臥螺離心機的減振降噪技術研究

戴明，王明珠，孟昭朋

(合肥通用機械研究院有限公司，安徽合肥 230031)

0 前言

隨著工業機械化程度的日益提高，工業噪聲污染嚴重，不僅直接給工人健康和社會環境帶來危害，而且還會影響產品質量、使用性能和年限。離心機在高速回轉中完成非均相分離和過濾工作，與一般回轉機械比，由于轉速高，振動和噪聲問題顯得更加突出。要降低離心機的噪聲和振動，除了從傳播途徑上采取隔振、隔聲和吸聲等手段外，還應分析找出產生振動和噪聲的主要部位和原因，提出改進措施，從根源上解決振動和噪聲問題，對提高離心機產品質量和技術水平具有重要的指導意義。

LW-380D并流型臥式螺旋卸料沉降離心機是我國中小型酒精企業進行糟液固/液分離的理想設備，是一種節能型臥螺離心機，單位處理能力可達9 m/h，脫水后穩定的濕糟含液率為75%～80%，有利于二次回用，可使每噸酒精節約10 t投料水，且回用水溫度一般為60 ℃。該機的轉鼓直徑為380 mm，轉鼓長度為1 140 mm，轉鼓最高轉速為3 550 r/min，主要由轉鼓、螺旋、差速器、機殼、機座等組成,如圖1所示;并由電磁調速電機驅動，是一個高轉速、多聲源的設備，實測機組噪聲聲壓級為91.0 dB(A)，聲功率級為104.9 dB(A)，振動烈度為11.2，振動和噪聲都比較大。因此有必要降低產品的振動和噪聲，同時也是提高產品質量和可靠性的一個重要研究方向和內容。

圖1 LW-380D并流型臥式螺旋卸料沉降離心機示意

1 振動、噪聲測量分析軟件系統

噪聲測量采用B & K聲級計，測量范圍為10～140 dB。振動則是采用B & K測振儀，頻率響應在0.3 Hz到1 kHz或15 kHz之間可以測量位移、速度、加速度，測量軸承座3個方向的振動速度有效值，在規定測點和方向上測得的最大振動速度有效值作為被測機器的參數，給出其振動烈度值。聲強測量分析是采用兩只距離相近的傳聲器同時感應聲壓信號，利用快速傅里葉分析把聲強和兩傳聲器信號的互譜的虛部相關聯，即：

(1)

式中:[()]為聲壓、的單邊互譜密度的虛部;Δ為頻率分辨率。聲壓、可用兩只間距很小的傳聲器同時測得，求出兩聲壓信號的互譜，即可得到聲強及頻譜，并計算出聲功率級。

對于機械噪聲的測量，一般要確定噪聲源及聲源所輻射的噪聲特性。其測量方法主要取決于聲源、環境類型和噪聲特性等。在離心機減振降噪的技術研究中，除使用了常規的振動、噪聲測試分析儀器和方法外，還使用了某院開發的振動、噪聲測量分析軟件。該軟件可以進行振動與噪聲的測試數據分析，包括譜分析、聲強測量分析和試驗模態測量分析等多功能處理系統，滿足了通用機械振動噪聲分析的需要。

(1)聲強測量分析。用于測量分析某點的聲強，得到該點的聲壓級，聲強級的量值，線性譜，A計權后的頻譜、倍頻程及1/3倍頻程譜圖等。

(2)聲功率測量分析。除具備聲強軟件包的功能外，可測量某臺機器或機器的某一部分的聲功率級，得到線性的聲功率級，A計權聲功率級、倍頻程及1/3倍頻程聲功率級。

(3)三維聲強圖及等聲強圖分析。可得到機器的三維聲強圖及等聲強圖，由圖形直觀地顯示出各點噪聲的大小。

(4)單通道FFT分析。對振動、噪聲信號進行FFT分析，可得到功率譜函數。

(5)雙通道FFT分析。可用于振動、噪聲信號的FFT分析，得到自功率譜、互功率譜分析及噪聲與振動信號之間的依賴關系的相干分析。

2 噪聲源分析及控制措施

根據機械噪聲源的不同，噪聲劃分為空氣動力性噪聲和機械性噪聲。空氣動力性噪聲主要是由高速氣流、不穩定氣流等氣流與物體之間相互作用產生的；機械性噪聲主要是因為固體的振動而產生的。

2.1 空氣動力性噪聲分析

為了分析離心機的噪聲源，首先使用聲強法對機組噪聲進行測試分析，測定出機組噪聲頻譜如圖2所示。可以看出：噪聲明顯分為兩段，即500 Hz以下的低頻段，這一段以350 Hz分量為最大，為87.5 dB(A)；第二段為2 000～3 500 Hz之間的高頻段，最高峰為91.0 dB(A)，頻率為2 200 Hz。為了進一步分析聲源，在測某點噪聲的同時，測其對應的軸承部位的振動，并進行相干分析，可以確定其低頻段基本上是由振動引起的，而高頻段則可能是高速旋轉的轉鼓所產生的空氣動力性噪聲。

