摘要：立式混流泵因其占地面积小、湿式安装及可抽芯等优点，广泛应用于城市供排水、电厂及工业企业的循环水输送。然而，如果立式泵及其系统在设计、制造和安装过程中存在问题，运行时就容易出现振动和噪音，严重时甚至会影响泵的正常运行。本文详细介绍了笔者曾遇到过的一个案例的整个处理过程，及其引发的思考，旨在为同行们提供参考。关键词：立式混流泵；振动；处理；思考

1. 引言

立式混流泵因其占地面积小、湿式安装及可抽芯等优点，广泛应用于城市供排水、电厂及工业企业的循环水输送。然而，如果立式泵及其系统设计、制造和安装不当，运行过程中极易诱发振动和噪音，严重时甚至会影响泵的正常运行。笔者曾处理过一个典型的立式混流泵振动的案例，该案例的振动原因复杂多样，在处理过程中，虽然一度陷入困境，但令笔者感到欣慰的是，用户始终本着发现问题、分析问题和解决问题的理念，积极协助并推进各种思路和方案的实施，最终成功找到了可行的解决方案。由于该案例具有代表性，希望与同行们分享，并为他们提供一些参考。接下来，笔者将介绍该振动案例的处理过程及所带来的思考。广告重磅！各省高级工程师职称评审全面放开！满足2点要求可评高级以正科技教育查看详情

2. 项目概况

该泵组为自来水厂深度处理系统的提升泵。系统设计了三台提升泵，两用一备。提升泵为DN700的立式混流泵，单泵设计流量为3600 m3/h，设计扬程为9 m，驱动电机为132 kW的8极立式变频电机，能够根据供水需求自动调节运行频率，类似参数的泵型在自来水深度处理系统中应用广泛。三台泵的布置如图1所示。

图1：三台提升泵的布置泵组安装完成后，分别对其进行了测试。在调试过程中，发现泵在工频运行时振动较大，尤其是1#和2#泵的振动最为明显，振动位移Ap-p最大达到127 µm，振动速度Vrms的最大值为8.7 mm/s。根据GB/T29532-2013《泵的振动测量与评价方法》，这些振动值已超出标准范围，属于不合格状态。

3. 案例处理

3.1 第一阶段处理结合现场情况及振动特征，基于笔者实际工程应用经验，初步分析振动的主要原因如下：

1）联轴器同心度不良，轴系未对中引发振动。 2）泵和电机组成的泵组固有频率与转频接近，引发了共振。 3）泵组装过程中螺栓扭矩不足导致转子部件刚度下降。 4）泵安装的水平度超出设计范围，导致动静零部件出现碰磨现象。 5）泵安装时二次灌浆不良，导致安装底板的灌浆层出现空洞。

本着先易后难的思路，首先对联轴器同心度进行了检查和调整，具体同心度要求见图2。调整后，振动状态并未发生改变。

图2：联轴器同心度调整对三台泵各部位的振动值进行分析（其中1#泵振动值见图3），发现振动强度自底板向上逐渐增大，电机非驱侧轴承在水平（X或Y）方向的振动值最大，安装底板与泵底座结合面的振动位移值相差超过5 µm。根据振动值由下向上逐步增大的特征，三台泵中1#泵和2#泵的电机非驱侧轴承水平方向振动值分别达到127 µm和128 µm，而3#泵的振动值为64 µm。这初步表明可能出现了共振或基础二次灌浆不良的情况。为进一步确认，现场采用敲击法测试了三台泵电机支架的固有频率，结果显示三台泵的电机支架固有频率分别为111 Hz、117 Hz、107.5 Hz，在X和Y方向上，固有频率值相差1 Hz、0.5 Hz和1.5 Hz，且固有频谱远大于泵的转频12.33 Hz，因此可以排除共振问题。

图3：1#泵组各部位振动位移、频谱及固有频率在对泵的组装质量进行再检查时，拆除了其中一台泵以确认是否存在松动问题，并排除了因装配不良导致的松动情况。接下来，将排查重点放在了安装底板的二次灌浆质量上。通过现场对安装底板进行敲击，发现有空洞的声音。经过多方会议讨论，决定先拆除3#泵底板进行检查，拆除后确认二次灌浆确实存在空洞现象，因此按照安装规范要求重新对底板进行了灌浆，然后将泵复位并进行了试验。试验结果显示，振动值有了明显改善。尽管电机非驱侧水平方向振动值未超标准，但仍然偏高，具体数据详见表1。随后，对1#和2#泵也进行了重新灌浆和安装。在拆除1#泵时，发现灌浆存在明显的空洞和底板变形情况。表1：3#泵重新二次灌浆后的振动数据

