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迄今为止最全的螺杆压缩机振动噪声控制研究

发表日期:2018/11/20 11:49:29 来源:压缩机网 评论 总点击量:

一、引言

随着螺杆压缩机的不断更新换代,性能得到了持续提升,压缩机的振动噪声改善已逐渐成为螺杆压缩机技术发展需要面临的新挑战,同时也成为了各生产厂家提升其自身产品竞争力的一个重要“卖点”,尤其是对于螺杆压缩机及其系统的振动噪声有着极其严苛要求的一些特殊应用场合。

此外,螺杆压缩机的振动噪声问题,不仅会造成噪声污染,而且还会影响机器性能和可靠性。因此螺杆压缩机减振降噪技术逐渐成为压缩机的核心技术,振动小噪声低是螺杆压缩机未来发展的一个重大趋势。

二、振动噪声产生机理

图1所示为双螺杆压缩机的典型结构,它主要由机体以及包含在机体内的一对平行配置的螺旋转子和吸排气孔口组成。压缩机与电动机封装在同一壳体内,电动机与阳转子同轴。在电动机的驱动下,阴、阳转子像齿轮一样啮合旋转,由转子齿顶与机体内壁面围成的工作容积周期性扩大和缩小,实现吸气、压缩和排气过程。

根据螺杆压缩机的工作原理,可以将螺杆压缩机的振动噪声产生机理分为机械接触产生的机械性振动噪声和气流脉动诱发的流体性振动噪声。




2.1 机械性振动噪声

机械性噪声是固体振动所产生的,机械部件运行时在冲击、摩擦、交变应力或磁性应力的作用下,各部件互相碰撞、摩擦、振动,从而发声。螺杆压缩机中机械性振动噪声源来源于转动部件,主要为啮合的转子和支撑的轴承,尤其是阴阳转子啮合过程中产生的振动噪声是螺杆压缩机机械性振动噪声的主要根源。

① 啮合转子振动噪声

阴、阳转子是螺杆压缩机的核心部件,在工作过程中既受到径向和轴向的气体作用力,又受到传动机构的作用力以及轴承的支撑力。这些力在螺杆压缩机工作过程中周期性的变化,是压缩机机械性振动噪声的激励源。在螺杆压缩机中,阳转子通过齿面接触直接驱动阴转子同步旋转,啮合过程中不可避免的产生机械振动,辐射机械噪声,是主要的机械性振动噪声激励源。在实际运行过程中,由于转子是金属部件,本身存在挠性,由于加工或者装配误差导致的不对中、不平衡,往往会引起转动过程中的径向振动,产生异响,也都可能成为阴阳转子运动过程中振动噪声的激励源。

② 支撑轴承振动噪声

螺杆压缩机所用的轴承主要分为滑动轴承和滚动轴承。滑动轴承的振动主要是由于润滑不充分或出现异常的摩擦使得油膜破裂而引起金属间“粘滑”激振导致的;滚动轴承的振动主要是因为离散的滚动体对滚道的周期性冲击导致[4]。相比而言,滚动轴承的振动噪声大于滑动轴承,但滚动轴承能够提供精确的运转精度和承受较高的转速,因此在螺杆压缩机中主要采用滚动轴承来承受轴向和径向力,而滑动轴承一般只应用于一些大型的螺杆压缩机中。

在机械零部件加工精度和装配误差得到有效控制的前提下,螺杆压缩机的机械性振动噪声得到有效控制,相反流体性振动噪声逐渐暴露出来,成为主要的振动噪声源。

2.2 流体性振动噪声

流体动力性噪声是指流体的流动或固体在流体中运动,引起流体振动而产生的噪声。随着机械性振动噪声的深入研究和机械加工装配精度的提升,机械性振动噪声得到有效控制,而气流脉动诱发的流体性噪声已经成为螺杆压缩机的主要噪声源,按照其产生的位置和特点可以分为齿间容积噪声、排气噪声和吸气噪声。

