分析表1和图4可以得到如下结论:

(1) 在50 Hz频带处，加速度有一峰值，实际是工频(2900r/min，约48. 33 Hz引起的振动，说明转子动平衡精度不高。

(2) 100Hz约为2倍工频，此处振动加速度较大，说明电机轴与泵轴对中精度不高。

(3) 160、200 Hz频带处，分析认为实际是146、194 Hz处，是由于基础(底座)松动或底座刚度不足造成的;振动常发生在3,4,5倍工频处。

(4) 250 Hz频带处，分析认为实际是243 Hz,约为5倍工频，此处振动加速度较大，是由于叶轮叶片(5片)通过泵体入口、出口时发生流体脉动造成的，说明泵壳及叶轮、叶片的水力设计存在一定的问题。

(5) 其他高频段振动加速度较大，是由轴承精度、配合而轴精度不高，轴承间隙变化等引起的。

(6) 小于48 Hz的20、25 Hz频带处有一幅值较大振动加速度，此处是由于轴承油膜(或其他润滑液体膜)涡动造成的，频率约为0.5倍的工频。

2.2.2 振动速度(烈度)分析

表3为图中烈度1~烈度4测点处x、y、z方向的振动速度检测数据汇总表。图5~图7分别为烈度1测点的x、y、z方向振动速度实测线图。

由表3可以看出:

(1)1,2点处z方向振动速度较大。其原因是:底座结构不合理，在z方向刚度不足，电机及泵横向(z向)摆动造成。

(2)3,4点处y方向振动速度较大。其原因是:泵在工作时，液体水力会产生轴向力(y向)作用在泵体上，由于水力(速度、加速度、压力)脉动，使轴向力发生变化。由于底座结构不合理，在y方向刚度也不足，变化的轴向力，使电机及泵轴向(y向)摆动，造成3,4点处y方向振动速度较大。

由图5一图7可以看出:

振动速度较大值发生在48,100,146,194,243 Hz及部分高频段。其原因是:

(1) 48Hz为工频(2 900 r/min，约48.33 Hz),此处振动速度较大，说明转子动平衡不好。

(2)100 Hz约为2倍工频，此处振动速度较大，说明电机轴与泵轴对中精度不高。

(3)146、194 Hz处振动速度较大，分析认为是由于基础(底座)松动或底座刚度不足造成的。

(4)243 Hz为5倍工频，此处振动速度较大，是由于叶轮叶片(5片)通过泵体入口、出口时发生流体脉动造成的，说明泵壳及叶轮、叶片的水力设计存在一定的问题，需要优化设计。

(5) 其他高频段振动速度较大，是由于轴承精度、配合而轴精度不能满足要求。

(6)小于48 Hz有一处振动速度较大，是由于轴承油膜(或其他润滑液体膜)涡动造成的。

烈度2~烈度4测点的x、y、z方向振动速度实测线图与图6~图8线图十分相似，各处振动速度较大的原因也基本相同，此处不再赘述。

2.2.3 噪声声压级分析

各噪声测点的声压级分布规律十分相似，在此只对噪声声压级平均值曲线(图8)进行分析。

分析图8可知噪声发生在约250 Hz频段处，实际频率应为242 Hz，即5倍工频，此处噪声较大，是由于叶轮叶片(5片)通过泵体入口、出口时发生流体脉动造成的，属于水力噪声。说明泵壳及叶轮、叶片的水力设计存在问题，需要优化设计。其他频段噪声为机械噪声、电机磁噪声等。

2. 3 减振降噪措施

(1) 提高零件之间的配合精度，提高水泵叶轮、转子部件及电机转子平衡精度等级，进行转子动力学分析。

(2) 提高泵与电机轴安装的对中精度。

(3) 优化叶轮及叶片曲而形状，提高表而精度，减小水力脉动困。

(4) 提高泵体刚度，优化蜗壳形状，减小水力脉动，提高泵体低阶固有频率川。

(5) 改进底座结构，提高底座刚度和固有频率。

(6) 改善泵轴向不平衡力状态，缩小轴向力对泵组的影响。

3 结论

本文对屏蔽泵进行了振动噪声特性测试，对屏蔽泵在额定工况下的振动与噪声进行了分析研究，得出影响振动的原因有转子动平衡差;电机轴与泵轴对中精度不高;基础(底座)松动或底座刚度不足;发生流体脉动;轴承精度、配合而轴精度不能满足要求;润滑液体膜涡动等。噪声主要是由于流体脉动产生的水力噪声。根据以上分析结论，提出了屏蔽泵的优化设计方案，事实证明改进后的泵的振动噪声性能得到了明显的改善。本文的分析结果对改善屏蔽泵振动与噪声现状，提高其整体动力学特性具有重要意义。