在项目供水的初期，由于未能达到设计供水能力，泵的运行频率基本保持在45 Hz以下。随着供水量逐渐达到设计要求，泵在47 Hz以上运行时，振动值开始逐渐增大。三台泵的振动状态发生了变化，最初1#和2#泵的振动最大，而经过重新灌浆后，3#泵的振动值成为最高。经过一个月的运行，3#泵电机非驱侧的振动值达到11 mm/s，这种高振动导致填料的泄漏量显著增加。根据现场情况，我们判断3#泵上端滑动轴承可能出现了较严重的磨损。对此，我们对3#泵进行拆解检查，发现水导轴承和密封环均存在磨损。经过沟通，决定将3#泵及电机返厂，更换和修复磨损部件。修复完成后，在试验台上对3#泵进行了工频运行测试，结果显示振动值均符合标准。将修复后的3#泵运送到现场并重新安装。安装后，3#泵在43 Hz时开始振动，随频率的增加，振动幅度也逐渐增大。在47 Hz时，振动变化更加明显，而在50 Hz时的振动值远高于工厂测试时的数值。相比之下，1#和2#泵在相同工况下的振动强度低于3#泵约40%。在问题未解决之前，3#只能作为紧急情况下启动，这意味着用户失去了一台备用泵，从而对安全生产构成了隐患。根据前期对振动情况的调查和处理，以及与其它项目中同型号泵的运行工况行对比分析，我们认为由于泵的设计、加工和安装导致振动的可能性极小，因此将调查分析的重点转向进出水（流态）、管道及阀门上。 3.2 第二阶段处理根据笔者在工作中总结的“望、闻、问、切”法，对泵系统进行了详细检查，根据检查结果，对现场的振动特点进行了进一步梳理，认为以下几个特征值得重点关注：

1）42 Hz以下运行时的振动值很小，而当频率超过42 Hz时，随着转速的增加，振动值也会随之上升。 2）振动特征频率在基础重新灌浆前以1X频为主，经过调整后，转变为叶片通过频率及其谐频为主。 3）伴有明显的轴向振动。 4）当频率超过45 Hz时，站在前池（钢筋混凝土）上可以明显感受到振动，但在泵的安装底板位置却没有明显的振感。此外，使用听诊仪贴近出水池壁时，可以感知到有节奏的冲击波（声音）。

不难发现，以上几点均符合压力脉动产生的振动特征。该系统可能产生压力脉动的原因包括前池流态不稳、出水管路排气不畅，或水流冲击的反射波较大。根据这个发现，我们查阅了泵房布置图及相关尺寸（见图4），发现进水流道呈“S”型，而3#泵位于水槽的末端。这使我们推测进水池中可能存在涡流，引发流体动力干扰、形成激振力，进而引起叶片通过频率相关的振动。每台泵的出水管路和单独的过渡池相连，过渡池通过溢流方式将水送入出水流道。泵管路末端（即过渡池壁上），设置了一个拍门，过渡池宽度为1500 mm。结合以上振动特征，尤其是第4点提到的“感知到有节奏的冲击波”，我们怀疑拍门在运行中可能处于摆动状态。

图4：泵房布置图为了验证上述推测是否成立，委托研发部门根据现有资料对水槽前池及出水池进行了CFD分析（见图5）。

图5：CFD分析（部分流线及矢量分布）示意图根据CFD分析结果，水槽中生成了表面涡流和水中涡流的可能性较大。此外，吸入锥管处的流速分布不均，易对泵的性能及运行稳定性产生负面影响。该分析结果与现场观察后的推测相符。然而，经过对出水槽和拍门的分析后，我们认为拍门和出水池对振动的影响较小，这一结果与之前的推测不一致。分析只是对推测进行佐证的一个理论方法，其结果受到参数完整性和经验系数等因素的影响。分析的最终目的是为解决方案的可行性提供理论依据。在此指导原则下，暂不考虑分析结果，假如前面推测的“进水流态不良和出水池脉动是振动的重要因素”是正确的，我们该如何处理？根据现场实际情况，原有的“S”型进水路径和出水池宽度可能是在现场实际空间尺寸限制下设计的，因此从结构上进行改善几乎不可能。在这种情况下，我们只能在现有结构基础上提出一个解决方案，尽可能降低结构对振动的影响，使三台泵的运行和维保周期尽可能接近正常水平。结合上述思路和现场实际情况，解决该项目振动问题主要有两个方向：

