譚龍龍，吳 群，呂 巖，李耀祖，儀垂杰,3

(1.青島大學 機電工程學院，山東 青島266000；2.青島理工大學 機械與汽車工程學院，山東 青島266520；3.青島理工大學 工業(yè)流體節(jié)能與污染控制 教育部重點實驗室，山東 青島266520)

離心式壓縮機廣泛應用于工業(yè)生產(chǎn)，其結(jié)構(gòu)相對復雜，在設備的運行以及氣體傳輸過程中，都會產(chǎn)生強烈的噪聲，這無論是對設備本身還是對工作人員的身心健康都帶來了嚴重的危害。離心式壓縮機噪聲問題亟待解決，噪聲測試與分析[1-5]是進行離心式壓縮機降噪處理的前端條件，關(guān)鍵問題是準確定位到離心式壓縮機噪聲產(chǎn)生的位置并對其定位分析[6]。國內(nèi)外文獻對離心式壓縮機噪聲測試分析進行了研究。Sun 等[7]用邊界元和歐拉方程耦合的方法預測了離心式壓縮機的基頻噪聲。Johanna等[8]對亞音速離心式壓縮機的試驗研究發(fā)現(xiàn)葉輪葉片尾跡對擴壓器葉片的沖擊是離心式壓縮機基頻氣動噪聲產(chǎn)生的主要原因。胡春波等[9]對DH63 型離心式壓縮機輻射噪聲進行了試驗研究,發(fā)現(xiàn)離心式壓縮機低頻段的噪聲主要是齒輪箱噪聲,而高頻段噪聲則主要是離心式壓縮機本體輻射的基頻噪聲。曹林等[10]對離心式壓縮機的近場聲源區(qū)的頻譜特征進行研究,發(fā)現(xiàn)該離心式壓縮機噪聲主要是基頻噪聲。付常佳[11]對離心式壓縮機振動噪聲信號進行頻譜分析，設計寬頻帶阻抗復合吸聲結(jié)構(gòu)隔聲罩，利用SYSNOISE有限元軟件研究影響隔聲罩降噪效果的關(guān)鍵因素。李宏坤等[12]對不同類型的離心式壓縮機擴壓器開展壓力脈動、振動和聲強試驗，得到結(jié)構(gòu)振動與輻射噪聲的影響因素。韋開君等[13]對離心壓縮機進行不同工況下的氣動性能及噪聲試驗，分析各工況下的氣動噪聲特性及聲源貢獻量，并結(jié)合CFD仿真分析近喘振工況下離心壓縮機窄帶噪聲的產(chǎn)生機理。郝宇星[14]利用聲級計及倍頻程濾波器對離心式壓縮機及其管道進行噪聲測試及頻譜分析，確定氣動噪聲為離心式壓縮機的噪聲源。其中大多是對離心式壓縮機機組進行噪聲測試，進而展開噪聲頻譜分析，但無法準確找到噪聲源。因此，離心式壓縮機噪聲分析應將噪聲測試分析與噪聲定位分析相結(jié)合。針對離心式壓縮機噪聲過大的問題，通過噪聲測試、頻譜分析、聲成像分析、模態(tài)分析來對離心式壓縮機噪聲源進行精準定位分析，得到了其噪聲源的主要特性并找到了主要噪聲源，最后設計了相應的降噪方法[15-19]。

1 離心式壓縮機噪聲源分析

離心式壓縮機產(chǎn)生的噪聲屬于生產(chǎn)性噪聲，它主要包括空氣動力噪聲、機械性噪聲和電磁性噪聲三部分。離心式壓縮機噪聲產(chǎn)生過程如圖1所示：

對于離心式壓縮機整個系統(tǒng)，氣動噪聲及機械噪聲為主要的噪聲源。離心式壓縮機主體部位工作時，在進氣管口處空氣快速流動，導致產(chǎn)生壓力波動，輻射較高的氣動噪聲；在離心式壓縮機內(nèi)部，由于轉(zhuǎn)子不平衡產(chǎn)生激振力，引起機體振動產(chǎn)生噪聲；由于運輸氣體過程中的壓力波動，產(chǎn)生氣流脈動，遇到異徑管時產(chǎn)生激振力，引起管道振動產(chǎn)生噪聲；由于高壓氣體排出時壓力落差過大，產(chǎn)生阻流沖擊波，引起機體振動產(chǎn)生噪聲；在排氣管口處，空氣壓力增至0.5 MPa，空氣從閥門間歇性排出，沖擊閥門，氣流產(chǎn)生擾動，輻射較大的氣流噪聲。

2 噪聲源測試定位分析

圖1 離心式壓縮機噪聲產(chǎn)生過程

被測目標是型號為RKT-140 的離心式壓縮機，根據(jù)國家標準《風機和羅茨鼓風機噪聲測量方法》，結(jié)合現(xiàn)場實際布局，對離心式壓縮機機組及電機間共布置6 個測點如圖2所示。測點距離被測量物面1 m，傳聲器朝向被測目標方向，傳聲器與地面距離為1.5 m，分析噪聲成分及噪聲源情況。

