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1、某离心式增压泵扫膛故障的分析与改进崔敬五。三厂哺每要】：本文介绍了某改型研制离心式增压系试验出现扫膛故障后，通过改型后的结构受力分析查找出故障原因，进一步完善改型设计并经试验验证排除扫膛故障。关键词：离心增压泵扫膛分析1问题的提出某离心式增压泵首台样机在试验台上进行运转与调整试验时，不到两分钟就出现异常响声，当时Pt=OIMPa，转速nlOOOrmin，立即停车，分解检查。分解检查结果：泵体与叶轮加强筋端面相配合的腔端面出现较严重的扫膛(磨损)，叶轮加强筋端面也出现磨损。2故障的分析计算与试验验证21故障分析检查装配记录表，复测装配c，=C“一cz：=o18符合设计给定安装间隙要求。查找对此故
2、障有影响的更改有如下几个方面(详见图1、图2)：由于产品在结构上增加了音轮，所以原弹性垫片改变，其结构尺寸由原中-=2B6【l变为中。=512rmn；弹性垫片的弹性系数也有了较大的变化，则变化的趋势是k值(弹性系数)明显变小。在受同样的轴向力作用下，弹性垫片的位移量远远大于原产品弹性垫圈的位移量；原铜支座的外径尺寸较原有较大的增加；原叶轮轴上增加了音轮。原传动轴支架尺寸变大，一端半封闭；由上所述，产品在结构上的变动在同样的轴向力的作用下，会产生不同量值的轴向位移。由图所示：其中弹性垫圈、传动轴支架都为产生较大轴向位移的关键部件。图1某传动系统改型前结构原理图图2传动系统结构改型后原理图离心泵的
3、基本工作原理为：离心叶轮高速旋转，叶轮中的液体在叶片的带动下随之旋转，受离心力作用被甩向叶轮出口，同时增加压力比。因液体被甩出，叶轮中心形成真空，又从进口装置中吸入低压液体。叶轮不停地旋转，形成连续的吸油和压油。在泵运转的过程中，离心式三维叶轮受各种力的作用有时这些力是很大的。但泵的转子处于稳定的旋转状态时，根据达朗贝尔原理，作用在转子上的所有力应该是平衡的。而要保证叶轮在腔体内与腔体合理的间隙条件下稳定工作，是必须研究作用在叶轮上的各种力和这些力对结构的位移、变形的影响。作为我们研制的离心式增压泵(1。)出现运转时叶轮与泵壳体接触部位的严重扫膛故障更应对其叶轮在工作过程中，叶轮表面和液流的相
4、互作用以及叶轮受轴向力的合力后，产生的轴向位移进行详细的分析、计算。22作用于某离心式增压泵离心叶轮上的轴向力的计算作用于离心式叶轮传动轴向的主要力可为：离心力的轴向分力民l：在理论上讲，叶轮严格对称于旋转轴线，重心在旋转轴线上，此时重心到旋转轴线的距离(“=o)等于零，主惯性矩(以；一Ipdyxz=0)等于零。但实际上高速旋转的离心叶轮的轴线不可能与置心位置完全重合，而其方向和莹啜性轴线成某一角度。也即转动部件有其静不平衡、动不平街量形成Fc抽液流对叶轮作用产生的表面力，分为作用在外表面上的力和作用在内表面上的力，在叶轮上的该力的台力为PlIFj-h+h瞬态的液动力，由于泵工作的进出口油压及
5、开度的变化，泵内的油液被加速或减速，产生了作用于叶轮轴向的液动力，它与腔内的油液变化率有关，其为Fd：唧-A工譬：。彤L厕其中：A：截面积o：液体的密度L：有效流程长度半：油液流速的变化率4fcd：流量系数w：节流口周边系数AP：节流口前后压力差上述三种力为作用于离心泵叶轮轴上的主要轴向力，虽可以通过理论计算给出初步的值，但实际上由于制造的误差和省略的计算，此力计算的结果与实际较难吻合。为解决该问题，我们进行了如下分析：某离心式增压泵依据的原型机的设计合理，在原结构上，为保障泵良好的运转。则轴上的压力所至变形一定小于给定的问隙值：CI=0。102在原离心式增压泵的轴向受力后，引起位移的主要部件
6、为弹性挡圈，此时，弹性挡圈在产生最大位移01时，其受力可通过对弹性挡圈的力与位移试验测得：8l=o6时，F”500N8z=01时，Fa2=83N而离心式增压泵该弹性挡圈更改后，力与位移的试验表明：8l=o1时F5l=27N82=06时。Fml61N通过上述试验分析如改型后弹性挡圈在允许的最大载荷下工作，将被压缩后变形产生的位移可达03-04勰。再加之，产品结构的变化受轴向力的作用，其传动支架也将产生相应的变形其变形是通过弹性力与位移试验确定：8It0106时。F5l=500N8ltO03时。Fl=100N分析和试验验证表明：装配叶轮后，用力矩扳手拧紧力矩95N，此时，转动叶轮没有任何摩擦。但运
7、转后出现严重扫膛。由于传动轴支架和弹性挡圈受轴向力后变形产生的轴向位移大于实际间隙值，造成离心式增压泵(1#)扫膛故障的原因。3主要变形部件的受力分析与变形量的计算31弹性垫圈的受力殛位移参数的计算弹性垫圈的参数计算D=286吼dI-17Smmh=O。85r讯0H=185-005姗8-1根据弹簧的安装尺寸，L曩3m为两个相同的弹性垫圈，则h均为18015=03m，工作过程中由于C，的间隙值为0102，则每个弹簧的弹性变形量岛应在030之问。根据上述参数计算一下在该变形量的弹性挡圈的承载力F-。F2：c手鬻乩刚：e从机械设计手册表3053中用插入法查得：q-064945Tpa，B-1131912