1）从激振力的源头入手，尽可能消除或将激振力降至最低 2）如果无法消除外部激振力，则提高泵自身的结构强度，使之能够抵御较大的外部激振力。

根据上述两个方向，我们提出了下一步行动项，主要涉及三个方面：

1）在前池增加防涡流板，以确保泵吸入口流态稳定，避免底涡、壁涡、表面涡的产生，或者将这些漩涡对泵运行的影响降到最低。 2）拆除或固定出水池的拍门，以观察振动强度是否有所降低。如果振动确实减小，我们将进一步讨论后续的处理方案。 3）增强泵的结构，主要通过增加内接管的壁厚和侧筋板的数量来实现。同时，改善和增强导水盖的结构，以优化叶轮入口流态；适度加大吸入喇叭口的直径，并在其上增加防旋板，以进一步改善入口流态。

经过与相关方的讨论，最终决定先同步实施第2）和第3）行动项。这意味着先对3#泵的结构增强及改善的零部件进行生产，待生产完后，再对第2）行动项中拍门的影响进行试验和验证。由于进水池防涡板的设计和安装较为复杂，我们暂时搁置该行动项。如果3#泵在实施第2）和第3）行动项后效果明显，将在后期对1#泵和2#泵进行技改时再考虑前池防涡方案。第3）行动项的泵零部件增强按计划推进生产。这些零部件到达现场后，我们对行动项2）中提到的拍门及出水池可能对振动的影响进行了试验。试验前，采集了泵在43 Hz（有拍门）运行时的振动数据，发现振动值从2.64 mm/s升到4.57 mm/s，达到高值后又降至低值，呈现出反复波动的情况。试验中还发现，泵在50 Hz运行时的振动波动范围更大。在拍门对振动影响的试验中，我们安排了两名工作人员在泵运行时用绳索将拍门提起，并对振动进行了测试，结果显示振动强度几乎没有变化。随后我们改用行车将拍门吊起，观察到当吊绳的张力达到一定值时，振动值相对稳定，波动区间缩小至2.24 mm/s至2.74 mm/s。保持行车将拍门吊起状态，运行几天后振动又恢复到拉紧前的状态，分析认为可能是尼龙绳拉紧后张力消失所致。根据试验结果，我们判断拍门及出水池对振动的影响推测是正确的。为了进一步验证这一点，我们拆除了3#泵出水管路中的拍门，并在43 Hz下运行泵。此时，泵的（同一测点）振动值稳定在2.28 mm/s至2.43 mm/s，比使用行车吊起拍门时有所改善，振动波动幅度进一步减小。最终，我们基本确认拆除拍门对振动改善是有益的。考虑到停泵时可能出现的反转问题，我们决定采用减速停车的方式进行应对。在拆除拍门试验后，我们对3#泵的结构强化零部件进行了更换。更换后，泵在拍门拆除的状态下进行了试运行，结果显示在43 Hz时的振动值为0.91 mm/s至1.03 mm/s，相较于单独拆除拍门的情况，振动值明显降低。随后，我们逐步将运行频率提升至50 Hz，每次增加1 Hz，并记录各频率下的振动值。振动趋势基本呈现出随转速的增加而增大的趋势，但幅度较小，48 Hz时有一次较为明显的增加。在保持前池液位变化不大的情况下（即排水量和进水量保持平衡），泵在50 Hz时的最大振动值（均为电机非驱侧同一测点）为：X方向1.67 mm/s至1.75 mm/s；Y方向2.34 mm/s至2.42 mm/s。试验过程中我们进一步发现，如果前池液位波动较大，该测点的振动值最大可达到3.2 mm/s，并且在48 Hz以上运行时，最大振动的方向由X方向转变为Y方向。截至笔者整理本稿时，经过技改的3#泵在拆除拍门并增强结构后，已连续运行近五个月，振动状态保持稳定，没有出现增大的趋势。至此，我们认为本次技改方案在降低振动强度方面是有效的。在整个处理过程中，以及技改后的几个月里，笔者多次前往现场监测泵在不同运行工况下的振动数据，包括泵转速、前池进水流速和前池液位高度等参数的不同组合。通过观察各种组合下的振动强度的变化规律，发现现场的振动状态不仅与泵的运行频率有关，还与泵的安装位置、前池进水流速及前池液位高度（即泵的运行工况点）等密切相关。这些振动规律的发现，为我们提出解决问题的思路以及用户未来的设备运行管理提供了重要依据。

