大功率往復式壓縮機噪聲模擬與試驗研究

胡安斌，劉健，王鑫，侯小兵，薛成智，柳夢雪

（1.中國石油大學（華東）機電工程學院，山東 青島 266580；2.中石化石油機械股份有限公司，武漢 430000）

大功率往復式壓縮機是油氣增壓、集輸過程中的關鍵設備之一，運行過程中會輻射出較大噪聲，近年來由于人們安全環保意識的提高[1]，在保證壓縮機功能的同時，噪聲控制成為其研制過程中的重要部分。噪聲控制需要從噪聲源、噪聲傳播途徑和接受者三方面著手，噪聲控制優先的次序是：噪聲源控制、傳播途徑控制和接受者保護[2]。因此要從根源上解決壓縮機噪聲問題，就必須對其噪聲源進行深入的理論分析，仿真計算及試驗研究。

蘭同宇等[3]采用對比測試分析法對5種不同工況下的某型號冰箱壓縮機進行了噪聲頻譜測試與聲源識別，確認氣動噪聲為主要聲源，機械噪聲為次要聲源，而電磁噪聲對整機影響較小；郭金泉[4]以6HHE-VE6壓縮機為研究對象，采用聲強技術，對機體表面進行三維聲強測試，完成噪聲源的識別與定位，并根據分析結果提出相應的降噪措施；沈九兵等[5]針對某R22半封閉螺桿制冷壓縮機，進行仿真模擬和實驗測量，并進一步分析了壓縮機排氣流道優化設計對氣流脈動和噪聲的影響，通過對排氣端座進行結構優化有效地降低了壓縮機噪聲。Song等[6]對空壓機穩態運行時的聲功率和聲壓級、聲強和加速度級進行了測量和分析。通過對測量結果的分析，確定了噪聲源及其相應的頻帶，并實施了進氣消聲器和隔振墊兩種降噪措施。Jeric等[7]研究了壓縮機外殼對外部噪聲的影響，通過優化壓縮機外殼的結構，達到了減小主要噪聲的幅度的目的。Konig等[8]將帕克聲共振理論應用于離心式壓縮機噪聲特征頻率的計算，并將計算結果與試驗結果對比分析。Liu等[9]將計算流體力學（CFD）與聲學邊界元法（BEM）相結合，提出一種預測壓縮機葉片通過頻率噪聲的數值方法，并用實驗數據驗證了該數值方法對預測壓縮機噪聲具有足夠的精度。

本文建立了大功率往復式壓縮機模型，結合壓縮機工況特點確定噪聲分析方法，利用仿真軟件對大功率往復式壓縮機進行數值模擬，并采用一種基于九測點空間包絡基準體測試模型的大功率往復式壓縮機噪聲測試方法，驗證仿真的正確性。

1 壓縮機聲場仿真分析

在ANSYS中完成壓縮機振動響應的分析計算，并以振動響應為邊界條件在LMS Virtual.Lab（以下簡稱VL）中完成輻射聲場的計算。具體流程如圖1所示。

圖1 聲學仿真計算流程

1.1 壓縮機振動響應計算

大功率往復式壓縮機主機總成與三維實體模型如圖2所示。

圖2 壓縮機主機總成三維模型圖

將三維模型導入ANSYS，設置材料屬性，進行網格劃分，施加載荷后，壓縮機由電機驅動，采用曲柄滑塊機構傳動，受力分析如圖3所示。

圖3 壓縮機內部結構受力分析

由圖3可知，壓縮機主要載荷包括：氣缸內的氣體壓力P，活塞對氣缸壁的側向力FN，通過連桿力作用于曲軸，進而傳遞到主軸承上的軸承載荷。

根據壓縮機運行工況，確定其載荷計算參數如表1所示。

表1 壓縮機運行參數

(1)氣體力載荷計算

氣體力是往復式壓縮機在運行過程中氣缸氣缸內氣體脈動對內壁的沖擊作用，大功率往復式壓縮機為雙作用式，包括兩個氣室：端蓋一側氣室（簡稱“蓋側氣室”）和軸承一側氣室（簡稱“軸側氣室”），氣室內氣體壓力隨曲軸轉角變化曲線如圖4所示。

