Kenntnisse über Ursachen und Auswirkungen helfen Schäden an Pumpen zu vermeiden

Hydraulisch angeregte Schwingungen

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Unzulässig starke Schwingungen gehören zu den häufigsten Ausfallursachen bei Pumpen. Sie zerstören vor allem Gleitringdichtungen und Lager. Bei einer Resonanzschwingung kann es sogar zum Bruch der einzelnen Bauteile kommen. Insbesondere im Teillastbetrieb werden die Schwingungen hervorgerufen, die trotz gleicher Symptomatik durchaus unterschiedliche Ursachen haben können.

Abb. 1 Um das Schwingungsverhalten einer Pumpe zu beurteilen, werden bei KSB die Schwinggeschwindigkeiten an definierten Stellen des Gehäuses gemessen

Unzulässig starke Schwingungen gehören zu den häufigsten Ausfallursachen bei Pumpen. Sie zerstören vor allem Gleitringdichtungen und Lager. Bei einer Resonanzschwingung kann es sogar zum Bruch der einzelnen Bauteile kommen. Insbesondere im Teillastbetrieb werden die Schwingungen hervorgerufen, die trotz gleicher Symptomatik durchaus unterschiedliche Ursachen haben können.
Um das Schwingungsverhalten einer Pumpe zu beurteilen, werden die Schwinggeschwindigkeiten (veff in [mm/s]) an definierten Stellen des Gehäuses, meist an den Lagerstellen, in Abhängigkeit des Förderstromes gemessen (Abb. 1). Der Effektivwert der Schwinggeschwindigkeit ist das Resultat vieler, einander überlagernder Teilschwingungen mit unterschiedlichen Frequenzen und wird daher auch Summenschwinggeschwindigkeit genannt. Obwohl diese oft als Beurteilungskriterium für die schwingungstechnische Güte einer Pumpe herangezogen wird, lassen sich allein aus ihrem Verlauf nicht die Ursachen unzulässig hoher Schwingwerte ableiten. Dies wird erst möglich, wenn die gesammelten Messwerte einer Analyse unterzogen werden, die die Anteile und die Frequenzen der beteiligten Einzelschwingungen liefert. Aus dem Bild der Frequenzanalyse (Abb. 2) lassen sich Rückschlüsse auf mögliche Fehlerquellen ziehen, die entweder mechanische oder hydraulische Ursachen haben können. So deuten zum Beispiel erhöhte Peaks mit der Drehfrequenz auf vorhandene Massenunwuchten hin. Dagegen sind Peaks bei Frequenzen, die der doppelten Drehzahl entsprechen, häufig auf Ausrichtprobleme zwischen Pumpen und Antriebswelle zurückzuführen. Schwingungen, deren Anregungen aus der Hydraulik der Pumpe resultieren, können unterschiedliche Ursachen haben und sind daher auch unterschiedlichen Frequenzbereichen zuzuordnen.
Hydraulische Unwucht
Fertigungsfehler im Laufrad, wie variierende Austrittsbreiten entlang des Radumfanges, können zu ungleichmäßiger Druck- bzw. Kraftfeldverteilung führen. Diese hydraulische Unwucht ist mit der mechanischen Unwucht vergleichbar und tritt im Frequenzspektrum mit der Drehfrequenz zu Tage. Es gibt aber auch Laufräder, wie das Einschaufellaufrad, bei denen die hydraulische Unwucht nicht auf Fertigungsfehler zurückzuführen, sondern ein im Designkonzept verankertes Problem ist. Mit modernen, rechnergestützten Berechnungsmethoden lässt sich dieses jedoch bereits im Entwurfsstadium beherrschen. Sieht man von den fertigungsbedingten Ursachen ab, dominieren in einer Pumpe, wenn sie in ihrem Auslegungspunkt fährt, die Schwingungen, die durch die Wechselwirkung zwischen dem drehenden Laufrad und der stehenden Leiteinrichtung hervorgerufen werden. Jedes Mal, wenn eine Laufschaufel die Vorderkante einer Leitschaufel oder des Sporns einer Spirale passiert, wird ein Druckimpuls erzeugt, der zu einer Schwingung mit der Frequenz des Schaufeldrehklanges (Drehzahl x Laufschaufelzahl) führt. Besonders bei Leitradpumpen können, je nach Kombination der Lauf- und Leitschaufelzahlen, Frequenzen auftreten, deren Werte ganzzahligen Vielfachen des Schaufeldrehklanges entsprechen. Man bezeichnet sie deshalb als Schwingungen höherer Ordnungen.
Teil- oder Überlastbetrieb
