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1、前言
作為往復泵的一個重要分支,就振動機理而言,計量泵的機械傳動部件承受的載荷是交變的;瞬時流量是脈動的;由于管內流動液體的加速和減速,引起了管路內液體壓力的脈動;在節流部位以及彎頭處,由于能力損失,不可避免的產生了液體的沖擊。
壓力脈動和沖擊不僅引起振動并造成管路附件的疲勞損壞、降低流量精度,而且會引發安全事故。在大流量或長管線場合,計量泵所引起的振動甚至會造成工藝系統無法運行。
本文對引起計量泵振動的主要因素(即振源)加以分析,在此基礎上提出一些主動減振和被動減振的方法或措施。
2、計量泵的結構及原理
典型的柱塞計量泵結構如圖1所示,電機通過聯軸器驅動蝸桿- 蝸桿副,經蝸輪蝸桿副換向并減速后帶動與蝸輪剛性連接的偏心輪一起旋轉。偏心輪與連桿和十字頭組成的曲柄連桿滑塊機構將偏心輪的旋轉運動轉變為十字頭的往復直線運動。
圖1 柱塞計量泵結構示意
計量泵傳動原理如圖2所示,曲柄每旋轉一圈,滑塊在連桿的帶動下,經缸體內孔導向完成直線往復運動一次。
圖2 曲柄連桿滑塊機構示意
經過推導和計算[ 1 ] ,在λ≤1 /4時, 可近似認為滑塊速度u:
u = - rω( sinφ +λ2sin2φ) (1)
滑塊加速度a:
a =du/dt= rω2 ( cosφ +λcos2φ) (2)
為進一步簡化振動機理分析,設λ = r/L = 0,則有:
u = - rωsinφ (3)
a = - rω2 cosφ (4)
即:活塞速度u與加速度a的波形分別為標準的正弦波形和余弦波形(設λ = 0)
式中 r———曲柄半徑,m
ω———曲柄角速度, 1 / s
φ———曲柄轉角, °
L ———連桿長度, m
λ———連桿比,λ = r/L
3 計量泵的振動機理分析
3. 1 泵瞬時流量的計算和分析
計量泵液力端常用單缸單作用結構,在流量較大或要求流量脈動小的場合則采用雙缸和三缸單作用結構。在不考慮容積損失的情況下,泵在每一瞬間排出的流量稱為理論瞬時流量,簡稱瞬時流量。對于多缸多作用泵,總的瞬時流量等于各個工作腔在同一瞬間的瞬時流量之和。
3. 1. 1 單缸單作用計量泵的瞬時流量
單缸單作用泵工作時,曲軸轉一圈,工作腔完成吸入和排出各一次,瞬時流量為:
q =Au = - rωA sinφ (5)
式中 q———瞬時流量, m3 / s
A ———活塞面積, m2
瞬時流量周期為2π; 在( 0,π)區間, 計量泵僅有液體吸入而無液體排出;在(π, 2π)區間, 計量泵僅排出液體而無液體吸入。所以單缸單作用泵的吸入管路及排出管路內的瞬時流量是間隙和脈動的。
3. 1. 2 雙缸單作用計量泵的瞬時流量
雙缸單作用計量泵運行時, 兩計量泵的活塞相位相差180°, 一臺計量泵吸入液體時, 另一臺計量泵排出液體。曲軸每轉一圈, 吸入和排出液體各兩次。
設兩缸的瞬時流量分別為q1、q2 , 則總的瞬時流量:
q = q1+q2
= - [ rωA sinφ + rωA sin (φ +π) ] (6)
瞬時流量曲線如圖3所示。
圖3 雙缸單作用流量曲線
在(0, 2π)區間, 泵完成兩次吸入和兩次排出,兩次吸入或排出之間無間隙,故雖然其吸入管路及排出管路內的瞬時流量也是脈動的,但脈動有所改善。
3. 1. 3 三缸單作用泵的瞬時流量
三缸的結構及幾何尺寸相同, 相位各相差120°,曲軸每轉一圈,每個缸的工作腔交替吸入和排出液體一次。設三個缸的瞬時流量分別為q1、q2、q3 ,則合成瞬時流量為:
q = q1 + q2 + q3
= - [ rwA sinφ + rωA sin (φ + 120°)
+ rwA sin (φ + 240°) ] (7)
三缸單作用泵的排出流量曲線圖如圖4 所示。吸入流量曲線與排出流量曲線相似。
對三缸單作用泵,合成以后的瞬時流量最大值為rωA, 瞬時流量最小值為0. 866 rωA, 變化范圍較單缸或雙缸單作用泵均大幅降低。
3. 2 流量脈動率δ
流量脈動率δ是衡量流量脈動程度的指標,設δ1 為上振幅的脈動率,δ2為下振幅的脈動率,其值為:
δ1=(qmax - qm)/qm×100% (8)
δ2=(qm - qm in)/qm×100% (9)
