離心式壓縮機噪聲測試分析與治理研究

李耀祖　吳群　呂巖　譚龍龍　儀垂杰

摘要： ?針對某制氧廠兩端、四級、四次冷卻離心式空氣增壓壓縮機噪聲問題，本文對離心式壓縮機噪聲進行了測試分析與治理研究。采用近場測量，配合聲壓、聲陣列成像及聲強測量方法，確定了壓縮機的噪聲聲壓級、聲強級大小、頻譜特性及其主要噪聲輻射部位。同時，根據(jù)設(shè)備噪聲以中高頻為主的特性，設(shè)計了帶有消聲器的復(fù)合隔聲罩，對設(shè)備噪聲進行治理。聲壓測量結(jié)果可知，增壓壓縮機噪聲呈寬頻帶特性，連續(xù)等效A聲級最高達118.5 dB（A），峰值頻率為2.5 kHz。研究結(jié)果結(jié)果表明，該增壓機最大噪聲輻射位置為增壓壓縮機一級壓縮器蝸殼及排氣管道處，而聲強測量結(jié)果與聲陣列成像結(jié)果一致，聲強級最高為111.8 dB，聲強頻譜圖與聲壓頻譜圖具有一致性;加裝隔聲罩后，設(shè)備隔聲罩1 m處的總降噪量為29.5 dB（A），降噪后的設(shè)備噪聲符合國家標(biāo)準(zhǔn)。該研究為相關(guān)設(shè)備噪聲測量分析及治理提供了理論參考。