① 齿间容积噪声

当螺杆压缩机处于吸气结束后、排气开始前的状态时,齿间容积并未与吸、排气孔口连通,在此过程内齿间容积与外界的连通通道仅有泄漏三角形、齿顶间隙、啮合间隙和端面间隙。齿间容积内的气体介质随着齿间容积的减小而不断被压缩,同时少部分介质会通过上述泄漏通道进入到相邻齿间容积或吸气侧齿间容积,在此过程内不仅会产生流体流动噪声,而且在压差作用下气体介质通过各间隙内的流动也会产生一定的噪声。当齿间容积与喷油、喷液或补气孔口连通时,额外的气液流动甚至会导致更为剧烈的流动噪声。泄漏三角形的面积较其他泄漏通道的面积而言相对较大,同时泄漏三角形前后连接着两个压力不等的齿间容积,这两个相对独立的声学元件还会受到外界的激励而产生共鸣,导致更大的流体动力性噪声。

② 排气噪声

在转子啮合腔与排气孔口连通的初期,在压差的作用下排气腔中的高压气体会很快地倒流入啮合腔导致腔内压力快速升高。在惯性力的作用下会形成过冲,使得啮合腔中的压力要大于排气压力,而排气腔中的压力则处于低谷。随着排气孔口的开度迅速增加和排气容积的减小,气体开始向排气腔流动。此时,流入排气腔中的气体速度和排气腔中气体压力的变化较平稳,主要受排气容积变化率和孔口流通面积的影响。

排气过程中,转子啮合腔相继进行排气,导致容积周期性的变化,而每个周期内速度和压力也在各种作用力下产生周期性的变化,形成排气气流脉动,诱发气动噪声。

③ 吸气噪声

吸气噪声和排气噪声具有一定的相似性,工作容积与吸、排气孔口连通过程中,工作容积周期性的增加或减小,同时伴随着工作容积与吸、排气孔口间连通面积的周期性变化,使得流体流动特性变化剧烈,产生较大的气流脉动,诱发气动噪声。

Sangfors等对辨识螺杆压缩机主要的振动噪声源开展了大量的研究工作,均指出处于气流脉动基频及其整数倍频率的振动噪声值较大,由于工作容积与吸、排气孔口周期性连通所引起的气流脉动是螺杆压缩机振动噪声的主要诱因。此外,由于处于排气腔内的气体密度远大于吸气腔内的气体密度,导致排气气流脉动所诱发的气动噪声更为显著。

三、振动控制技术

螺杆压缩机运行中阴阳转子相互啮合,产生机械振动,通过轴承将振动传递到机壳和机脚。因此,提高转子加工精度,减小轴系装配误差,优化支撑轴承游隙等措施可以从振动激励源头上抑制螺杆压缩机振动的产生,设计安装减振垫等措施从振动传递路径上进一步隔离振动的传递,从而达到减小螺杆压缩机振动的目的。

3.1 振动激励源头减振

① 提高加工精度,减小装配误差

提高转子加工精度降低转子表面粗糙度和改善装配工艺减小轴系装配误差等措施减小转子啮合过程中产生的机械振动,从源头上控制压缩机的振动激励源,可以有效降低压缩机运行过程中产生的机械振动。靳春梅等通过实验研究指出,提高转子的加工精度,由铣削改为磨削,降低了表面粗糙度,使压缩机运行过程中振动得到有效控制,中、高频噪声也得到一定程度的降低。

② 减小支撑轴承游隙

减小支撑轴承游隙,可以提高转子旋转精度,缩小转子啮合过程中偏心量,降低高速运转过程中转子不平衡质量诱发的振动噪声。殷玉枫等[7]通过理论与实验研究得出滚动轴承的径向游隙对轴承振动噪声的影响最为显著。随着径向游隙的加大,振动噪声随之增强,并呈现很好的线性关系。

3.2 振动传递路径隔振

① 提高结构件刚度

提高机壳刚度,降低机壳振动响应。螺杆压缩机机壳径向和圆周方向上增加加强筋,可以提高机壳的刚度,降低机壳振动响应,阻碍压缩机转子和轴承的振动激励传递到机壳上。

② 设计安装减振垫

设计安装减振垫,隔离螺杆压缩机的振动传递。根据螺杆压缩机的转子型线、电机运行转速、自身重量和实际减振需求,设计减振器,安装到螺杆压缩机机脚上,可以阻碍机脚振动传递到安装基础面上,有效降低压缩机安装基础上的振动。

