当泵及其关联体系发生毛病时，一般归结到四种类型：开裂，疲劳，摩擦磨损或泄漏。开裂的原因是过载，例如超越预期的压力，或管口负荷超出推荐的水平。疲劳的条件是施加的载荷是交变的，应力周期地超越材料破裂的耐久极限，泵部件的疲劳首要由振荡过大引起，而振荡大由转子不平衡，泵和驱动机之间轴中心线的过大不对中，或固有频率共振扩大的过大运动引起。

  摩擦磨损和密封泄漏意味着转子和定子之间的相互定位没有在设计的容差规模。这能够动态发生，一般原因是过大的振荡。当磨损或泄漏位于壳体单个视点方位，常见的原因是不可接受的管口载荷量，及其导致的或独立的泵/驱动机不对中。在高能泵（特别是加氢裂化和锅炉给水泵），另一个在定子一个方位摩擦的或许性是温度改变太快，导致每个部件由于随温度的改变，长度和装配不匹配。

    有一些特定的办法和程序可供遵循，降低发生这些问题的机会；或假如发生了，帮助确认处理这些问题的办法，然后让一台泵保养的更好。

振荡评价

关于泵的振荡和其它不稳定机械状态的确诊或预测，应包含如下评价：

• 转子动力学行为，包含临界转速，鼓励呼应，和稳定性

• 扭转临界转速和振荡应力，包含起机/停机瞬态

• 管路和管口负荷引起的不稳定应力，和不对中导致的扭曲

• 由于扭振、止推和径向负荷导致高应力部件的疲劳

• 轴承和密封的稳态和动态行为

• 正常运转和连锁停机过程的润滑体系运转

• 工作规模对振荡的影响

• 组合的泵和体系中的声学共振（类似喇叭）

    一般评论的振荡问题是轴的横向振荡，即与轴笔直的转子动力学运动，但是，振荡问题也会在泵的定子结构发生，如立式泵，别的振荡也会发生在轴向，也或许涉及扭振。

泵的运转点对振荡的影响

    尽量运转在BEF点，否则，离心泵随节省振荡变大，除非节省随同转速的改变如VFD。在给定转速运转远低于BEF，与远高于BEF一样，使流体的速度视点与各级叶轮或扩散器或蜗壳舌部的流道视点不匹配。在低于进口或出口回流的流量下，转子叶轮稳定的侧负荷和摇动或许引起摩擦，乃至损坏轴承。

    一些工厂考虑未来生产扩容，购买大于需求能力的设备，但是这样会发生几年的本应牢靠设备的功能不牢靠。如图1的典型结果，虽然运转在低于BEF是允许的乃至对某些应用是必须的，但是绝不要使泵长期运转在低于厂家供给的“最小连续流量”，否则脉动和振荡将有阶跃升高。

泵进口设计对振荡的影响

    进口法兰的机械连接，以及泵叶轮上游的液压设计，都会明显影响泵的振荡。防止在大的管口有无限制的膨胀节（管路“柔性节”），但是，首要的液压问题是要有足够的静压防止气蚀。这意味着不仅仅具有足够的净正进口压头（NPSHA），还要高一些以满意厂家公布的3%压头下降NPSHR（需求的NPHS）。

    当NPSHA到3xNPHSR时，高频气蚀（有时听不见的）将引起叶轮流道进口侧或摩擦环出口侧的侵蚀，并导致低频有时流道经过频率振荡添加。除了进口压力太低，假如泵运转在远离BEF点，进入的流体对旋转的叶轮流道的冲击视点会与泵的设计者在该转速下预测的不同，将在进口或出口发生流道失速，别离导致进口或出口回流。这种内部回流可引起流道压力侧的气蚀，导致旋涡状流随叶轮旋转，但是以一个较慢的转速，在意想不到的次同步频率鼓励转子临界转速，明显增大振荡。

