當泵及其關聯系統發生故障時，通常歸結到四種類型：斷裂，疲勞，摩擦磨損或泄漏。斷裂的原因是過載，例如超過預期的壓力，或管口負荷超出推薦的水平。疲勞的條件是施加的載荷是交變的，應力周期地超過材料破裂的耐久極限，泵部件的疲勞主要由振動過大引起，而振動大由轉子不平衡，泵和驅動機之間軸中心線的過大不對中，或固有頻率共振放大的過大運動引起。

  摩擦磨損和密封泄漏意味著轉子和定子之間的相互定位沒有在設計的容差范圍。這可以動態發生，一般原因是過大的振動。當磨損或泄漏位于殼體單個角度位置，常見的原因是不可接受的管口載荷量，及其導致的或獨立的泵/驅動機不對中。在高能泵（特別是加氫裂化和鍋爐給水泵），另一個在定子一個位置摩擦的可能性是溫度變化太快，導致每個部件由于隨溫度的變化，長度和裝配不匹配。

    有一些特定的方法和程序可供遵循，降低發生這些問題的機會；或如果發生了，幫助確定解決這些問題的方法，從而讓一臺泵保養的更好。

振動評估

關于泵的振動和其它不穩定機械狀態的診斷或預測，應包括如下評估：

• 轉子動力學行為，包括臨界轉速，激勵響應，和穩定性

• 扭轉臨界轉速和振蕩應力，包括起機/停機瞬態

• 管路和管口負荷引起的不穩定應力，和不對中導致的扭曲

• 由于扭振、止推和徑向負荷導致高應力部件的疲勞

• 軸承和密封的穩態和動態行為

• 正常運行和連鎖停機過程的潤滑系統運行

• 工作范圍對振動的影響

• 組合的泵和系統中的聲學共振（類似喇叭）

    通常討論的振動問題是軸的橫向振動，即與軸垂直的轉子動力學運動，然而，振動問題也會在泵的定子結構發生，如立式泵，另外振動也會發生在軸向，也可能涉及扭振。

泵的運行點對振動的影響

    盡量運行在BEF點，否則，離心泵隨節流振動變大，除非節流伴隨轉速的改變如VFD。在給定轉速運行遠低于BEF，與遠高于BEF一樣，使流體的速度角度與各級葉輪或擴散器或蝸殼舌部的流道角度不匹配。在低于入口或出口回流的流量下，轉子葉輪穩定的側負荷和搖動可能引起摩擦，甚至損壞軸承。

    一些工廠考慮未來生產擴容，購買大于需求能力的設備，但是這樣會產生幾年的本應可靠設備的性能不可靠。如圖1的典型結果，盡管運行在低于BEF是允許的甚至對某些應用是必須的，但是絕不要使泵長時間運行在低于廠家提供的“最小連續流量”，否則脈動和振動將有階躍升高。

泵入口設計對振動的影響

    入口法蘭的機械連接，以及泵葉輪上游的液壓設計，都會顯著影響泵的振動。避免在大的管口有無限制的膨脹節（管路“柔性節”），然而，主要的液壓問題是要有足夠的靜壓避免氣蝕。這意味著不僅僅具有足夠的凈正入口壓頭（NPSHA），還要高一些以滿足廠家公布的3%壓頭下降NPSHR（需要的NPHS）。

    當NPSHA到3xNPHSR時，高頻氣蝕（有時聽不見的）將引起葉輪流道入口側或摩擦環出口側的侵蝕，并導致低頻有時流道通過頻率振動增加。除了入口壓力太低，如果泵運行在遠離BEF點，進入的流體對旋轉的葉輪流道的沖擊角度會與泵的設計者在該轉速下預測的不同，將在入口或出口發生流道失速，分別導致入口或出口回流。這種內部回流可引起流道壓力側的氣蝕，導致旋渦狀流隨葉輪旋轉，但是以一個較慢的轉速，在意想不到的次同步頻率激勵轉子臨界轉速，顯著增大振動。