圖2 機組噪聲頻譜

為找出機組空氣動力性噪聲產生的根源，進一步判斷分析的正確性，將機殼上蓋去掉，暴露轉鼓，以轉鼓軸線方向為軸，從轉鼓大頭端軸承起，到轉鼓小頭端軸承，共取8個測點位置，在與水平面成0°、30°、60°、90°的表面上取4個測點位置，共取32個測點，如圖3所示，測出離心機頂面的三維聲強圖和等聲強圖分別如圖4和圖5所示。可以看出：中間共有3個明顯的高聲強區，分別對應于轉鼓溢流孔處和大頭法蘭、轉鼓柱、錐聯接法蘭和轉鼓小頭端的差速器部位。

圖3 機組噪聲測點位置示意

圖4 三維聲強圖

圖5 等聲強圖

轉鼓是高速轉動的柱錐體，圓周線速度達82 m/s。外表面上的螺釘頭和凹的螺釘孔洞產生的空氣動力性噪聲由兩部分組成：16個柱錐法蘭聯接的圓形螺釘頭，在轉鼓的高速轉動下打擊周圍的空氣介質，引起氣體的壓力脈動而產生噪聲；同時在圓柱的迎風面，壓力高、流速較大，而在圓柱的背風面，壓力和流速都急劇下降，形成渦流區，因而在轉鼓轉動的過程中，使得周圍的空氣介質產生壓力脈動而形成噪聲，旋轉噪聲的頻率為

(2)

式中:為轉鼓轉速，r/min；為螺釘數；=1，2，3，…，為諧波序號。

轉鼓轉速為3 550 r/min，16個螺釘，則旋轉噪聲的基頻為946.7 Hz，各階倍頻分別為：1 893.4、2 840.1、3 786.8 Hz……

另外，氣流流經圓柱形螺釘頭的表面時，在表面上形成附面層，這些附面層在圓柱的背風面脫離圓柱表面而形成旋渦。所產生的紊流附面層及旋渦與旋渦分裂脫體，同時在轉鼓大頭端的螺釘孔洞也將產生旋渦，而產生渦流噪聲，其頻率為

(3)

式中:為斯特勞哈爾數；=0.14～0.20；為轉鼓表面線速度；為圓螺釘頭的直徑或孔洞的直徑；=1，2，3…，為諧波序號。

其中，圓螺釘頭直徑為18 mm，螺釘孔直徑為24 mm，則可以求出渦流噪聲的基頻和諧波為：663、843、1 264、1 686、1 896、2 529、2 528、3 372 Hz……

與圖2比較，可以看出旋轉噪聲和渦流噪聲的各階倍頻分量比較強。圓周速度越高，則噪聲越大。而分離因數決定了圓周速度，降低圓周速度不現實，但可以將轉鼓外表面做到盡可能的光滑，以減少對周圍空氣的擾動，避免渦流的產生。因此，將轉鼓大頭法蘭盤上的16個螺釘孔填平，測量靠近轉鼓大頭端部的8個測點的聲強，改進前、后各點的聲強見表1。可以看出：轉鼓大頭部位噪聲明顯下降。再將柱錐聯接法蘭處16個螺釘頭之間用填料填平，外部形成光滑表面。改進結構設計后，整機噪聲降低了6 dB(A)，噪聲聲功率級降至98.9 dB(A)，降噪效果顯著。

表1 轉鼓大頭端法蘭螺釘孔改進措施前、后聲強級對比 單位:dB

因此建議在離心機結構設計中，減小轉鼓大頭螺釘孔與螺釘頭裝配間隙，保證轉鼓大頭端面平整，避免產生渦流噪聲；同時將柱錐聯接法蘭的螺釘改為埋頭螺釘，保證外圓平整光滑，降低空氣動力性噪聲。

測量中還發現機組傳動部分噪聲較大，從頻譜圖中看出高頻噪聲仍較突出。為診斷該部分的噪聲源，采取了分步運行法，首先單運行脫離開的電機，在2 000～3 500 Hz之間無明顯的峰值，可排除電機的影響；再將等聲強圖向差速器方向延伸，增加1組測點。差速器是由擺線輪組成的齒輪箱，一般齒輪噪聲頻率較高，將差速器皮帶輪的三角帶去除，讓螺旋和轉鼓同步運行，齒輪箱不工作，發現噪聲譜圖無變化，說明并非齒輪箱影響。而差速器兩端各由16只內六角螺釘將法蘭與殼體聯接，這32只螺釘也是高低不平，部分螺釘頭露出表面，在高速旋轉中產生氣流噪聲，覆蓋住這部分螺釘頭形成平滑過渡表面后，該部分的噪聲也得到了相應控制。