平衡

    不平衡是机器振荡过大最常见的原因（大约50%），紧随其后的是不对中。一般认为平衡分静态（质量中心违背中心，质量散布主轴仍与旋转中心线平行）和动态（质量中心轴与旋转轴成视点）。对应轴向短的部件（如一个止推垫圈）二者的差别能够忽略，只需求单面静态平衡。关于长度大于1/6直径的部件，应考虑动态不平衡，至少需求双面平衡。

    关于运转在二阶临界转速（对泵不常见）的转子，乃至双面平衡还不行，或许需求某些办法的高速模态平衡（即平衡去重考虑最接近的固有频率模态形状）。不平衡表现为1X频率，这是由于转子的要点以转速旋转，使振荡运动以相同频率。一般它也导致一个圆形轴心轨道，虽然假如转子在滑动轴承内承受高负荷轨道或许为椭圆。

 泵/驱动机对中

    不对中仅次于不平衡，是旋转机器振荡问题第二个最常见的原因。一般区分为两种办法：平行不对中和角不对中，一般不对中是两种的结合。有时一个转子必须在冷态和未运转时偏移，以便在运转和热态时保持对中。不对中首要引起2X转频振荡，由于高度椭圆的轨道驱使轴运转在不对中的一侧。有时不对中负荷可导致高次谐频（即转子转速整数倍频，尤其3X），乃至或许降低振荡，由于它加载转子使其对轴承壳反常变强。

    或许，不对中可实践上引起1X振荡增大，经过抬起转子使其离开重力加载的“轴承方位”，使轴承运转在相对卸载状态（这也可导致轴不稳定，后述）。典型的不对中特征表现为2X振荡，香蕉或数字8形轨道，一般随同相对较大的轴向运动，也是在2X，由于联轴器经历非线性“压弯”每转两次。

  共振

    振荡超标是常见的问题，尤其在变频体系，很或许存在一个鼓励频率等于一个固有频率。为了防止共振，转子和轴承座的固有频率应该与“运球”型的力频率很好分离，它们很或许是1X转频（典型不平衡），2X（典型不对中），或叶轮流道数乘以转速（称为“流道经过”振荡，当叶轮流道经过一个蜗壳舌或扩散器流道“切流”）

    实践上，共振扩大（常称为“Q”值）系数一般介于2至25之间，假如引起振荡的力是稳定的而不是振荡的。Q取决于能量消耗的量，称为“阻尼”，它在碰撞中发生。在一个汽车车身，这个阻尼由冲击吸收器供给；在一个泵，它大部分由轴承和“环形密封”转子和定子之间的流体陷阱供给，像平衡活塞。

 对应共振，模态冲击测验对错常有效和被证明的办法，可快速发现共振的原因并从根本处理它。典型的处理办法包含对最大振荡运动区域挑选性的支撑，或许添加质量。模态“敲击“测验最好在机器运转中进行，这样，轴承和密封是“承载的”并支撑转子，在泵的典型运转状态。确认你或服务商具有在机器运转条件下进行“敲击”测验的能力。

转子动力学评价 

    转子动力学需求一个比结构动力学更专业核算机程序，由于它必须包含的影响如：

◆ 在轴承，叶轮和密封，作为转速和负荷的函数的三维刚度和阻尼

◆ 叶轮和止推平衡装置流体鼓励力，和

◆ 陀螺效应

    但是，一些大学和商业安排开发了转子动力学程序，可用的程序包含各种核算子程序，用于轴承和圆形密封（如摩擦环和平衡鼓）的刚度和阻尼系数核算，临界转速核算，鼓励呼应和转子稳定性核算，它包含轴承和密封阻尼和“穿插耦合刚度”的影响（即与运动笔直的的反作用力）。

流体“添加质量”对转子动力学固有频率的影响  

    围绕转子的流体以三种办法添加转子的惯性：流体被困在叶轮通道直接添加质量；由于叶轮和轴材料的存在移动的流体直接对转子体系添加质量，由于转子在流体中的振荡，它必须移动这个质量；以及在严密间隙中的流体，必定比转子振荡加速度更快地加速以保持连续性，并因而或许会添加很多倍于其移动的质量（称为Stroke Effect）。