關(guān)鍵詞： ?壓縮機噪聲; 頻譜分析; 聲源定位; 聲強測量; 噪聲治理

中圖分類號： TH452; TB533 文獻標(biāo)識碼： A

基金項目： ?煉鐵、制氧噪聲控制技術(shù)研究（RH1900009051）

某制氧廠制備氧氣和氮氣等氣體的基本工藝原理是利用液態(tài)空氣中各組分沸點的不同，通過蒸餾的方式將其分離成不同的組分。離心式空氣增壓壓縮機負責(zé)將凈化后的空氣進一步加壓，以備進入空分塔進行下一步蒸餾[1]。由于氣體流量大、流速快，在經(jīng)過增壓壓縮機時會產(chǎn)生強烈噪聲[2]。關(guān)于離心式空壓機噪聲機理研究，尤其是氣動噪聲研究，是噪聲分析和噪聲源識別的重要前提。20世紀(jì)50年代，M.J.Lighthill[3]率先提出“聲比擬”理論，使氣動噪聲理論研究取得重大突破。20世紀(jì)60年代末，J.E.Ffowc Williams[4]基于廣義格林函數(shù)法，將N.Curle[5]的研究結(jié)果擴展運用到運動固體邊界對流體發(fā)生的影響，得到可用于壓縮機葉輪氣動噪聲預(yù)測的FWH方程;盧傅安等人[6]采用SST湍流模型，模擬了離心壓縮機的整機三維非定常流場，得到機殼內(nèi)壁面基頻壓力脈動主要分布在無葉擴壓器靠近葉輪出口一側(cè);機殼主要基頻振動噪聲源位于蝸殼靠近出口管道一側(cè)。對于離心式壓縮機噪聲的測量與噪聲源識別，Liu Z J等人[7]對離心壓縮機進行了全面的噪聲測量與分析，利用頻譜分析法確定了排氣管為主要噪聲源;T.Raitor等人[8]通過實驗分析，總結(jié)了離心壓縮機葉輪自身旋轉(zhuǎn)噪聲、葉頂隙噪聲和動靜干涉噪聲的頻率特性;曹林等人[9]利用近場測量法，得到了離心壓縮機的噪聲特性，發(fā)現(xiàn)離心式壓縮機主要噪聲為基頻噪聲;閆玉玉等人[10]對石化領(lǐng)域壓縮機進行了噪聲測量與分析，得出了最大噪聲為葉輪噪聲，其最大噪聲頻率為葉片的通過頻率及其高次諧頻;郝星宇[11]對壓縮機管道噪聲測量發(fā)現(xiàn)，壓縮機所產(chǎn)生的氣動噪聲沿管道傳播，經(jīng)管壁向外福射且管道間形成混響，導(dǎo)致聲壓級升高;郭義杰等人[12]通過對采集到的壓縮機振動信號和噪聲信號進行頻譜分析，確定機組的主要噪聲源為葉片、排氣管道和冷卻器。對于壓縮機噪聲的治理，陳小飛等人[13]采用由型鋼龍骨+高效吸聲棉+穿孔吸聲板組成的平面式吸音隔聲板制作的隔聲罩，對設(shè)備進行降噪;劉兆增等人[14]在原有隔聲罩的基礎(chǔ)上，采用添加阻抗復(fù)合型吸聲結(jié)構(gòu)的方式，提高了原有隔聲罩的隔音量;曹澤仁等人[15]采用帶有空氣夾層隔聲罩板的輕型裝卸式隔聲罩，對空壓機噪聲進行治理，降噪量20 dB（A）以上;趙學(xué)儉[16]采用在離心壓縮機管線出口安裝孔板的方法，消減氣動流脈，從而降低設(shè)備氣動噪聲;陳兵等人[17]運用統(tǒng)計能量分析法對壓縮機管道系統(tǒng)進行計算機建模和仿真，仿真與測試結(jié)果基本吻合;劉蘭濤等人[18]對空氣過濾器至空壓機管道、空壓機至空冷塔的管道等噪聲管道進行隔音包扎，對管道閥門安裝閥門盒，內(nèi)填充吸音材料，降低了廠房混響;張翼等人[19]在吸氣和排氣管路上增設(shè)了固定支架，避免管路振動與氣流脈動形成共振，在一定范圍內(nèi)盡可能避免機組間產(chǎn)生共振從而降低了設(shè)備噪聲?；诖耍疚脑诂F(xiàn)場實測某增壓機噪聲的基礎(chǔ)上，通過頻譜分析、聲源定位分析及聲強分析的方法，確定了該增壓機的噪聲特性，并提出一種帶有消聲器的復(fù)合隔聲罩的治理方案，以達到噪聲治理的目的。該研究對噪聲分析、噪聲源識別及噪聲治理具有重要意義。

1增壓壓縮機噪聲測試與分析

1.1聲壓測試分析

增壓壓縮機所在廠房（長120 m，寬70 m，高8 m），溫度25 ℃，存在其它設(shè)備噪聲。根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)《風(fēng)機和羅茨鼓風(fēng)機噪聲測量方法》，在增壓機壓縮機及電機周圍共布置6個測點，增壓壓縮機噪聲測點布置圖如圖1所示。圖1中，測點距離被測量物面1 m，傳聲器朝向被測目標(biāo)方向，傳聲器與地面距離為1 m。測點1為一級壓縮器蝸殼處，測點2為一級壓縮器排氣口處，測點3為二級壓縮器蝸殼處，測點4為二級壓縮器進氣口處，測點5為四級壓縮器蝸殼，測點6為電機。

采用Norsonic150聲振聲強測試分析儀，在以上各測點進行測量，每個測點的噪聲信號采集時間不小于1 min，將得到的噪聲數(shù)據(jù)繪制在同一坐標(biāo)系內(nèi)，得到增壓壓縮機噪聲頻譜圖，增壓壓縮機各測點噪聲頻譜圖如圖2所示。

由圖2可以看出，增壓壓縮機噪聲呈寬頻帶特性，峰值頻率分別為2，2. 5和5 kHz，聲壓級最高117 dB（A），對應(yīng)頻率為25 kHz，較其他頻帶對應(yīng)聲壓級高10 dB以上，為增壓壓縮機主要噪聲頻帶。增壓機葉輪工作頻率為