綜上所述，高速旋轉體的表面光滑過渡，對控制空氣動力性噪聲作用明顯。僅對轉鼓體和差速器表面采取措施，使得機組噪聲由104.9 dB(A)降至98.7 dB(A)，降低了6.2 dB(A)。噪聲頻譜如圖6所示。機組噪聲聲壓級也降至84.4 dB(A),效果顯著。

圖6 改進措施后機組噪聲頻譜

2.2 機械噪聲分析

消除高頻噪聲分量峰值后，500 Hz以下低頻噪聲顯得突出，其中350 Hz頻率分量最大噪聲為87.5 dB(A)。為進一步分析，在測定噪聲的同時測定該處的振動信號，將兩路信號同時采集進行相干分析，頻率為62.5、275、350 Hz分量的相干系數都在0.85以上。說明低頻噪聲基本上是由振動產生的，必須采取相應措施降低機組振動，才能進一步降低機組的機械噪聲。

3 機組振動分析與控制措施

按照分離機械振動標準，臥式螺旋離心機振動是以轉鼓兩端的軸承座振動作為考核指標。取離心機軸向為軸，水平方向為軸，垂直方向為軸，轉鼓大頭端軸承編號為1，小頭端軸承座編號為2，進行軸承座振動速度有效值測量。兩軸承座振動烈度均為11.2，振動譜如圖7所示。可以看出：62.5 Hz的分量最為突出。主頻分量為59.5 Hz，則可確定62.5 Hz即為轉鼓同步的分量，說明是由轉鼓不平衡產生的振動，因此，需對轉鼓重新進行動平衡，以降低機組振動。

圖7 機組振動譜

3.1 轉鼓動平衡

臥式螺旋離心機轉動體由轉鼓體和差轉速為20～25 r/min的螺旋兩部分組成。測量軸承座的振動時測振儀的指針擺動較大，周期為2 s多，與螺旋和轉鼓的轉速差為20～25 r/min相符，說明轉鼓和螺旋均存在不平衡。對于這種復合轉子，最好將轉鼓與螺旋分別進行動平衡，采用振動分析方法來進行試平衡，即先讓螺旋與轉鼓同步運行，確定整個轉動體的不平衡量，然后轉動螺旋，使之與轉鼓相差不同的角度，分別確定轉鼓與螺旋的不平衡量。經過反復分析，最后確定轉鼓小頭端的不平衡量，在轉鼓小頭端法蘭盤上配重半徑為124 mm處增加質量40 g，以此為0°位置，在差速器上半徑為63 mm、與0°位置成135°處去除質量16 g，在螺旋大頭端配重半徑為152.5 mm、與0°位置成180°處兩次焊接質量塊59.5 g(第一次為44 g，第二次為15.5 g)，使得整個機組振動明顯下降。可見采用振動分析手段，達到了預期減振效果。若采用高精度的動平衡機對轉鼓和螺旋分別進行高精度的動平衡，機組振動還會降低。

3.2 機組的隔振降噪

離心機主機和電機共用支承鋼板底座，這種結構不僅要保證底座具有足夠的剛性和質量，而且可適當地加筋板，以增加底板剛性。另外機組支承鋼板下配置8只JG3-4減振器和1只JG3-6減振器。考慮到各減振器需均勻受力，按隔振理論，應使減振器的剛度中心、離心機的撓力中心和整個機組的重心在同一垂直線上。但由于機組形狀限制，難以保證3個中心的重合，也影響了機組的振動。測得各減振器的壓縮量相差11 mm，說明各減振器受力不均。為此在距機組出渣斗旁減振器250 mm處增加1只JG3-4減振器，使得各減振器壓縮量之差不超過1 mm，機組振動得到改善，振動烈度由11.2降至4.5以下。改進前、后機組振動速度有效值見表2。

表2 改進前、后機組振動速度有效值 單位:mm/s

4 結論

在臥螺離心機減振降噪技術研究中，除使用常規的振動、噪聲測試分析儀器外，還采用了振動、噪聲測量分析軟件以及譜分析和試驗模態測量分析等技術，對產品進行了較全面的振動、噪聲分析，找出了振源和聲源，并在結構上提出了相應的改進和控制措施，使得機組噪聲聲功率級由104.9 dB(A)降至98.7 dB(A)；聲壓級由91.0 dB(A)降至84.4 dB(A)；振動烈度由11.2降至4.5以下，效果顯著，實現了產品減振降噪的預期目標。

此項技術對分離機械行業具有普遍性的指導意義，可推廣應用于各類離心機。建議在離心機產品整機和零部件的結構設計上都應注意減振降噪問題，如采取減振彈性基礎，對動、靜零部件間的間距、布局、開孔大小和位置以及多轉子的轉鼓復合振動都需精確的計算和試驗等措施，同時還應重視加工、裝配、動平衡精度、配套件精度與質量等，實現機組減振降噪目標，為離心機的減振降噪及結構設計優化提供指導，研究成果具有良好的社會效益和經濟效益。