圖4 氣室壓力隨曲軸轉角變化曲線

圖中粗實線為靠近電機的氣缸壓力變化曲線，細實線為中間氣缸壓力變化曲線，圖中虛線為遠離電機的氣缸壓力變化曲線。

(2)側向力載荷計算

研究的壓縮機類型為對置式，其特點為對置的兩側活塞側向力相等，計算同一側活塞的側向力隨曲軸轉角變化曲線如圖5所示。

圖5 側向力隨曲軸轉角變化曲線

(3)主軸承載荷計算

采用多體動力學理論完成主軸承載荷的計算。

利用有限元軟件建立曲軸剛柔耦合動力學模型，確定約束和邊界條件，對軸系進行多體動力學仿真分析，最后獲取主軸承載荷，第一列軸承載荷如圖6所示。

圖6 第一列主軸承載荷

圖中粗實線為往復方向力變化曲線，細實線為曲軸軸線方向力變化曲線，圖中虛線為垂直于壓縮機水平底面的方向力變化曲線。

提取上述載荷計算結果數據，生成Excel表格，在ANSYS中以Tabular形式施加載荷。求解壓縮機整機變形云圖如圖7所示。壓縮機表面振動速度云圖如圖8所示。

圖7 壓縮機整機變形云圖

由圖7、圖8可知，壓縮機變形區和振動速度較大的位置都主要集中在氣缸與緩沖罐位置。

圖8 壓縮機表面振動速度云圖

1.2 壓縮機輻射聲場計算

將有限元網格導入VL中，在有限元網格的基礎上，提取表面網格作為聲學分析的邊界元網格，定義流體材料，場點網格和反射面，邊界條件后進行求解。

由振動響應分析可知，壓縮機變形區和振動速度較大的位置都主要集中在氣缸與緩沖罐位置。因此定義壓縮機靠近氣缸兩側面的場點網格。反射面通常指的是墻體和地面等反射物，由于壓縮機氣缸兩側與墻面相距較遠且電機一側不參與計算，因此，只定義地面這一個反射面。在振動響應分析中，壓縮機單個周期時間歷程為0.060 2 s，設置了59個載荷步，每隔6個載荷步提取一次整機振動速度結果，因此，聲學分析每隔0.006 1 s提取一次場點A計權聲壓結果，部分載荷步聲壓云圖如圖9所示。

圖9 壓縮機側面聲壓云圖

由聲壓云圖可知，在壓縮機的一個運轉周期內，氣缸兩側噪聲聲壓級在86 dB～95 dB之間，呈現中間高，兩側低的特點，中間氣缸處噪聲較為顯著，且由于地面的反射作用使得下方的聲壓級較高。

1.3 壓縮機噪聲特性研究

對壓縮機噪聲特性的研究，采用傅立葉變換將時域內的噪聲信號轉換為頻域進行分析，傅立葉變換的數學表達式為

取場點1到6的數據進行1/3倍頻程譜分析，場點為靠近氣缸、緩沖罐兩側反射面的頂點和中點，反射面與氣缸的距離為1 m，如圖10所示。

圖10 場點選取及對應測點編號

根據聲波疊加原理[10]，大小相差10 dB的兩聲壓級疊加結果等于較大的聲壓級。由此定義頻帶聲壓級最大值以下10 dB范圍內的頻率區域為噪聲顯著頻段，該頻段噪聲占壓縮機總輻射噪聲的主要部分，也決定了壓縮機輻射噪聲的特點[11]。考慮計權聲級可能會對壓縮機噪聲特性分析產生影響，因此，提取第30載荷步上述6個場點的線性聲壓級（不采用計權修正）信息進行1/3倍頻程譜分析，仿真頻率曲線將在第三節中和測試曲線一并給出。

計算6個場點總線性聲壓級如表2所示。

表2 各場點總線性聲壓級/dB

由表2可知，各測點線性聲壓級均在95 dB左右。

2 大功率往復式壓縮機噪聲測試實驗

以塔榆增壓站2號壓縮機為測試對象，壓縮機型號為江漢石油鉆頭股份有限公司武漢壓縮機分公司生產的6RDSA-1型，壓縮機的運行參數如表1所示，累計運行時間8 580小時。基于現場測試，對單臺壓縮機的噪聲測試過程進行介紹。

2.1 測試儀器

壓縮機噪聲測試采用DH5902數據采集分析系統，主要由MPA傳聲器、數據采集儀、計算機、傳聲器可調節支架等組成。

2.2 測試方法與測點布置

采用九測點空間包絡測試模型：先在被測壓縮機周圍設定一個基準體（假想的、恰好包絡被測物體的最小平行六面體），在基準體周圍設定包絡壓縮機、各邊平行于基準體的邊、與基準體各個面距離1米的假想表面，在假想表面的中心和角上布置傳感器[12]，測點布置如圖11所示。測點1到6與仿真中場點1到場點6一一對應。

圖11 噪聲特性測試測點布置

面聲壓測試的主要目的是：了解壓縮機各個側面聲壓分布情況，確定噪聲較大位置，研究每個側面的噪聲特性，同時與仿真分析結果對比分析。每個面布置4×4=16個測點，側面測點分布如圖12所示。