圖2 離心式壓縮機噪聲測點布置圖

2.1 頻譜分析

利用Norsonic150 聲振測試分析儀對離心式壓縮機各測點分別進行C 計權(quán)頻率實時濾波分析，各個測點測試時間為1 min，各測點的噪聲1/3 倍頻程圖如圖3(a)，離心式壓縮機測點2 的頻譜圖如圖3(b)：

圖3(a)1/3 倍頻程圖顯示離心式壓縮機噪聲呈寬頻帶特性，低頻噪聲中主要以25 Hz、50 Hz、100 Hz、250 Hz 為中心頻率，高頻噪聲中主要以1.25 kHz、2.5 kHz 為中心頻率，其中以2.5 kHz 為中心頻率的噪聲聲壓級最高。離心式壓縮機排氣管口聲壓級最高，排氣管口的噪聲值大于進氣管口，進氣管口與排氣管口噪聲頻率特性有一致性，從20 Hz開始，兩測點處的聲壓級不斷升高，到2.5 kHz后聲壓級逐漸下降。圖3(b)頻譜圖分析了離心式壓縮機西側(cè)5 kHz 以內(nèi)的噪聲成分，可以觀察到在1 190.26 Hz、2 380.43 Hz頻率處出現(xiàn)明顯的噪聲峰值。

上述分析的各特征頻率對應離心式壓縮機各處噪聲源，計算離心式壓縮機軸、齒輪嚙合、葉輪的基頻進行噪聲源定位分析。

軸的轉(zhuǎn)頻公式：

齒輪嚙合頻率公式：

葉輪的轉(zhuǎn)頻公式：

其中：n為軸轉(zhuǎn)速（r/min），b為離心式壓縮機葉輪葉片數(shù)，z為齒數(shù)，i為基頻倍數(shù)。

根據(jù)頻率公式計算離心式壓縮機正常工作下的頻率成分如表1所示：

表1 頻率成分/Hz

聯(lián)合圖3(b)離心式壓縮機西側(cè)頻譜圖及表1離心式壓縮機噪聲頻率成分分析，特征頻率1 190.26 Hz、2 380.43 Hz產(chǎn)生于離心式壓縮機葉輪基頻及其倍頻。

2.2 聲成像分析

利用Norsonic848 聲成像分析儀對離心式壓縮機可聞而不可見的噪聲場進行可視化測試分析，將噪聲源實景視頻圖像與傳聲器陣列測試的結(jié)果相結(jié)合，標定噪聲源的位置。大量文獻利用傳聲器陣列對聲場進行定位追蹤，其利用波束形成算法對傳聲器陣列采集的聲場信號進行延遲與求和（DAS）處理。波束形成基本原理如圖4所示。

圖4中聲源平面上設置一個聲源點s，在傳聲器陣列平面上設置m個傳聲器，聲源點s在t時刻輻射聲波，經(jīng)過延遲時間Δm到達第m個傳聲器，根據(jù)“延遲與求和”波束形成原理，傳聲器陣列對聲源點s的波束形成輸出為

其中：wm是第m個傳聲器的權(quán)重；ym是由第m個傳聲器進行空間采樣的信號。

圖3 1/3倍頻程圖及頻譜圖

圖4 波束形成基本原理

利用Norsonic848 聲成像分析儀對離心式壓縮機主體部位進行聲成像分析，結(jié)合現(xiàn)場實際情況，將聲成像分析儀布置在距離離心式壓縮機主體部位5 m處的位置，傳聲器盤面朝向被測目標方向，傳聲器盤面光學攝像機與地面距離為1.5 m，設置房間氣溫為17°C，頻率范圍選擇為20 Hz～5 000 Hz，測試實時圖像結(jié)果如圖5所示。

聲成像圖圖5(a)顯示離心式壓縮機最大噪聲部位為離心式壓縮機排氣管口，圖5(a)與圖3(a)一致，表明離心式壓縮機排氣管口噪聲值最大，屬于排氣氣動噪聲，它源于高壓氣流在排氣管內(nèi)產(chǎn)生的壓力脈動或者源于排氣管內(nèi)高壓氣流產(chǎn)的氣流脈動。利用聲成像分析儀自帶的單聲源屏蔽功能，屏蔽離心式壓縮機排氣管口聲源后，噪聲最大位置為離心式壓縮機進氣管口(圖5(b))，屬于進氣氣動噪聲，它是離心式壓縮機噪聲源中最主要的部分(圖3(b))，源于進氣管內(nèi)氣體壓力脈動，其頻率與進氣管口葉輪產(chǎn)生的噪聲基頻相同，由表1與圖3(b)證明進氣管口噪聲主要貢獻來自離心式壓縮機葉輪工作時的2倍頻處的噪聲。離心式壓縮機噪聲的聲成像分析結(jié)果與聲振測試頻譜分析結(jié)果趨于一致，各特征頻率對應的噪聲源位置基本確定。