环形密封“Lomakin效应”对转子动力学固有频率的影响  

    泵的环形密封（例如，摩擦环和平衡鼓）可对动力学特性影响很大，经过改变转子支撑刚度然后转子固有频率，因而能够避开或导致强一倍和二倍转频鼓励与一个低固有频率之间或许的共振。环形密封的刚度和阻尼小部分由挤压油膜和流体动力楔（对滑动轴承设计广为所知）供给。但是，由于在环形密封中相对轴承来说存在高的轴向对圆周流速比例，由于圆周间隙改变能够在环形间隙发生很大的力，随着转子偏疼的发展引起Bernoulli压降，这被称为Lomakin效应，而且是泵的环形密封中最大的刚度和阻尼力发生机制。

    Lomakin效应直接取决于经过密封的压降，关于恒定体系流阻它发生Lomakin支撑刚度大约随着转速的平方而改变。但是，关于大约恒定的体系压头，导致只有很小的Lomakin效应随转速的改变。其它重要的参数是环形密封长度，直径和间隙；流体特性是次要的除非涉及非常高的粘度。但是，流体漩涡能够导致Lomakin效应的明显下降，或许添加随同它的穿插耦合，重要的是，当穿插耦合反作用力超越阻尼反作用力，它或许引起转子动力学不稳定（如合理设置的转子动力学程序所估算的那样）。

    间隙效应是最强的几许尺度影响，Lomakin效应大约与其平方成反比。间隙影响很大的物理解释是，它给圆周压力散布（Lomakin效应的原因）经过圆周流动而消除。任何环形密封腔带有切槽在必定程度具有与添加间隙相同的作用，在这个视点看深槽比浅槽更差。

  转子扭转剖析  

    横向转子动力学剖析能够一般不包含其它泵体系部件，如驱动机，泵壳体，轴承座，基础或管道，但是，泵轴的扭转振荡和各种泵固定结构的振荡是取决于体系的，由于振荡的固有频率和振型随部件的质量，刚度和阻尼而改变的，不是包含在泵中的那些。

    虽然扭振问题再泵不常见，除非由高频VDF鼓励的电动机驱动，或由往复发动机驱动，复杂的泵/驱动链具有扭振问题的或许性。这能够经过核算进行查看，包含前几阶扭振临界转速，和体系在起机瞬态，稳态运转，连锁和电动机操控的瞬态过程中对鼓励的强迫振荡呼应。强迫呼应应该按照静态的加上振荡的应力之和，在驱动链的最高应力元件，一般是最小轴直径处。

    一般核算前两个扭振模型足够掩盖期望的鼓励频率规模，为此，泵机组必须按照至少三个部分建模：泵转子，联轴器（包含任何垫块）和驱动机转子。假如运用柔性联轴器（如盘联轴器），联轴器的刚度将与轴的刚度在一个数量级，必须包含在剖析中。联轴器扭转刚度的良好估量，一般相对独立与速度和稳态扭矩，列在联轴器样本数据中，一般供给给定尺度的刚度规模。

    假如包含齿轮箱，每个齿轮必须单独考虑，按照惯量和啮合比。假如泵或驱动转子与将转子连接到联轴器的轴相比不是至少几倍的扭转刚度，那么单个轴长度和内部叶轮应包含在模型中，但是对工业泵来说要求最后一步是不常见的。

    手工核算前几个扭转固有频率的办法由Blevins给出，但是泵的扭振核算应该包含体系阻尼的影响。为了以足够精度确认轴的应力，应该运用数字的程序，如Holzer办法，传递矩阵法或有限元剖析（FEA）。

    最低扭转振型是在泵/驱动体系最常被激起的，这个扭转振型的大部分运动发生在泵的轴上。这种情况下，首要的阻尼来自泵叶轮，当它由于扭振运动运转在稍高和稍低的瞬时转速时消耗的能量。这个阻尼的粗略估量公式：

