泡随着液流流到压力较高的部位时会因承受不了高压而破灭,产生局部的液压冲击,发出噪声并引起振动。
5 计量泵减振降噪措施
5. 1 技术途径
主动减振: 通过改善泵的基本结构或运行状态,最大限度地控制振动源所产生的能量。
被动减振:采取适当措施减小振源的强度或阻断振动传播的途径。
5. 2 主动减振措施
5. 2. 1 总体结构选型设计
由表1列出的脉动率数据, 对振动要求比较高的系统,应优先选用三缸计量泵,因其流量脉动率之和(δ1 +δ2 )仅为单缸泵的4. 4%或双缸泵的8. 8%。流量脉动减小使得压力脉动减小,振源能量大幅降低。
另一方面,压力脉动减小后,作用在活塞上的作用力(即偏心轮的受力)的变化范围相应减小,传动端机械振动也将减小。
5. 2. 2 阀组结构选型和设计
一般选用球阀,在阀球直径大约38mm时,考虑选用锥形阀或环形阀等。
阀组材料配对是影响阀组振动的另一个重要因素。金属- 非金属材料组合较金属- 金属材料
组合在减振降噪方面有明显的优势。
5. 2. 3 系统设计及其它
增加管道通径降低流速,减少弯头及管线长度、增大弯头半径以降低能量损失,都能在一定程
度上减振; 通过工艺措施提高零件的加工精度、保证装配质量,提高轴承承载能力、改善传动端摩
擦零部件润滑状态、增加散热以降低油温(控制在46℃以下)等都是减小振动的有效措施。
5. 3 被动减振措施
(1)泵的进出口管路上安装缓冲系统吸收流量和压力脉动必须要引起注意的是,缓冲系统的频率特性与缓冲罐的容积、充气压力及连接管路几何参数都相关[ 3 ] 。只有在缓冲系统的动态特性与计量泵的动态特性(与计量泵转速、出口压力等相关)相互匹配才能取得最佳的减振效果。
(2)阻尼减振
系统共振振幅H为:
H =1/asEη(14)
式中 as ———比例系数, m
E———杨氏模量, Pa
η———损耗因素, 1 /N
为降低共振振幅,应该选用高杨氏模量E和高损耗因素的材料。
(3)采用隔振垫、管路消声器等。
5. 4 实例分析
中石化某公司资源化重组项目中采用了甲酮计量泵(型号为J6 - DMF3000 /10. 0 - BY - IV)及
丙酮计量泵(型号为J6 - DMF2500 /10. 0 - BY -IV) ,均为单缸单作用隔膜计量泵,出口管线约有80多米长。装置建成试车时,泵及管线的振动很大。虽然该公司采取措施对管线经过了数次加固,但其出口管线最大振幅仍在10mm左右,无法投料生产。
由于计量泵型号已经选定,采用被动减振方案比主动减振方案经济合理。在采集了现场泵及管线系统的特征参数以后,对甲酮计量泵和丙酮计量泵分别进行了动态特性的匹配计算[ 1 ] ,设计了出口缓冲系统,配置可充气的囊式缓冲罐,设定其充气压力、缓冲罐入口与泵出口的距离等重要参数。2007年9月投入运行一次成功,流量脉动率约为5% ,出口管线最大振幅在1mm 以内,完全满足了工艺要求。
6 结语
要完全消除计量泵的流量脉动和柱塞力的交变是不可能的,但通过理论分析和试验验证,采取主动减振和被动减振的措施,使振动控制在规定的范围内是完全可行的。
从振源入手,实施主动减振设计,往往可以达到事半功倍的效果。从振动传播途径入手,通过缓冲系统的配置以及泵与管路特性之间良好的匹配也能达到减振的目的。
参考文献
[ 1 ] 《往复泵设计》编写组编. 往复泵设计[M ]. 北京:机械工业出版社, 1987.
[ 2 ] 成大先. 机械设计手册单行本(机械振动·机架设计) [M ]. 北京:化学工业出版社, 2004.
[ 3 ] 章宏甲,周邦俊. 金属切削机床液压传动[M ]. 南京:江苏科学技术出版社, 1982.
[ 4 ] 林晓磊,徐瑞银. 液压系统的冲击、振动分析与控制[ J ]. 起重运输机械, 2005, 4: 30232.
[ 5 ] 崔书海. 脉冲阻尼器在往复式泵中的应用[ J ]. 河北化工, 2008, 7: 51252.
[ 6 ] 曹勤. 计量泵的发展和应用[ J ]. 石油化工设备,2001, 9: 44247.
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