4. 案例思考

在本案例中，拆除拍门后振动现象得到了改善。表面上看，似乎是拍门引起了振动，但实际上，真正的原因在于出水池的尺寸较小且形状不合适。当泵运行时，出水管对面的池壁会产生反射波和层状波，随着流量的增加，这些波也会加剧。这些反射波和层状波使得拍门处于摆动状态。尽管拆除拍门后，摆动现象消失了，但反射波和层状波并未因拍门的拆除而消失。压力脉动是导致泵产生振动和噪音的重要因素之一。通常认为，压力脉动的产生是由于叶轮叶片的外缘在通过泵蜗壳隔舌时引起的压力变化。其基本频率可以通过公式f = ZⅹN/60计算，其中Z为叶轮叶片数，N为泵的转速（单位为r/min）。一般情况下，这种脉动约占设计点总扬程的5 %至8 %。在混流泵中，当水流经过导叶时，泵叶轮的叶片也会产生类似的脉动，但由于泵的扬程较低，这种脉动对泵或建筑物造成的影响相对较小。在本案例中，反射波的方向与出水流向相反，可能是由于方向相反的水流冲击产生了较强的压力波动。此外，压力波动可能会影响进水池的流态，这或许是振动频谱中出现叶频特征及振动值波动的原因。另外，从泵房的液位口观察到，泵运行时进水池水面的波动十分明显。当泵的转速超过46 Hz时，进水池盖板上会感受到明显的低频振动（约2 Hz），而在泵安装位置则没有这种感觉。是否是前池的液面波动导致了这种振动感，还需要进一步的分析和验证。泵的振动往往是多种因素共同作用的结果。要有效处理这类复杂故障，除了关注泵组本身的设计、加工和安装外，还需要关注泵的进出水流道、输水管路的布置以及运行方式等，这些因素同样可能引发泵的振动。泵装置中的进出水池是一个极具专业性的设计部分，通常由设计院根据项目要求进行设计，并规定模型试验的要求。然而，作为现场技术人员，掌握进出水池的基本知识对于解决泵在运行中遇到的问题至关重要。进水池的前段通常设有引水渠和扩散段。引水渠的形状和尺寸对泵的性能及运行状态有着显著影响，尤其是对立式轴流泵和混流泵的影响更为明显。如果设计不当，可能会在前池中形成不同类型的漩涡（见图6），如连续涡、同心涡和水中涡，这些都会导致泵的振动和噪音，严重时甚至可能影响输水功能。此外，如果引水渠设计成急剧转弯的形状，会引起过渡段和进水池内水流的偏流，从而容易在进水池内产生漩涡。例如，在本案例中，引水渠呈“S”型，并有多个直角转弯，这也是怀疑进水池流态不良的原因之一。

图6：漩涡类型进出水池是泵装置的重要组成部分。作为泵站进水流道与泵叶轮室之间的过渡段，进水池的主要功能是优化水流方向并加速流速，确保水流在从前池进入叶轮室的过程中，能够按叶轮设计的水力要求平稳地进入泵叶轮室。进水池内的水流状态直接影响泵的进水条件，从而影响泵的运行效率和可靠性。因此，进水池的形状和尺寸设计必须合理。如果设计不当，可能会导致漩涡或水面紊动，这不仅会引起泵的振动和噪音，还可能因吸入空气而降低泵的性能，甚至导致泵无法正常运行。此外，漩涡或水面紊动还可能引发输水管道的振动和压力脉动，甚至出现气锤现象。叶轮入口处的不稳定回流会导致泵流量不足、能耗增加，并加剧叶轮汽蚀和水导轴承的磨损，严重时会危害泵的安全运行。因此，在泵站进出水流道的设计中，必须综合考虑泵的性能和运行条件，并遵循相关标准进行设计。对于复杂的进出水流道，还需要通过模型进行验证。特别是对于立式带喇叭吸入口的轴流泵和混流泵，以下几个尺寸对泵的运行状态有显著影响，推荐的尺寸可供参考：