8、8，r=1232712舳“-簪J0649型45X1塑0-t：x盟(286X103)：i1600w。“。；Zi广。215。o”鲁-学-oes蚤一罴-o-，t鲁-等-o由图3054查得；入I-049975。入lj0604五；F、；1600N049975=7996NB=F入21600Nx0604=9664N如果压缩量按最小值计算：鲁a等-o：m，卺罴一o：s：et15-由图3054查得：Xl=03435，X2=049975五=FxI=1600tqx03435=5496NR=FrX，=1600IqxO49975=7996N弹性垫圈的参数计算D=512mmdl=175mm。彳塞卫lll“，斟一卜k匕辫。
9、一卜0臣j厂、L-髫&，tj参薹管；羞I：)搿绥叼嚷彰14粥尤以历名|X矽礤夕臣I|fl纵鬈鼍死|暾f槲，、j强纰i薯夕jj；f锑影毯移阴i7h目305扭葶目h，m竹#车毋竹t膏瞽性曲基矗ja5-I41、y系站值c；詈t，c_一，TP-一ItP一J1251们O1059225B1212，S17l130104100l230Oe】91z5S14901351058I1132350B25l；5081IDO513L07l1i352OOB301527145Oj491口8511硒24SO矗3e13lf150109l11竹2S-口14口132fL靳3155O608111l112SSO1锄112l12192O$4
10、513|81m1帖O6StI136123926SO8钉1孙ll。$lB1TO021L11012S$2OS5613t81SO696116l127Z俘I8S9lJTI165117BO，口511681Z910呻O162166口1S0O7IS117312神215O86513盯1e86192OT2l1】”1$OT2908671虾O72511“乩9厶拈1891tl1玎1a80031119213303OnO071190119G133B00SO87213S1755192120l136310Ot71“517721踮O7561205135B315OB7S198n邛Z12151369S20O$7714皓2OO1：n
11、1S什32517814T218矗21151：al13963300B791J8lI8曲21007871212115335nB791d91185621512531431DOaaO18”220126|14鼹3SOB8l一160H=185q10sm8=1根据安装尺寸5=3为两个相同弹性垫圈；则f-均为180一150=o3(m)。工作过程由于c。的间隙值为0102，则每个弹簧的弹性变形量下的弹性挡圈的承载力F。、P。：D512。了2丽22-9257142从机械设计手册表305-3中用插入法查得：a=08670527，B=14116285，r=17132282万3O8510-3x(110-3)3n“。乏亨
12、208670527x10-12x(512x10-3)2=37396716N堡：08_5=0858lf1O3lho。丽。o_35294f2：坠=047059h。085由图305-4查得：Xi=049975X2；0604只=FXl=37396716N049975=186，89NF，=F入，=37396716Nx0604=22588N如果压缩量按最小值计算：fO2h。085f1O3h085由图305-4查得：Xi=o3435X2=049975E=F-入1=37396716N03435：12846NF=Fk=37396716N049978=18689N由上计算不难得出：弹性垫圈与弹性垫圈在同样工作区域
13、的变形o3。04和0203之间，原型机其承载力18689一N225。88N和12846N一186，89N，而改型机弹性垫圈由在同样工作区域其承载力由7996N一9664N和5496N一7996N。该环节可能导致在叶轮受冲击载荷时，间隙Cl变小，出现扫膛。32传动轴支架更改后可能产生的位移变形的计算更改前传动轴支架为一套筒，滑动轴承直接作用于套简轴向支承位置。可认为套筒产生的变形为零，而更改后的传动轴支架、套筒转为图3结构，精动轴承作用在套筒端部的端盖部分，而不直接作用于套筒轴向支承部位，该种支承将会产生如下变形，如图4所示。一17黝!励lrFLIf圈3轴承与轴套受力图圈4轴承与轴套力学模型图由
14、图4力学模型分析，传动轴支架承载通过滑动轴承传递过来的力产生的端部变形为组台变形，Ulhf=f1+f2+f3fl为均布载荷直接作用于支架端盖产生的挠度；f2为均布载荷作用于套筒上的轴向力，与改型前完全相同，对于刚性套筒来说该力产生的变形可忽略厶=O；f3是作用于端盖上的力，截取圆盘局部可近似认为是图4中的结构，它为作用于拐点的扭据M，该扭据M产生了弯矩引起支架位移。该位移与力的大小有关，而且与结构尺寸有关，且此项的变形量与结构尺寸四次方成反比关系由此分析可以见得。改型后的传动轴套在受离心泵叶轮工作时轴向力的作用有可能产生较大的变形量为了验证此分析我们做了如下试验：将传动轴支架与滑动轴承按实际工
15、况组合，按图5在压力机上做相对应的试验实测参数见表1：表1IF(力)6(变形)l500N0106llOONO03将传动轴支架的结构尺寸进行更改即，将原端盖的尺寸由15012改为175后按图5做同样的试验两遍试验结果见表2和表3；圈5弹簧压力机载荷与位移试验原理图表2第一次试验测试数据序号F(力)位移(正行程)位移C负行程)O0NO01SOON00007000172200N00018000303300N0003O00404400N00043000505500N0006000060褒3第=次试验测试数据序号F(力)位移(正行程)位移(负行程)OON0O1100N0000182200N000200023300N0003O003t400N000400045500N000600064改进方案的提