式中，f為增壓壓縮機工作頻率;n為增壓機葉輪轉(zhuǎn)速;b為增壓機葉輪葉片數(shù)，當(dāng)i=1時為基頻，增壓機工作軸轉(zhuǎn)速n=11 049 r/min，由此可知，工作葉輪基頻為1.25 kHz，噪聲在其基頻和倍頻上出現(xiàn)峰值。測點3對應(yīng)的二級壓縮器處連續(xù)等效聲壓級最高，達118.5 dB（A），測點5對應(yīng)的四級壓縮器處連續(xù)等效聲壓級最低，為107.6 dB（A）。

1.2聲陣列成像測試分析

根據(jù)由遠及近、由總體到局部的測量原則，采用Norsonic848聲成像測試分析儀，首先對增壓機總體進行聲陣列測量，增壓機東北角成像結(jié)果如圖3所示。由圖3可以看出，增壓機最大噪聲源位于一、二級壓縮器處。進一步對壓縮器進行測量，增壓機一、二級壓縮器成像結(jié)果如圖4所示。由圖4可以看出，對于壓縮器部分，最大噪聲輻射位置位于一級壓縮器排氣管道處，次要噪聲輻射位置位于二級壓縮器排氣口處。

根據(jù)聲壓測量結(jié)果可知，增壓壓縮機四級壓縮器及電機處的聲壓級較一、二級壓縮器處相差10 dB以上，為次要噪聲源，因此不作聲陣列成像測量分析。

1.3聲強測試分析

由聲陣列及聲壓測試結(jié)果可知，增壓壓縮機噪聲輻射最大位置為一、二級壓縮器及其連接管道處，但由于廠房內(nèi)混響大，聲壓測量存在一定誤差。聲強是指在垂直于傳播方向的單位面積上通過的平均聲能量流，具有矢量性[20]，所以對該噪聲最大處，采用Norsonic150聲振聲強測試分析儀進行聲強掃描測量。

將需要測量的位置平面，采用網(wǎng)格劃分工具，劃分為60 cm×60 cm的正方形網(wǎng)格，在每個網(wǎng)格內(nèi)，采用聲強探頭進行掃描測量，聲強探頭距被測物體表面50 cm，探頭與被測物間無遮擋物。

將得到的數(shù)據(jù)導(dǎo)入Origin中，繪制成聲強色譜圖，增壓壓縮機一、二級壓縮器聲強色譜圖如圖5所示。由圖5可以看出，該處主要噪聲輻射部件為一級壓縮器及其排氣管道，聲強測試結(jié)果與聲陣列測試結(jié)果具有一致性;同時，在二級壓縮器處存在峰值，其噪聲值低于一級壓縮器。

增壓壓縮機一、二級壓縮器聲強頻譜圖如圖6所示。由圖6可以看出，增壓壓縮機一、二級壓縮器噪聲聲強級為112.2 dB，聲強頻譜在2.5 kHz出現(xiàn)峰值，聲強級為113.8 dB，在3.15，8，20 kHz處，聲強級分別達90.6，93.7，96.7 dB，其余頻帶聲強級均小于峰值10 dB以上。

2增壓壓縮機噪聲治理

針對增壓機中高頻噪聲的特點，采用吸隔型復(fù)合隔聲罩的治理方案對其進行治理。吸聲玻璃棉吸收中高頻噪聲，鋼板層阻隔低頻聲傳播，并加阻尼層防止共振。在隔聲罩進氣和排氣通風(fēng)口處安裝消聲器，因增壓機主要噪聲集中在2.5 kHz附近，故選用阻抗復(fù)合式消聲器。

隔聲罩板如圖7所示。隔聲罩板總厚度為87 mm。由外到內(nèi)依次為2 mm厚鋼板，4 mm厚阻尼涂層（瀝清石棉阻尼材料），80 mm厚，密度為80 kg/m³，離心玻璃棉吸聲材料、玻璃絲布包裹吸聲材料，最內(nèi)層為厚1 mm、孔直徑4 mm、穿孔率40%的穿孔護面板。隔聲罩隔聲量為