    阻尼 = 2x（额外扭矩）x（估量的频率）/（额外转速）^2

    为了确认期望的大扭振鼓励的频率，以及这些频率下发生扭矩值，任何给定转速和流量下的泵的扭矩能够乘以一个单位系数“p.u.”，重要频率下的p.u.系数可从特定体系的电机和操控生产商那里取得，一般是感兴趣的状态下稳定运转扭矩的大约0.01至0.05，峰-峰值。

    来自电动机的最重要的扭转鼓励频率是极数乘以滑差频率（对感应电动机），转速乘以极数，以及转速本身；泵的不稳定的流体扭矩也存在，频率表现为转速乘以叶轮流道数，强度等于传递的扭矩除以流道数，一般具有的最大值也是在0.01至0.05区间，不在BEP最佳运转点运转和/或叶轮少于4个流道一般具有较高的值。

    关于包含变速或VFD的体系，应该特别关注，除了鼓励频率扫描一个大的规模然后添加发生共振的机会，老式的VFD操控器供给新的鼓励，表现在电动机转速的各种“操控脉冲”乘数，一般为6X或12X，以及也常为整分数约数。操控器生产厂商能够预测这些频率及其相关的p.u.系数。

    对机组扭转特性的可接受度的判断应该根据在所有运转状态，受迫呼应轴应力是否在疲劳极限预留了足够安全系数之下。对一个仔细剖析的转子体系，推荐的最小安全系数是2。

转子动力稳定性  

    转子动力稳定性指一种现象，即使主动的稳定的鼓励非常低，具有反响支持力的转子及其体系能够成为自激的，导致或许灾害性的振荡水平。转子动力不稳定性的一个关键因素是穿插耦合刚度，穿插刚度源于在轴承和其它严密的旋转间隙中建立的流体动力油膜，流体动力油膜具有倾向于将转子推回到其中心方位的有利作用 – 这是典型的流体膜（轴颈）轴承的工作原理。

    但是，除此之外，穿插耦合力矢量作用在与运动笔直的方向，与源自流体阻尼的矢量方向相反，因而很多人将穿插耦合刚度理解为负阻尼。穿插耦合作用对稳定性对错常重要的，假如穿插耦合力矢量变成大于阻尼矢量，振荡引起反响力以一种反馈的办法导致不断添加的振荡，轴心轨道不断变大直到发生严峻摩擦，或由于大的运动反馈停止。

    轴半速涡动是一个在低于一阶非临界阻尼的轴弯曲固有频率下的受迫呼应，它是由流体鼓励力驱动的，发生力的静态压力场以低于转速的某个速度旋转，流体旋转的速度成为涡动速度。

    涡动最常见的原因是围绕叶轮前或后侧板，或在轴颈轴承的间隙的流体旋转，这种流体旋转一般是转速的约45%，由于流体在定子壳壁是固定的，在转子表面以转子的速度旋转，这样在旋转间隙建立起大约半速的“库艾特流”散布。驱动这个涡动的压力散布一般是倾斜的，这样穿插耦合的重量与涡动运动方向相同，而且或许很强。假如某种原因间隙在一侧减小，例如由于偏疼，结果耦合的力进一步添加。

    假如流体涡动频率随转速添加而添加，直到涡动位于一个转子很小阻尼的临界转速，穿插耦合力的作用相位相关于对它的反响力成为不稳定的（力导致变形导致更大的力），那么“轴涡动”变为所谓的“轴振荡”，它是很具破坏性的，迅速地磨损掉泵腔内密封所需求的严密设计间隙。

    轴振荡的特征是一旦它开始，所有自激发生在轴的弯曲固有频率，这样振荡呼应频率“确认”固有频率。由于振荡开始于当涡动接近转速的一半，并等于轴的固有频率，正常的1X转速频率频谱和大概圆形的轴心轨道现在表现出明显的大约0.45倍转速重量，在轨道上表现为一个环，反映每隔一转一次轨道脉动。这种情况下的典型观察是振荡“确认”在固有频率上，导致在振荡开始之后转速升高，振荡违背涡动的恒定百分比转速。