Abweichend von den Auslegungsbedingungen werden durch Kavitation ausgelöste Schwingungen im Frequenzspektrum durch breitbandige, höherfrequente Anregungen deutlich. Im Teillastbetrieb kommen Schwingungsanteile hinzu, die aus Strömungsablösungen im Lauf- oder Leitapparat resultieren und den Betrag der Summenschwinggeschwindigkeit maßgeblich prägen. Die zugehörigen Frequenzanteile sind dabei abhängig von der Art der auftretenden Strömungsablösungen sowie dem Ort ihres Auftretens. Sie sind in den meisten Fällen nicht mehr eindeutig zuzuordnen. Dabei entstehen Teillastwirbel am Laufradeintritt oder Austauschwirbel zwischen Lauf- und Leitapparat.
Rohrgehäusepumpe
Für eine Rohrgehäusepumpe sind die Kennlinien der Pumpenförderhöhe H und der Summenschwinggeschwindigkeiten veff als Funktion des Förderstromes in Abbildung 3 dargestellt. Ausgehend vom Auslegungspunkt Q = 22 500 m3/h steigen die Schwinggeschwindigkeiten mit zunehmender Drosselung der Maschine an und erreichen bei ca. 13 500 m3/h einen maximalen Wert. Der Anstieg der Schwingwerte ist mit geänderten Strömungszuständen bei Teillast, insbesondere mit der Ausbildung des Teillastwirbels im Eintrittsbereich des Laufrades, verbunden und limitiert den Arbeitsbereich der Pumpe. Im Auslegungspunkt stellt sich ein gerichtetes, störungsfreies Strömungsfeld ein. Bereits bei leichter Teillast treten die ersten Störungen im Vektorfeld auf. Diese verstärken sich bei weiterer Drosselung der Maschine und treten bei 13 500 m3/h entgegen der Hauptströmungsrichtung aus dem Laufrad aus. Im vorliegenden Fall wurde diese Erkenntnis dazu genutzt, die Laufradgeometrie so zu verändern, dass die Pumpe auch bei zuvor unzulässigem Teillastbetrieb (13 000 m3/h) sicher betrieben werden kann. Dabei wurden die unterschiedlichen Designstufen mit Hilfe der CFD-Simulation nachgerechnet und hinsichtlich des Auftretens und der Ausweitung oben beschriebener Rückströmgebiete beurteilt.
Speisewasserpumpe
Das zweite Beispiel bezieht sich auf den Verlauf der Summenschwinggeschwindigkeiten einer mehrstufigen Speisewasserpumpe. Wie im Falle der Rohrgehäusepumpe ist auch hier der Verlauf der Summenschwingwerte (Abb. 4) durch ein Maximum im Teillastbereich bei ca. 70% des Nennförderstromes charakterisiert. Im Gegensatz zu der zuvor betrachteten Maschine rührt dieser Anstieg allerdings nicht von der Ausbildung des Rezirkulationswirbels im Laufradeintritt her, sondern ist auf Strömungsablösungen im Leitrad und deren Wechselwirkung mit der Laufradabströmung zurückzuführen. Das zugehörige Frequenzspektrum zeigt Peaks bei Frequenzen, die dem dritten und fünften Vielfachen des Schaufeldrehklanges entsprechen und aufgrund der Schaufelzahlkombination (zLaufrad = 7, zLeitrad = 11) zu erwarten sind. Im Bereich des Teillastanstiegs kommt im Frequenzspektrum ein dominierender Schwingungsanteil mit stark schwankenden Amplituden im Bereich der Schaufeldrehklangfrequenz hinzu. Dieser Anteil wird bei weiterer Drosselung der Maschine zunächst geringer, steigt dann aber in Richtung Nullförderstrom wieder an. Warum die Schwingwerte so stark ansteigen, verdeutlicht das berechnete Strömungsbild für den Leitrad-Mittelschnitt der Pumpenstufe (Abb. 4). In diesem Falle wurde die Strömung der kompletten Pumpenstufe, bestehend aus Laufrad, Leitrad, Umführung und Rückführung, untersucht. Dabei wurden gegenseitige Wechselwirkungen, wie die Stellung der Laufschaufelaustrittskanten in Relation zu den Leitradeintrittskanten, berücksichtigt. Ein Blick auf das Ergebnis der Strömungssimulation zeigt den Grund für die starke hydraulische Anregung. In diesem Bereich des Teillastbetriebs kommt es, abhängig von der Laufrad-Leitradstellung, zur Verblockung eines Leitradkanals. Infolge der zeitlichen Zuordnung zwischen Lauf- und Leitschaufelposition läuft diese nicht von einem Leitradkanal zum nächsten um, sondern nimmt sprunghaft ihre neue Position ein. Auf der Basis dieser Erkenntnisse wurde anschließend eine modifizierte Leitradeintrittsgeometrie entworfen, die das oben beschriebene Phänomen vermeidet und zu einer ausgeglichenen Schwingungscharakteristik führt.
E cav 233
Dr. Stephan Bross, Dipl.-Ing. Bernd Müller
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