平衡

    不平衡是機器振動過大最常見的原因（大約50%），緊隨其后的是不對中。一般認為平衡分靜態（質量中心偏離中心，質量分布主軸仍與旋轉中心線平行）和動態（質量中心軸與旋轉軸成角度）。對應軸向短的部件（如一個止推墊圈）二者的差別可以忽略，只需要單面靜態平衡。對于長度大于1/6直徑的部件，應考慮動態不平衡，至少需要雙面平衡。

    對于運行在二階臨界轉速（對泵不常見）的轉子，甚至雙面平衡還不夠，可能需要某些形式的高速模態平衡（即平衡去重考慮最接近的固有頻率模態形狀）。不平衡表現為1X頻率，這是因為轉子的重點以轉速旋轉，使振動運動以相同頻率。一般它也導致一個圓形軸心軌跡，盡管如果轉子在滑動軸承內承受高負荷軌跡可能為橢圓。

 泵/驅動機對中

    不對中僅次于不平衡，是旋轉機器振動問題第二個最常見的原因。通常區分為兩種形式：平行不對中和角不對中，一般不對中是兩種的結合。有時一個轉子必須在冷態和未運行時偏移，以便在運行和熱態時保持對中。不對中主要引起2X轉頻振動，因為高度橢圓的軌跡驅使軸運行在不對中的一側。有時不對中負荷可導致高次諧頻（即轉子轉速整數倍頻，尤其3X），甚至可能降低振動，因為它加載轉子使其對軸承殼異常變強。

    或者，不對中可實際上引起1X振動增大，通過抬起轉子使其離開重力加載的“軸承位置”，使軸承運行在相對卸載狀態（這也可導致軸不穩定，后述）。典型的不對中特征表現為2X振動，香蕉或數字8形軌跡，通常伴隨相對較大的軸向運動，也是在2X，因為聯軸器經歷非線性“壓彎”每轉兩次。

  共振

    振動超標是常見的問題，尤其在變頻系統，很可能存在一個激勵頻率等于一個固有頻率。為了避免共振，轉子和軸承座的固有頻率應該與“運球”型的力頻率很好分離，它們很可能是1X轉頻（典型不平衡），2X（典型不對中），或葉輪流道數乘以轉速（稱為“流道通過”振動，當葉輪流道通過一個蝸殼舌或擴散器流道“切流”）

    實際上，共振放大（常稱為“Q”值）系數通常介于2至25之間，如果引起振動的力是穩定的而不是振蕩的。Q取決于能量消耗的量，稱為“阻尼”，它在碰撞中發生。在一個汽車車身，這個阻尼由沖擊吸收器提供；在一個泵，它大部分由軸承和“環形密封”轉子和定子之間的流體陷阱提供，像平衡活塞。

 對應共振，模態沖擊測試是非常有效和被證明的方法，可快速發現共振的原因并從根本解決它。典型的解決方法包括對最大振動運動區域選擇性的支撐，或者增加質量。模態“敲擊“測試最好在機器運行中進行，這樣，軸承和密封是“承載的”并支撐轉子，在泵的典型運行狀態。確認你或服務商具有在機器運行條件下進行“敲擊”測試的能力。

轉子動力學評估 

    轉子動力學需要一個比結構動力學更專業計算機程序，因為它必須包括的影響如：

◆ 在軸承，葉輪和密封，作為轉速和負荷的函數的三維剛度和阻尼

◆ 葉輪和止推平衡裝置流體激勵力，和

◆ 陀螺效應

    然而，一些大學和商業組織開發了轉子動力學程序，可用的程序包括各種計算子程序，用于軸承和圓形密封（如摩擦環和平衡鼓）的剛度和阻尼系數計算，臨界轉速計算，激勵響應和轉子穩定性計算，它包括軸承和密封阻尼和“交叉耦合剛度”的影響（即與運動垂直的的反作用力）。

流體“增加質量”對轉子動力學固有頻率的影響  

    圍繞轉子的流體以三種方式增加轉子的慣性：流體被困在葉輪通道直接增加質量；由于葉輪和軸材料的存在移動的流體直接對轉子系統增加質量，由于轉子在流體中的振動，它必須移動這個質量；以及在緊密間隙中的流體，一定比轉子振動加速度更快地加速以保持連續性，并因此可能會增加很多倍于其移動的質量（稱為Stroke Effect）。