  参数共振和分数频率  

    现已发现，在透平机器中当转子与壳体的定子部件相互作用时，常见一些类型的非线性振荡呼应，它们一般归结到参数共振类型，超出了本文评论的规模。它们可导致大的振荡，虽然相对低的驱动力。一般来讲，这些共振是由轴承支撑松动或在轴承、密封或其它旋转间隙处的摩擦引起的，征状是脉动的轴心轨道，在转速的整分数倍频，如1/2，1/4等振荡较大。

  测验办法 – FFT频谱剖析  

    振荡幅值对频率的FFT频谱或“特征”剖析可确认那些被强烈激起的频率，对熟悉泵的内部部件和泵所连接的体系的振荡特性的专业人员，提示或许的根本原因。特征剖析之后，实验模态剖析（EMA）现已证明其经过别离确认泵体系的鼓励力和固有频率快速处理问题的能力。

    泵的振荡达到最大的转速，而且依据经验，很严峻足以引起牢靠性问题，被称为“临界转速”。泵的临界转速一般由“瀑布图”确认，它是泵在静止和运转状态之间加速或减速过程中，振荡幅值对频率的频谱对时刻的3-D绘图。图3所示的例子，是一个锅炉给水泵在一个低流速下（排放口节省）在一个速度规模内运转的三维图。对泵来说，这样一个绘图或许有明显误差，由于环形密封在起机和停机的瞬态的刚度值k与它们在感兴趣的稳定运转状态的值有很大差别，首要由于 Lomakin效应。

    级联图的剖析配对是坎贝尔图，它是振荡鼓励频率对转速的绘图。由于泵中最强的振荡鼓励发生在转速的整数倍频，这些（1X，2X和流道经过）在图中作为从坐标原点放射的斜线绘出，同样对前几个核算的转子固有频率汇出大约水平线。鼓励和固有频率曲线的交点用半径等于交点发生的频率的10%画圆标注，假如任何圆的任何部分位于代表最小和最大运转转速的两条笔直线之间，那么共振会发生，需求采取步骤移动有问题的固有频率，添加其阻尼直到达到临界阻尼，或消除鼓励源。

测验办法 – 冲击（敲击）测验 

    在模态呼应冲击测验或激振器测验确认固有频率时，展示结果方便的绘图是log振荡值对频率，结合相位角对频率的绘图，这个绘图识别和验证固有频率的值并表示其扩大系数。另一个有用的绘图是奈奎斯特图，它承载相似的信息，但以极坐标图的办法，振荡值是放射的矢量，相位是其视点。对后者，固有频率绘图作为近似圆，运用奈奎斯特图接近的振型更简单识别和分隔。

    实验模态剖析（EMA）是一个振荡测验办法，它对泵施加已知的力（在测验规模所有频率上恒定），泵由这个力单独发生的振荡呼应被观察和剖析。EMA能够在实验台上也能够在现场确认泵的振荡特性，能够得到结合了壳体、管道和支撑结构的实践固有频率；而且假如采用特殊的数据收集步骤，EMA也能够在泵的运转状态确认转子的固有频率。

    做EMA运用的首要工具是一个双通道FFT频率剖析仪，一个PC和特定软件，一组振荡呼应探头如加速度传感器或涡流探头，和一个冲击力锤。力锤的设计能够将将力散布到一个频率规模，掩盖测验的规模，结果就像一系列激振器测验的结合。冲击力锤在其头部有一个加速度计，标定指示施加的力，在EMA测验时，力锤冲击力加速度传感器的信号连接到频谱剖析仪的一个通道。在每个频率上，第二通道除以榜首通道得到泵及其连接的体系的“频率呼应函数”（FRF）。FRF的峰对错临界阻尼的固有频率，峰的宽度和高度指示每个固有频率的阻尼，以及在测验方位振荡对力锤冲击的方位附近发生的力，在给定固有频率附近频率的灵敏性。