消聲器如圖8所示，消聲器外徑為1 000 mm，內(nèi)徑為700 mm，總長度為1 500 mm，由外層到內(nèi)層依次為2 mm厚鍍鋅鋼板，300 mm厚離心玻璃棉，2 mm厚穿孔護面鍍鋅板，80 mm厚微穿孔十字型吸聲片。圖8中，阻抗復(fù)合式消聲器平均消聲量可達30.8 dB（A），在以2.5 kHz為中心頻率的頻帶上，消聲量達29 dB，可滿足設(shè)備降噪要求。

超細玻璃棉密度為80 kg/m³，穿孔護面板穿孔率為40%，孔徑Φ=6 mm;微穿孔十字型吸聲片的外表面為1 mm厚微穿孔板，其穿孔率為5%，孔徑Φ=1 mm，兩微穿孔板中間為80 mm空腔。消聲器的消聲量和消聲系數(shù)分別為

以上降噪措施為增壓壓縮機倍頻程中心頻率上的理論降噪量，增壓壓縮機倍頻程降噪量如表1所示。

由表1中數(shù)據(jù)可知，加裝隔聲罩和消聲器后，頻率在1～4 kHz之間的噪聲值將降低32.8 dB，高頻降噪效果顯著，平均隔聲量達31 dB（A），根據(jù)聲壓級求和公式，得

3結(jié)束語

針對某制氧廠噪聲超標(biāo)問題，本文主要對離心式壓縮機噪聲進行了測試分析與治理研究。通過對該制氧廠增壓壓縮機噪聲進行測量，綜合采用聲壓、聲強及聲陣列3種測量方法，得到并分析了設(shè)備噪聲主要頻率特性以及主要噪聲輻射部位。同時，針對該離心式壓縮機的噪聲特性，以降低設(shè)備噪聲為主要目的，設(shè)計了加裝帶有消聲器的復(fù)合隔聲罩的設(shè)備降噪方案。本論文包括噪聲測試、噪聲特性分析及噪聲治理，為相關(guān)設(shè)備噪聲測試及治理提供了參考。另外該課題存在較大提升空間，例如可增加對隔聲板材料參數(shù)的優(yōu)化及隔聲罩整體的仿真分析研究。

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作者簡介： ?李耀祖（1994），男，碩士研究生，主要研究方向為噪聲與振動控制。

通信作者： ?儀垂杰（1958），男，博士，教授，主要研究方向為噪聲與振動控制。 Email： chuijieyi@vip.163.com

Noise Test Analysis and Control of Centrifugal Compressor

LI Yaozu¹， WU Qun²， L?Yan²， TAN Longlong¹， YI Chuijie¹

（1. College of Mechanical and Electrical Engineering， Qingdao University， Qingdao 266071， China;_². School of Mechanical & Automotive Engineering Qingdao University of Techology， Qingdao 266033， China）

Abstract： ?Aiming at the noise problem of centrifugal air booster compressor with two ends， four stages and four times cooling in an oxygen plant， the noise of centrifugal compressor is tested， analyzed and treated in this paper. By means of near field measurement， sound pressure， sound array imaging and sound intensity measurement， the noise sound pressure level， sound intensity level， spectrum characteristics and the main noise radiation positions of the compressor are determined. At the same time， according to the characteristics of the equipment noise mainly in the medium and high frequency， a compound sound insulation cover with muffler is designed to control the noise of the equipment. The sound pressure measurement results show that the noise of the pressurized compressor is of broadband characteristics， the maximum continuous equivalent A sound level is 1185 dB（A）， and the peak frequency is 25 kHz. The results of acoustic array measurement show that the maximum noise radiation location of the supercharger is the volute of the first compressor and the exhaust pipe of the supercharger compressor. The sound intensity measurement results are consistent with the sound array imaging results， the highest sound intensity level is 1118 dB， and the sound intensity spectrum is consistent with the sound pressure spectrum. After installing the sound insulation cover， the total noise reduction at 1m of the equipment′s sound insulation cover is 295 dB （A）， and the noise of the equipment after noise reduction meets the national standard. This study provides a theoretical reference for noise measurement， analysis and control of related equipment.

Key words： compressor noise; spectral analysis; sound source localization; sound intensity measurement; noise control