四、噪声控制技术

螺杆压缩机运行过程中周期性的吸气、压缩和排气过程不可避免的会产生气流脉动,进而诱发气动噪声。随着机械性振动噪声的深入研究和机械加工装配精度的提升,机械性振动噪声得到有效控制,而气流脉动诱发的流体性噪声已经成为螺杆压缩机的主要噪声源。因此,应用排气端面衰减装置、赫姆霍兹气流脉动衰减腔和穿孔板脉动衰减器等措施可以从气流脉动源头上衰减气流脉动幅值,降低气流脉动诱发的气动噪声,设计具有双层壁结构的机壳和安装隔声罩等措施在传递路径上阻碍噪声的传递,可有效降低压缩机的整体噪声。

4.1气流脉动诱发的气动噪声源头控制

① 排气端面气流脉动衰减装置

基于声波干涉原理,设计旁支流道产生与管道内气流脉动幅值相等,相位相反的旁支气流脉动,两者相互叠加抵消,从而达到衰减气流脉动的目的,其结构示意图如图2所示。当旁支流道长度为流体介质半波长的整数倍时,排气管内气流脉动幅值最小,其衰减效果如图3所示。




基于半波长管原理,周明龙等针对螺杆压缩机气流脉动的周期特性,结合压缩机结构的内部空间,在排气端面上设计气流脉动衰减装置,从排气源头上衰减气流脉动幅值,降低气流脉动诱发的气动噪声。图4是应用在螺杆压缩机排气端面的一种具体结构。





②赫姆霍兹气流脉动衰减腔

赫姆霍兹共振器是声学中一个比较常见的降噪装置,其主要由短管和腔体组成,如图5所示,在一定条件下可用其来消减螺杆压缩机排气腔内的气流脉动幅值。

根据赫姆霍兹共振器的结构尺寸可以计算出赫姆霍兹共振器的固有频率 fr:

  式中 c—流体介质声速;

  S—短管截面积;

  L—短管有效长度;

  V—腔体体积。

当入射声波pi的频率接近赫姆霍兹共振器的固有频率时,在赫姆霍兹共振器的短管中产生强烈振动,通过克服摩擦阻力而消耗声能,从而降低下游声波的幅值。

基于赫姆霍兹共振器原理,武晓昆等在螺杆压缩机的排气轴承座上设计赫姆霍兹气流脉动衰减腔,排气气流脉动幅值衰减30%以上,气流脉动基频下的机脚振动加速度可降低36.2%-40.9%。

③ 穿孔板脉动衰减器

穿孔板脉动衰减器结构如图6所示,其脉动衰减机理是穿孔板上每个穿孔与其对应的腔体组成的系统类似赫姆霍兹气流脉动衰减腔,穿孔板脉动衰减器可以看成许多赫姆霍兹气流脉动衰减腔的并联。

按照马大猷院士经典理论,穿孔板脉动衰减器的衰减频率fMPA可以表示为

式中 c—流体介质声速;

  t—穿孔板厚度;

  d—穿孔孔径;

  D—穿孔板腔体深度;

  P—穿孔率(穿孔面积/全面积100%)。

基于穿孔板设计原理,刘华等[15]针对变频螺杆压缩机排气气流脉动诱发的气动噪声设计宽频带穿孔板气流脉动衰减器。应用气流脉动衰减器后,在运行转速3000~4500rpm区间,气流脉动基频排气噪声值下降3.0dBA以上;在排气噪声较大的高转速运行区间4500~5100rpm,排气噪声值下降5.0dBA到7.5dBA,实现了变频螺杆压缩机全频率段的降噪。

4.2 噪声传递路径隔声

① 机壳双层壁设计

螺杆压缩机机壳采用双层壁结构,可以阻碍振动噪声的传递,降低压缩机的整体噪声。格力,大冷等企业将机体外壳采用双层壁结构,减弱噪声向外辐射的能力,起到隔离噪声的作用。此外,压缩机采用液体冷却方式(如油冷、水冷等),不仅可阻碍噪声的传递,而且采用液冷方式后可取消风冷方式的风扇,也有助于降低螺杆压缩机的整体噪声。

② 隔声罩设计

根据螺杆压缩机的噪声频谱特性,设计隔声罩结构,优化隔声罩的吸声材料,可以有效降低压缩机的远场噪声。程双灵等[16]通过对隔声罩结构和吸声材料的优化,螺杆压缩机噪声下降了近10dBA。