2.3 箱、殼體模態(tài)分析

通過頻譜分析及聲成像分析基本確定了噪聲源的特征頻率及其產(chǎn)生位置，考慮到低頻帶特征頻率(低頻帶頻譜圖見圖6(a))可能與機組箱、殼體的模態(tài)頻率接近，不排除箱、殼體引發(fā)共振的可能性。對離心式壓縮機機組的箱、殼體進行模態(tài)仿真分析，機組箱、殼體的有限元模型見圖6中的圖6(b)、圖6(c)、圖6(d)，采用LMS 有限元仿真計算離心式壓縮機機組箱、殼體的模態(tài)頻率。一般情況下，系統(tǒng)在工作中的振動主要是低階模態(tài)引起的，內(nèi)外激勵都不易達到高階模態(tài)，因此在分析過程中僅考慮離心式壓縮機機組箱、殼體的前10 階固有頻率，前10 階模態(tài)頻率值見表2。

表2 10階模態(tài)頻率值/Hz

圖6(a)頻譜圖分析了500 Hz 以內(nèi)的噪聲成分，可以觀察到離心式壓縮機機組噪聲在50 Hz、74.02 Hz、100.26 Hz、125.16 Hz、224.79 Hz、296.75 Hz、424.89 Hz 處出現(xiàn)明顯峰值。結(jié)合表1分析發(fā)現(xiàn)，特征頻率50 Hz、100.26 Hz、125.16 Hz、424.89 Hz 主要產(chǎn)生于輸入軸的倍頻，特征頻率74.02 Hz、296.75 Hz主要產(chǎn)生于輸出軸的基頻及倍頻。結(jié)合表2模態(tài)頻率值分析發(fā)現(xiàn)，電機箱的模態(tài)頻率與上述特征頻率沒有相近值，說明未產(chǎn)生共振；齒輪箱的五階模態(tài)頻率值為297.8 Hz，與特征頻率296.75 Hz 相近，說明產(chǎn)生了共振，增大了離心式壓縮機的噪聲；離心式壓縮機機殼模態(tài)頻率與上述特征頻率沒有相近值，說明未發(fā)生共振。

3 降噪方法

針對低頻共振產(chǎn)生噪聲的問題，可以對齒輪箱做輕量化設計，優(yōu)化結(jié)構(gòu)剛度，改變齒輪箱的固有特性，避開共振頻率；針對離心式壓縮機中高頻噪聲，采用吸隔型隔聲罩與阻抗復合式消聲器聯(lián)合降噪方法，吸隔型隔聲罩結(jié)構(gòu)如圖7所示。

圖5 離心式壓縮機聲成像圖

圖6 低頻頻譜圖及箱、殼體有限元模型

圖7 吸隔型隔聲罩結(jié)構(gòu)圖

結(jié)構(gòu)中離心玻璃棉及穿孔板吸收中高頻噪聲，鋼板層阻隔低頻聲傳播，并加阻尼涂層防止共振。在吸隔型隔聲罩進、排氣通風口均安裝阻抗復合式消聲器，阻抗復合式消聲器結(jié)構(gòu)如圖8所示。

圖8 阻抗復合式消聲器結(jié)構(gòu)圖

隔聲罩隔聲量計算公式：

式中：IL為隔聲罩的插入損失，帶通風散熱消聲器的隔聲罩的插入損失約15 dB～30 dB，α為吸聲材料的吸聲系數(shù)，TL為隔聲罩的隔聲量。

消聲器消聲量計算公式：

其中：ΔL為消聲器消聲量，L為消聲器的有效消聲長度，φ(α)為消聲系數(shù)，P為消聲器內(nèi)徑周長，S為消聲器內(nèi)徑橫截面積，α為吸聲材料的吸聲系數(shù)。

根據(jù)理論公式計算理論降噪效果如表3所示。

由表3中數(shù)據(jù)可知，加裝隔聲罩、消聲器后，對高頻噪聲降低效果顯著，平均隔聲量達21.5 dB(C)，結(jié)合現(xiàn)場實際，理論計算值滿足降噪要求。

表3 理論降噪效果/dB(C)

4 結(jié)語

本文針對制氧廠的離心式壓縮機存在的噪聲問題進行了測試分析，分析了離心式壓縮機噪聲的產(chǎn)生過程，對正常工作情況下的離心式壓縮機進行了噪聲測試，聯(lián)合頻譜分析、聲成像分析、模態(tài)分析三種方法對噪聲源進行定位分析，精確定位到了特征頻率噪聲的激勵源及共振源，針對該離心式壓縮機的噪聲特性，以降低噪聲為目的，設計了吸隔型隔聲罩與阻抗復合式消聲器聯(lián)合的降噪方法，為離心式壓縮機的噪聲控制提供了參考。