    Marscher开发了EMA的变种，不需求停掉泵、在实践现场测验的时刻和运转制约下就能够准确确认固有频率，这个办法称为时刻均匀冲击（TAP）。TAP办法统计识别模态剖析的数据，以便在泵运转在有问题的状态下牢靠地确认结构固有频率和振型，共振力的方位和频率，和转子临界转速。TAP然后运用经典模态剖析处理技术发生每个固有频率下振型的动画模型，预测设想的设计改变的有效性，例如加强轴承刚度，新的管道支撑，或加厚基板。这个办法可应用于任何转速和负荷下机器。

    EMA能够分类复杂的模型测验数据库，由多个方位对一个敲击方位的振荡呼应的FRF绘图组成，挑选的敲击方位代表或许存在明显鼓励力的当地。这个分类处理的结构是准确预测测验规模内每个固有频率的频率和阻尼，将“成箱的”固有频率振荡变为“振型”。在一些EMA软件，这个信息能够用来自动预测添加质量、阻尼器或支撑的最佳方位，以处理与给定振型有关的振荡问题。关于机器运转时在很大方位和方向收集的振荡也能够做类似的“箱”，被称为运转变形形状（ODS），ODS是一个非常有用的毛病排查工具，由于比如软脚、部件松动、过大柔性区域之类的问题即刻变为明显的，然后能够提出修理措施。

振荡毛病排查 

    图4和图5表示一个代表性的泵型式的典型毛病模式和相关的频率，这些图的要点不在于包含所有泵的问题，但示出了首要问题，以及这些问题如何与导致的振荡相关。图6表示FFT频谱和x-y轨道（在探头方位轴中心线的运动）如何被用来确认发生了什么毛病，根据振荡水平，它们的严峻性怎样。

案例：立式泵带空心轴/齿轮箱驱动 

    一个首要的US炼油厂的一些服务水泵发生了一系列齿轮箱失效问题，发出强烈的尖利噪声违反OSHA标准。这些泵经过汽机经过一个直角1：1齿轮箱和空心轴以可变转速驱动。来自泵、透平和齿轮箱制造商和独立咨询公司的很多专家，在安装以来的几年中未能成功地运用振荡特征测验（和某些FEA）理解和消除问题，更换一些按照更严格的误差仔细建造的齿轮箱没有作用，怀疑问题与由齿轮啮合频率激起的扭转临界转速有关。但是，完成的扭振测验发现所有转子体系的扭转固有频率接近他们预测的值，并不接近设备的单一的运转速度。

     冲击模态测验在所有曝露的定子以及转子部件完成，运用上述谈到的累计时刻均匀办法，没有结果指示存在任何固有频率接近齿轮啮合鼓励频率，直到对4英尺长的空驱动轴在其运转时进行冲击测验。惊人的测验结果表明，空心轴在扭矩下几乎正好在齿啮合频率具有一个“钟振型”，鼓励的固有频率振型如图7所示，空心轴振型呈椭圆形，具有非常小的阻尼，引起轴长度随着横截面周期性地变为椭圆而波动。

     后续的剖析表明，出人意料的轴向运动是经过“泊松效应”发生的，即是，当你在一个方向拉紧部件，它自动在笔直方向同时变形。经过进一步测验表明，驱动力是来自大小齿轮啮合是扭转和轴向载荷的结合。驱动轴用油脂填充阻尼衰减这个反常振荡，齿轮箱噪声立即下降了10倍，所有齿轮箱问题得以处理。

  结  论   

    比如查看振荡的可接受性的程序之类的问题看似简单，现实中，它需求经验得到正确定论，涉及与挑选和运转一个离心泵相关的内在关联的许多事项。

    ◆ 剖析机器“在先”，在安装之前，最好在收购之前。假如没有内部人员做，请第三方咨询，或使它作为招标过程，制造商必须以可信的办法为你完成这种剖析，但是有很多“可变通”的查看和简单剖析，作为非专家人士能够自己完成。

    ◆ 认真对待你买的泵的大小，与你的过程和泵体系真正的需求比较。不要买大的多的泵，你之后会花大部分时刻使之部分负荷运转。

    ◆ 关于转子动力学剖析，对中监测，和固有频率共振测验，运用核算机软件工具比“手工”技术会更简单得到正