1）浸没深度（E）。‌是指泵在运行过程中，其吸入口位于水中的深度。这个深度对于泵的正常运行和效率有着重要影响。对于口径（D）在600至2000 mm的泵，当其运行流量不大于设计流量的120 %时，除了关注泵的汽蚀性能外，还需根据通过吸入喇叭口的流量来确定适当的浸没深度。这是为了避免泵在运行时从喇叭口吸入空气（形成表面涡流），一般而言，适宜的浸没深度应在1.6D至1.8D之间。 2）进水池的宽度。进水池的宽度与后的墙距密切相关。虽然增大池宽可能会导致进气漩涡的产生，但如果池宽过小，则会影响泵的效率。因此，进水池的宽度通常是根据设计流量下、流向泵的平均行近流速约为0.3 m/s的原则来确定的，一般池宽为2D至3D。 3）悬空高（F）。悬空高是指吸入喇叭口与池底之间的距离，一般取值为0.7D，但如果需要考虑泥沙淤积等因素，则可以将F取为D。 4）后墙距（G）。后墙距是一个重要的设计参数，一般来说，后墙距越小，空气吸入涡流的形成就越困难；而如果后墙距过大，则进水管后方的漩涡现象将会加剧。与池宽类似，如果后墙距设定得过小，可能会导致泵的效率下降。一般建议将后墙距设定在G=1.0D至1.2D之间。如果超过这个范围，建议考虑设置防涡墙以防止漩涡的形成。即使安装了防涡墙，后墙距也不宜超过1.5D。

前池设计不合理最终会导致泵站运行不佳。为改善前池的水力特性，工程人员在实践中提出了多种有效的工程措施，例如，在前池中增设导流墩（如龙华港闸泵站的前池改造工程）、底坎（如上海市合流污水治理一期工程出口泵站）、立柱（黄浦江上游引水工程大桥抽水站）以及加压水板（上海市合流污水治理二期工程SA泵站）等。这些措施旨在通过改变水流的边界条件或增加水流的局部阻力，从而调整前池的整体水力特性。值得注意的是，肘型流道中喉管的高度对进入喇叭口的水流稳定性有显著影响。笔者曾遇到过因该尺寸过小而导致泵运行噪音和振动增大的案例。出水流道是连接泵出口与出水池之间的过流通道，其主要作用是降低导叶出口的高流速，并有效回收旋转动能。出水流道内的流态和动能回收情况直接影响到整个泵站的效率。因此，在设计出水池时，必须特别关注出水池的形状和尺寸、池底高度、启动和停泵时的浪涌现象，以及停机时可能出现的水锤效应等因素。如果出水池的尺寸不足或形状不合理，可能会在出水管对面的池壁上产生反射波或段波，这有时会导致拍门摆动并引发故障。为了避免这些波的产生，池壁与管口之间的距离应适当，并建议采用倾斜的池壁或带坡度的池底，以改变水流方向，防止反射波直接传递到下一个出水管的出口。通常建议正向出水池的池壁到管口的距离（L）应大于或等于管口直径（D）的2.5倍，即L≥2.5D。如果由于空间限制无法满足此要求，可以考虑将出水管偏转30°，以增加管口与池壁之间的距离，从而尽量减小反射波的影响，见图7。

图7：正向出水池大致尺寸广告悄悄读个硕士吧 2年制研究生，在职可读~ 张老师教育查看另外，在输水管路中，通常会设置空气阀，其主要功能包括排气、进气、防止水锤和破坏虹吸管的真空等。然而，如果空气阀的选型或参数设置不当，可能会导致出水管路和泵产生振动。笔者曾遇到过一种情况，虹吸管上的真空破坏阀的进气速率设置不合理，结果在泵停机时，管路和泵发生了剧烈的振动。

参考文献

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泵沙龙注：封面图片来源于网络。

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