式中 qmax ———瞬時最大流量, m3 / s
qm———瞬時流量平均值, m3 / s
qmin ———瞬時最小流量, m3 / s
圖4 三缸單作用泵出口合成流量
對單缸至六缸單作用泵的流量脈動率分別進行計算[ 1 ] ,數據如表1所示。
5 計量泵減振降噪措施
5. 1 技術途徑
主動減振: 通過改善泵的基本結構或運行狀態,最大限度地控制振動源所產生的能量。
被動減振:采取適當措施減小振源的強度或阻斷振動傳播的途徑。
5. 2 主動減振措施
5. 2. 1 總體結構選型設計
由表1列出的脈動率數據, 對振動要求比較高的系統,應優先選用三缸計量泵,因其流量脈動率之和(δ1 +δ2 )僅為單缸泵的4. 4%或雙缸泵的8. 8%。流量脈動減小使得壓力脈動減小,振源能量大幅降低。
另一方面,壓力脈動減小后,作用在活塞上的作用力(即偏心輪的受力)的變化范圍相應減小,傳動端機械振動也將減小。
5. 2. 2 閥組結構選型和設計
一般選用球閥,在閥球直徑大約38mm時,考慮選用錐形閥或環形閥等。
閥組材料配對是影響閥組振動的另一個重要因素。金屬- 非金屬材料組合較金屬- 金屬材料
組合在減振降噪方面有明顯的優勢。
5. 2. 3 系統設計及其它
增加管道通徑降低流速,減少彎頭及管線長度、增大彎頭半徑以降低能量損失,都能在一定程
度上減振; 通過工藝措施提高零件的加工精度、保證裝配質量,提高軸承承載能力、改善傳動端摩
擦零部件潤滑狀態、增加散熱以降低油溫(控制在46℃以下)等都是減小振動的有效措施。
5. 3 被動減振措施
(1)泵的進出口管路上安裝緩沖系統吸收流量和壓力脈動必須要引起注意的是,緩沖系統的頻率特性與緩沖罐的容積、充氣壓力及連接管路幾何參數都相關[ 3 ] 。只有在緩沖系統的動態特性與計量泵的動態特性(與計量泵轉速、出口壓力等相關)相互匹配才能取得最佳的減振效果。
(2)阻尼減振
系統共振振幅H為:
H =1/asEη(14)
式中 as ———比例系數, m
E———楊氏模量, Pa
η———損耗因素, 1 /N
為降低共振振幅,應該選用高楊氏模量E和高損耗因素的材料。
(3)采用隔振墊、管路消聲器等。
5. 4 實例分析
中石化某公司資源化重組項目中采用了甲酮計量泵(型號為J6 - DMF3000 /10. 0 - BY - IV)及
丙酮計量泵(型號為J6 - DMF2500 /10. 0 - BY -IV) ,均為單缸單作用隔膜計量泵,出口管線約有80多米長。裝置建成試車時,泵及管線的振動很大。雖然該公司采取措施對管線經過了數次加固,但其出口管線最大振幅仍在10mm左右,無法投料生產。
由于計量泵型號已經選定,采用被動減振方案比主動減振方案經濟合理。在采集了現場泵及管線系統的特征參數以后,對甲酮計量泵和丙酮計量泵分別進行了動態特性的匹配計算[ 1 ] ,設計了出口緩沖系統,配置可充氣的囊式緩沖罐,設定其充氣壓力、緩沖罐入口與泵出口的距離等重要參數。2007年9月投入運行一次成功,流量脈動率約為5% ,出口管線最大振幅在1mm 以內,完全滿足了工藝要求。
6 結語
要完全消除計量泵的流量脈動和柱塞力的交變是不可能的,但通過理論分析和試驗驗證,采取主動減振和被動減振的措施,使振動控制在規定的范圍內是完全可行的。
從振源入手,實施主動減振設計,往往可以達到事半功倍的效果。從振動傳播途徑入手,通過緩沖系統的配置以及泵與管路特性之間良好的匹配也能達到減振的目的。
參考文獻
[ 1 ] 《往復泵設計》編寫組編. 往復泵設計[M ]. 北京:機械工業出版社, 1987.
[ 2 ] 成大先. 機械設計手冊單行本(機械振動·機架設計) [M ]. 北京:化學工業出版社, 2004.
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[ 4 ] 林曉磊,徐瑞銀. 液壓系統的沖擊、振動分析與控制[ J ]. 起重運輸機械, 2005, 4: 30232.
[ 5 ] 崔書海. 脈沖阻尼器在往復式泵中的應用[ J ]. 河北化工, 2008, 7: 51252.
[ 6 ] 曹勤. 計量泵的發展和應用[ J ]. 石油化工設備,2001, 9: 44247.
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