環形密封“Lomakin效應”對轉子動力學固有頻率的影響  

    泵的環形密封（例如，摩擦環和平衡鼓）可對動力學特性影響很大，通過改變轉子支撐剛度從而轉子固有頻率，因此可以避開或導致強一倍和二倍轉頻激勵與一個低固有頻率之間可能的共振。環形密封的剛度和阻尼小部分由擠壓油膜和流體動力楔（對滑動軸承設計廣為所知）提供。然而，由于在環形密封中相對軸承來說存在高的軸向對圓周流速比例，由于圓周間隙變化可以在環形間隙產生很大的力，隨著轉子偏心的發展引起Bernoulli壓降，這被稱為Lomakin效應，并且是泵的環形密封中最大的剛度和阻尼力產生機制。

    Lomakin效應直接取決于通過密封的壓降，對于恒定系統流阻它產生Lomakin支撐剛度大約隨著轉速的平方而變化。然而，對于大約恒定的系統壓頭，導致只有很小的Lomakin效應隨轉速的變化。其它重要的參數是環形密封長度，直徑和間隙；流體特性是次要的除非涉及非常高的粘度。然而，流體漩渦可以導致Lomakin效應的顯著下降，或者增加伴隨它的交叉耦合，重要的是，當交叉耦合反作用力超過阻尼反作用力，它可能引起轉子動力學不穩定（如合理設置的轉子動力學程序所估算的那樣）。

    間隙效應是最強的幾何尺寸影響，Lomakin效應大約與其平方成反比。間隙影響很大的物理解釋是，它給圓周壓力分布（Lomakin效應的原因）通過圓周流動而消除。任何環形密封腔帶有切槽在一定程度具有與增加間隙相同的效果，在這個角度看深槽比淺槽更差。

  轉子扭轉分析  

    橫向轉子動力學分析可以通常不包括其它泵系統部件，如驅動機，泵殼體，軸承座，基礎或管道，然而，泵軸的扭轉振動和各種泵固定結構的振動是取決于系統的，由于振動的固有頻率和振型隨部件的質量，剛度和阻尼而變化的，不是包含在泵中的那些。

    盡管扭振問題再泵不常見，除非由高頻VDF激勵的電動機驅動，或由往復發動機驅動，復雜的泵/驅動鏈具有扭振問題的可能性。這可以通過計算進行檢查，包括前幾階扭振臨界轉速，和系統在起機瞬態，穩態運行，連鎖和電動機控制的瞬態過程中對激勵的強迫振動響應。強迫響應應該按照靜態的加上振蕩的應力之和，在驅動鏈的最高應力元件，通常是最小軸直徑處。

    一般計算前兩個扭振模型足夠覆蓋期望的激勵頻率范圍，為此，泵機組必須按照至少三個部分建模：泵轉子，聯軸器（包括任何墊塊）和驅動機轉子。如果使用柔性聯軸器（如盤聯軸器），聯軸器的剛度將與軸的剛度在一個數量級，必須包含在分析中。聯軸器扭轉剛度的良好估計，通常相對獨立與速度和穩態扭矩，列在聯軸器樣本數據中，通常提供給定尺寸的剛度范圍。

    如果包含齒輪箱，每個齒輪必須單獨考慮，按照慣量和嚙合比。如果泵或驅動轉子與將轉子連接到聯軸器的軸相比不是至少幾倍的扭轉剛度，那么單個軸長度和內部葉輪應包括在模型中，然而對工業泵來說要求最后一步是不常見的。

    手工計算前幾個扭轉固有頻率的方法由Blevins給出，然而泵的扭振計算應該包括系統阻尼的影響。為了以足夠精度確定軸的應力，應該使用數字的程序，如Holzer方法，傳遞矩陣法或有限元分析（FEA）。

    最低扭轉振型是在泵/驅動系統最常被激起的，這個扭轉振型的大部分運動發生在泵的軸上。這種情況下，主要的阻尼來自泵葉輪，當它由于扭振運動運行在稍高和稍低的瞬時轉速時消耗的能量。這個阻尼的粗略估計公式：