4.3 气流脉动衰减

目前气流脉动衰减与抑制主要针对特定运行工况,当压缩机运行工况变化较大时,尤其是变频螺杆压缩机变转速工况,气流脉动衰减装置的衰减效果减弱甚至消失。为了满足不同运行工况下气流脉动衰减效果,拓宽气流脉动衰减频率范围,往往只能被动的采用多个衰减装置并联或者串联,不仅会牺牲衰减效果,还会带来衰减装置体积过大无法安装甚至被动增加压缩机体积。因此,根据压缩机的运行工况和气流脉动特性,自动调节气流脉动衰减装置的衰减频率,有效降低压螺杆缩机气流脉动的衰减装置迫在眉睫。周明龙等[17]等根据压缩机运行特性设计的一种可调频自适应气流脉动衰减器将成为一种新的趋势。

4.4 主动减振

在螺杆压缩机运行过程中,根据所检测到的压缩机振动信号,振动数据经过实时处理,通过一定的控制策略,驱动作动器对压缩机施加外部激励(如力,力矩等),最终达到抑制螺杆压缩机振动,降低机械振动辐射噪声的目的。目前国内主动减振技术还处于机理的研究阶段,离实际应用还有较大距离。但是基于主动减振降噪技术的良好发展前景,以及螺杆压缩机振动产生机理的深入研究,主动减振降噪技术将逐步应用到螺杆压缩机减振降噪领域。

4.5 有源降噪

有源降噪是利用声波的相消干涉原理,通过引入电声装置产生额外的噪声源与不希望的原始噪声进行叠加,从而达到降低或者抑制噪声的目的。

有源降噪具有良好的低频降噪效果,最适用于控制低频谐波噪声,目前主要集中应用在耳机和汽车等领域。随着有源技术的发展,以及螺杆压缩机噪声的深入研究,有源降噪将逐步应用到螺杆压缩机降噪领域。

五、振动噪声发展趋势

5.1 转子材料

① 转子材质替换。随着非金属材料性能的改善和加工精度的提高,其良好的减振降噪性能逐渐显现出来。在满足使用要求的情况下,螺杆压缩机的阳转子可采用金属钢芯上注塑非金属材料的结构,阴转子采用金属材料,降低阴阳转子啮合过程中产生的机械性振动噪声。

② 转子表面处理。在转子表面喷涂自润滑封严涂层,一方面涂层的封严特性可减小转子间的啮合间隙,降低齿间容积的泄露通道内流体流动诱发的流体动力性噪声;另一方面涂层的自润滑特性可降低转子啮合的摩擦系数,降低转子啮合过程中产生的机械振动噪声。

5.2 转子型线

① 增加转子齿数。螺杆压缩机随着转子齿数的增加,增加了转子啮合过程中的重合系数,使啮合载荷平均分配在较多的齿面上,减小单位齿面压力,降低转子啮合过程中产生的机械振动噪声。此外,转子齿数较少时,转子啮合频率低,低频噪声波长较长,其衍射能力强,传播距离更远,低频噪声控制较难;而转子齿数增多,转子啮合频率向高频偏移,在传播过程中容易被吸收衰减,高频噪声容易控制,使压缩机远场噪声值更低。

② 优化齿型设计。在理论研究和实验研究的基础上优化转子的齿型设计,如增大扭转角增加重合系数,增加啮合线长度减小单位啮合线上的载荷等措施减小转子转动过程中的齿面接触力,降低转子啮合过程中产生的机械振动噪声,使运行过程中转子的振动平稳,噪声稳定。

六、结论

对于螺杆压缩机的振动噪声问题,本文全面地介绍了螺杆压缩机振动噪声产生的机理及相应的控制措施。西安交通大学一直致力于螺杆压缩机的研究,在螺杆压缩机热力学和动力学计算、转子型线优化、喷油优化、排气气流脉动研究的基础上,目前对螺杆压缩机振动噪声的研究也取得了一定的成果,但是振动噪声影响因素众多,且互相影响,互相制约,给螺杆压缩机的减振降噪增加了难度,导致理论计算结果与实验结果还存在一定差距,工程应用中还没有形成系统的减振降噪的设计理论和方法。因此,从理论研究上降低压缩机振动噪声并应用于实践还需要进一步的努力。


作者简介

周明龙,硕士,中级工程师,长期从事螺杆压缩机振动噪声控制新技术研究。

陈文卿,博士,研究员,长期从事螺杆压缩机新技术研究。

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