圖12 面聲壓測試測點布置

3 壓縮機噪聲測試結果分析

3.1 噪聲特性測試分析

(1)環境噪聲的測試與分析

由于測試是在廠房而不是消聲室進行的，環境噪聲會對測試結果產生影響，因此，首先在機器未運行的工況下對環境噪聲進行測試。聲壓級定義為聲壓的有效值與基準聲壓的有效值之比[13]即：

式中：pe為實際測量聲壓；pr為參考聲壓，一般取值為pr=2×10-5Pa。

各測點聲壓值取均方根值，由式（2）可計算得到壓縮機機未啟動工況下各測點的聲壓級，如表3所示。

由表3可知，由于其他機組運行的緣故，二號機組的環境噪聲較大。通過環境噪聲的測量可以對運行工況下的測試結果進行修正，具體修正值如表4所示。

(2)運行工況下噪聲特性分析

在一號機和三號機停機，二號穩定運行的工況下，測試二號機的噪聲特性，各測點聲壓級1/3倍頻程曲線如圖13所示。

表3 環境噪聲聲壓級/dB(A)

圖13 穩定工況下各測點1/3倍頻程曲線

表4 環境噪聲修正值/dB(A)

在1/3倍頻程曲線中，橫坐標指代各頻段中心頻率，由圖13可知，壓縮機運行工況下噪聲的顯著頻段為50 Hz～200 Hz，屬于低頻噪聲。

計算各測點總聲壓級，通過修正獲得各測點總聲壓級和修正聲壓級，如表5所示。

表5 各測點總聲壓級和修正聲壓級/dB(A)

由表5可知，啟動后測點6，7，9的總聲壓級比較大，分析可知：測點6聲壓級較大的原因可能是由于該點靠近氣缸，氣動噪聲較明顯，表現為現場測試時氣缸處有明顯的嘯叫現象；測點7位于壓縮機正上方，啟動后，直接接受機體、氣缸和電機等輻射的噪聲，因此噪聲變化明顯；測點9壓級最大且變化量最大，一方面，可能是因為電機電磁噪聲較大緣故，另一方面，可能是因為該位置空間狹小，由于墻體的反射作用使噪聲混響，呈現較大的聲壓級。

(3)測試與仿真結果對比分析

在仿真分析時均采用線性計權聲壓級，而在測試中，由于測試軟件分析時采用的是A計權聲級，因此，需要將A計權聲級轉化為線性計權聲級才可以對比分析。將測試數據轉化為線性計權聲級，計算總聲壓級，與仿真計算結果對比，如表6所示。

表6 線性總聲壓級對比分析/dB

選取與仿真6個場點對應的測點數據進行線性計權1/3倍頻程分析，觀察仿真與測試的區別，如圖14所示。

圖14 仿真與試驗頻譜對比分析

結合表5和圖14分析可知，仿真與測試分析的1/3倍頻程譜曲線整體走向基本一致，顯著頻段均為中心頻率在125 Hz以內的1/3倍頻帶，壓縮機噪聲呈明顯低頻特性。但仿真頻譜曲線整體位于測試頻譜曲線之上，顯著頻段內各頻帶聲壓級和總聲壓級差別在3 dB～5 dB之間，考慮測試結果是對一段時間內的聲壓取均值，而仿真分析是取得某一時刻的瞬時值，兩者之間可能存在差異，但總體上，可以認為兩者結果是一致的。

3.2 面聲壓測試分析

側面聲壓測試及分析側面聲壓測試時，每個測點測量兩組數據，每組數據測試3分鐘。由軟件計算出各測點的A計權聲壓級，采用插值法繪制聲壓云圖，如圖15所示。

圖15 側面聲壓對比分析

由圖15可知，測試A計權聲壓級在84 dB～95 dB之間，與仿真值相同，且都是中間氣缸處聲壓級較大，可以認為氣缸處噪聲是壓縮機主要噪聲源之一。

4 結語

本文以大功率往復式壓縮機為研究對象，采用有限元和聲學邊界元方法，對其進行數值模擬，并完成了試驗驗證。根據上述研究結果，可得如下結論。

(1)壓縮機噪聲聲壓云圖的模擬與試驗結果基本一致。在中間氣缸處聲壓級較大，可以認為氣缸處噪聲是壓縮機主要噪聲源之一。

(2)通過1/3倍頻程分析，發現場點噪聲顯著頻段為125 Hz以內的1/3倍頻帶，呈明顯低頻特性。

(3)雖然仿真與測試頻譜曲線存在差異，但整體走向和主要特征一致，可認為仿真計算方法可以有效地預測壓縮機輻射噪聲，當研究某大型壓縮機噪聲特性而實驗條件不足時，可以用此仿真方法進行噪聲預測。