    阻尼 = 2x（額定扭矩）x（估計的頻率）/（額定轉速）^2

    為了確定期望的大扭振激勵的頻率，以及這些頻率下發生扭矩值，任何給定轉速和流量下的泵的扭矩可以乘以一個單位系數“p.u.”，重要頻率下的p.u.系數可從特定系統的電機和控制生產商那里獲得，一般是感興趣的狀態下穩定運行扭矩的大約0.01至0.05，峰-峰值。

    來自電動機的最重要的扭轉激勵頻率是極數乘以滑差頻率（對感應電動機），轉速乘以極數，以及轉速本身；泵的不穩定的流體扭矩也存在，頻率表現為轉速乘以葉輪流道數，強度等于傳遞的扭矩除以流道數，一般具有的最大值也是在0.01至0.05區間，不在BEP最佳運行點運行和/或葉輪少于4個流道一般具有較高的值。

    對于包括變速或VFD的系統，應該特別關注，除了激勵頻率掃描一個大的范圍從而增加發生共振的機會，老式的VFD控制器提供新的激勵，表現在電動機轉速的各種“控制脈沖”乘數，通常為6X或12X，以及也常為整分數約數?？刂破魃a廠商可以預測這些頻率及其相關的p.u.系數。

    對機組扭轉特性的可接受度的判斷應該基于在所有運行狀態，受迫響應軸應力是否在疲勞極限預留了足夠安全系數之下。對一個仔細分析的轉子系統，推薦的最小安全系數是2。

轉子動力穩定性  

    轉子動力穩定性指一種現象，即使主動的穩定的激勵非常低，具有反應支持力的轉子及其系統能夠成為自激的，導致可能災害性的振動水平。轉子動力不穩定性的一個關鍵因素是交叉耦合剛度，交叉剛度源于在軸承和其它緊密的旋轉間隙中建立的流體動力油膜，流體動力油膜具有傾向于將轉子推回到其中心位置的有利效果 – 這是典型的流體膜（軸頸）軸承的工作原理。

    然而，除此之外，交叉耦合力矢量作用在與運動垂直的方向，與源自流體阻尼的矢量方向相反，因此很多人將交叉耦合剛度理解為負阻尼。交叉耦合作用對穩定性是非常重要的，如果交叉耦合力矢量變成大于阻尼矢量，振動引起反應力以一種反饋的方式導致不斷增加的振動，軸心軌跡不斷變大直到產生嚴重摩擦，或由于大的運動反饋停止。

    軸半速渦動是一個在低于一階非臨界阻尼的軸彎曲固有頻率下的受迫響應，它是由流體激勵力驅動的，產生力的靜態壓力場以低于轉速的某個速度旋轉，流體旋轉的速度成為渦動速度。

    渦動最常見的原因是圍繞葉輪前或后側板，或在軸頸軸承的間隙的流體旋轉，這種流體旋轉一般是轉速的約45%，因為流體在定子殼壁是固定的，在轉子表面以轉子的速度旋轉，這樣在旋轉間隙建立起大約半速的“庫艾特流”分布。驅動這個渦動的壓力分布一般是傾斜的，這樣交叉耦合的分量與渦動運動方向相同，并且可能很強。如果某種原因間隙在一側減小，例如由于偏心，結果耦合的力進一步增加。

    如果流體渦動頻率隨轉速增加而增加，直到渦動位于一個轉子很小阻尼的臨界轉速，交叉耦合力的作用相位相對于對它的反應力成為不穩定的（力導致變形導致更大的力），那么“軸渦動”變為所謂的“軸振蕩”，它是很具破壞性的，迅速地磨損掉泵腔內密封所需要的緊密設計間隙。

    軸振蕩的特征是一旦它開始，所有自激發生在軸的彎曲固有頻率，這樣振動響應頻率“鎖定”固有頻率。由于振蕩開始于當渦動接近轉速的一半，并等于軸的固有頻率，正常的1X轉速頻率頻譜和大概圓形的軸心軌跡現在表現出顯著的大約0.45倍轉速分量，在軌跡上表現為一個環，反映每隔一轉一次軌跡脈動。這種情況下的典型觀察是振動“鎖定”在固有頻率上，導致在振蕩開始之后轉速升高，振動偏離渦動的恒定百分比轉速。

  參數共振和分數頻率  

    已經發現，在透平機器中當轉子與殼體的定子部件相互作用時，常見一些類型的非線性振動響應，它們一般歸結到參數共振類型，超出了本文討論的范圍。它們可導致大的振動，盡管相對低的驅動力。一般來講，這些共振是由軸承支撐松動或在軸承、密封或其它旋轉間隙處的摩擦引起的，征狀是脈動的軸心軌跡，在轉速的整分數倍頻，如1/2，1/4等振動較大。

  測試方法 – FFT頻譜分析  

    振動幅值對頻率的FFT頻譜或“特征”分析可確定那些被強烈激起的頻率，對熟悉泵的內部部件和泵所連接的系統的振動特性的專業人員，提示可能的根本原因。特征分析之后，實驗模態分析（EMA）已經證明其通過分別確定泵系統的激勵力和固有頻率快速解決問題的能力。

    泵的振動達到最大的轉速，并且根據經驗，很嚴重足以引起可靠性問題，被稱為“臨界轉速”。泵的臨界轉速通常由“瀑布圖”確定，它是泵在靜止和運行狀態之間加速或減速過程中，振動幅值對頻率的頻譜對時間的3-D繪圖。圖3所示的例子，是一個鍋爐給水泵在一個低流速下（排放口節流）在一個速度范圍內運行的三維圖。對泵來說，這樣一個繪圖可能有明顯誤差，因為環形密封在起機和停機的瞬態的剛度值k與它們在感興趣的穩定運行狀態的值有很大差別，主要由于 Lomakin效應。

    級聯圖的分析配對是坎貝爾圖，它是振動激勵頻率對轉速的繪圖。由于泵中最強的振動激勵發生在轉速的整數倍頻，這些（1X，2X和流道通過）在圖中作為從坐標原點放射的斜線繪出，同樣對前幾個計算的轉子固有頻率匯出大約水平線。激勵和固有頻率曲線的交點用半徑等于交點發生的頻率的10%畫圓標注，如果任何圓的任何部分位于代表最小和最大運行轉速的兩條垂直線之間，那么共振會發生，需要采取步驟移動有問題的固有頻率，增加其阻尼直到達到臨界阻尼，或消除激勵源。

測試方法 – 沖擊（敲擊）測試 

    在模態響應沖擊測試或激振器測試確定固有頻率時，展示結果方便的繪圖是log振動值對頻率，結合相位角對頻率的繪圖，這個繪圖識別和驗證固有頻率的值并表示其放大系數。另一個有用的繪圖是奈奎斯特圖，它承載相似的信息，但以極坐標圖的方式，振動值是放射的矢量，相位是其角度。對后者，固有頻率繪圖作為近似圓，使用奈奎斯特圖接近的振型更容易識別和分開。

    實驗模態分析（EMA）是一個振動測試方法，它對泵施加已知的力（在測試范圍所有頻率上恒定），泵由這個力單獨產生的振動響應被觀察和分析。EMA可以在實驗臺上也可以在現場確定泵的振動特性，可以得到結合了殼體、管道和支撐結構的實際固有頻率；并且如果采用特殊的數據采集步驟，EMA也可以在泵的運行狀態確定轉子的固有頻率。

    做EMA使用的主要工具是一個雙通道FFT頻率分析儀，一個PC和特定軟件，一組振動響應探頭如加速度傳感器或渦流探頭，和一個沖擊力錘。力錘的設計能夠將將力分布到一個頻率范圍，覆蓋測試的范圍，結果就像一系列激振器測試的結合。沖擊力錘在其頭部有一個加速度計，標定指示施加的力，在EMA測試時，力錘沖擊力加速度傳感器的信號連接到頻譜分析儀的一個通道。在每個頻率上，第二通道除以第一通道得到泵及其連接的系統的“頻率響應函數”（FRF）。FRF的峰是非臨界阻尼的固有頻率，峰的寬度和高度指示每個固有頻率的阻尼，以及在測試位置振動對力錘沖擊的位置附近發生的力，在給定固有頻率附近頻率的靈敏性。

    Marscher開發了EMA的變種，不需要停掉泵、在實際現場測試的時間和運行制約下就可以準確確定固有頻率，這個方法稱為時間平均沖擊（TAP）。TAP方法統計識別模態分析的數據，以便在泵運行在有問題的狀態下可靠地確定結構固有頻率和振型，共振力的位置和頻率，和轉子臨界轉速。TAP然后使用經典模態分析處理技術產生每個固有頻率下振型的動畫模型，預測設想的設計改變的有效性，例如加強軸承剛度，新的管道支撐，或加厚基板。這個方法可應用于任何轉速和負荷下機器。

    EMA可以分類復雜的模型測試數據庫，由多個位置對一個敲擊位置的振動響應的FRF繪圖組成，選擇的敲擊位置代表可能存在顯著激勵力的地方。這個分類處理的結構是準確預測測試范圍內每個固有頻率的頻率和阻尼，將“成箱的”固有頻率振動變為“振型”。在一些EMA軟件，這個信息可以用來自動預測增加質量、阻尼器或支撐的最佳位置，以解決與給定振型有關的振動問題。對于機器運行時在很大位置和方向采集的振動也可以做類似的“箱”，被稱為運行變形形狀（ODS），ODS是一個非常有用的故障排查工具，因為諸如軟腳、部件松動、過大柔性區域之類的問題即刻變為明顯的，從而可以提出修理措施。

振動故障排查 

    圖4和圖5表示一個代表性的泵型式的典型故障模式和相關的頻率，這些圖的重點不在于包括所有泵的問題，但示出了主要問題，以及這些問題如何與導致的振動相關。圖6表示FFT頻譜和x-y軌跡（在探頭位置軸中心線的運動）如何被用來確定發生了什么故障，基于振動水平，它們的嚴重性怎樣。

案例：立式泵帶空心軸/齒輪箱驅動 

    一個主要的US煉油廠的一些服務水泵發生了一系列齒輪箱失效問題，發出強烈的尖銳噪聲違反OSHA標準。這些泵通過汽機經過一個直角1：1齒輪箱和空心軸以可變轉速驅動。來自泵、透平和齒輪箱制造商和獨立咨詢公司的很多專家，在安裝以來的幾年中未能成功地使用振動特征測試（和某些FEA）理解和消除問題，更換一些按照更嚴格的誤差仔細建造的齒輪箱沒有效果，懷疑問題與由齒輪嚙合頻率激起的扭轉臨界轉速有關。然而，完成的扭振測試發現所有轉子系統的扭轉固有頻率接近他們預測的值，并不接近設備的單一的運轉速度。

     沖擊模態測試在所有曝露的定子以及轉子部件完成，使用上述談到的累計時間平均方法，沒有結果指示存在任何固有頻率接近齒輪嚙合激勵頻率，直到對4英尺長的空驅動軸在其運行時進行沖擊測試。驚人的測試結果表明，空心軸在扭矩下幾乎正好在齒嚙合頻率具有一個“鐘振型”，激勵的固有頻率振型如圖7所示，空心軸振型呈橢圓形，具有非常小的阻尼，引起軸長度隨著橫截面周期性地變為橢圓而波動。

     后續的分析表明，出乎意料的軸向運動是通過“泊松效應”發生的，即是，當你在一個方向拉緊部件，它自動在垂直方向同時變形。通過進一步測試表明，驅動力是來自大小齒輪嚙合是扭轉和軸向載荷的結合。驅動軸用油脂填充阻尼衰減這個異常振動，齒輪箱噪聲立即下降了10倍，所有齒輪箱問題得以解決。

  結  論   

    諸如檢查振動的可接受性的程序之類的問題看似簡單，現實中，它需要經驗得到正確結論，涉及與選擇和運行一個離心泵相關的內在關聯的許多事項。

    ◆ 分析機器“在先”，在安裝之前，最好在采購之前。如果沒有內部人員做，請第三方咨詢，或使它作為招標過程，制造商必須以可信的方式為你完成這種分析，然而有很多“可變通”的檢查和簡單分析，作為非專家人士可以自己完成。

    ◆ 認真對待你買的泵的大小，與你的過程和泵系統真正的需要比較。不要買大的多的泵，你之后會花大部分時間使之部分負荷運行。

    ◆ 對于轉子動力學分析，對中監測，和固有頻率共振測試，使用計算機軟件工具比“手工”技術會更容易得到正確的結論。