多級離心泵噪聲特性的試驗研究

霍幼文，王水平，李向陽，賀小峰，劉東升，潘再兵

(1. 上海凱士比泵有限公司，上海 200245；

2. 海軍駐上海電站輔機廠軍事代表室，上海 200090；3. 海軍裝備部駐上海地區軍事代表局，上海 200031；

4. 華中科技大學 機械科學與工程學院，湖北 武漢 430074)

0 引 言

隨著經濟的發展，噪聲污染已成為當今社會環境污染的三大公害之一，給人類健康帶來極大的危害。機電設備的噪聲越來越受到各行業的重視，降噪減振已成為許多廠家產品升級換代的研究方向。

離心泵廣泛應用于水利電力、石油化工、礦山冶金、建筑環保、航天航空、艦船艦艇等各個領域。隨著環保意識的增強及對技術性能要求的提高，有些用戶對設備噪聲的重視程度，甚至超過了節能降耗。如何有效降低泵組噪聲，已成為提升其市場競爭能力的一個重要因素。泵類流體機械學科與其他學科的交叉越來越廣泛，來自不同行業及不同專業的科研人員，進行跨學科的共同研究越來越普遍，逐步形成全要素、多領域、高效益的軍民融合深度發展格局。

1 國內外研究綜述

泵組噪聲，主要包括離心泵噪聲和電動機噪聲。根據電動機噪聲產生機理的不同方式，大致可分為三大類：電磁噪聲、機械噪聲、空氣動力噪聲，其中電磁噪聲占很大比例。

引起離心泵運行噪聲的因素有很多，除了泵組自身的電氣結構和機械結構外，還包括流體動力學因素，運行的轉速、流量和揚程等工況，以及輸送介質等。離心泵的噪聲分為機械噪聲和流噪聲，幾乎全部來自于泵殼內部，與泵殼內流體的壓力脈動直接相關[1]。機械噪聲為機械結構振動的輻射噪聲，所產生噪聲的峰值頻率通常為離心泵轉速的倍數[2]。機械噪聲主要來自軸承、機封、密封環、平衡鼓等摩擦以及連接螺栓、鍵銷、管接頭等的松動。機械噪聲通常可以忽略不計，除非有嚴重的軸承機封磨損或轉子擦碰等故障發生。

流噪聲包括水動力噪聲和氣動力噪聲，也稱為流體動力性噪聲，主要由旋轉噪聲和湍流噪聲組成。趙威[3]指出旋轉噪聲為離散噪聲，與離心泵內部的動靜干涉有關。而湍流噪聲為寬頻噪聲，主要與流體與葉片的相互作用、漩渦的生成、擴散和潰滅，汽蝕以及粘性尾流等非定常現象有關。周心一等[4]指出流噪聲的一般特點是頻率覆蓋域很寬的寬帶連續譜噪聲，其上也可疊加一些特征線譜。線譜噪聲反映了離心泵的結構特征，主要表現為軸頻、葉頻及其倍頻，與離心泵的動平衡、轉速以及葉輪的葉片數相關。

蔣愛華等[5]提出對離心泵噪聲進行全局性研究，包括管路、閥門等在內，研究其誘發的噪聲對噪聲總級的貢獻。賀小峰等[6]指出水流通過的方向遇有面積變化的流道或閥口時，因剪切、摩擦及渦流現象而產生噪聲。龔衛鋒等[7]指出在多工況下運行的離心泵，采用變頻器變速調節替代閥門節流調節，能夠有效地降低離心泵的振動和噪聲。張德滿等[8]通過試驗研究發現，變頻調速時離心泵出口振動更小，因此通過變頻調速，可以降低離心泵出口的振動和噪聲。柯兵等[9]等強調在管路系統聲學特性測試技術等方面，開展更深入、更細致的研究。

夏極等[10]針對典型的離心泵組，設計了蓄能器和亥姆赫茲消聲器相結合的低噪聲排水裝置。周志杰等[11]對管路閥門阻力系數進行了研究，更準確地掌握管路系統的阻力特性，滿足節能和低噪聲需求。李志印等[12]對引起管路振動噪聲的氣流峰值頻率進行了分析，提出了降低風管氣流速度，關鍵部位采用雙吊架結構隔振。趙大為、沈正帆、王勇、喻萌、蔡標華、孫營輝等[13-18]在管路及系統的噪聲、壓力脈動及減振降噪方面取得了許多研究成果，包括管路壓力脈動抑制裝置、隔振通艙管件、彈性隔振器、管路約束方式、管路彈性支撐以及液壓系統等，對管路系統研究及聲波傳遞特性的研究漸趨成熟。

目前國內外離心泵噪聲特性的研究，主要側重于單級離心泵，對于大功率高揚程多級離心泵，則不多見。多級離心泵的計算模型，大多未充分考慮密封環、平衡鼓、回水管、軸承、軸向力等多個因素之間的耦合作用，無法滿足多級離心泵在大流量、高揚程及多轉速下的計算需求。流場計算時通常只計算出葉輪轉動幾周或十幾周的瞬態流場結果，對更長運轉時間的結果缺少分析和驗證。多級離心泵噪聲特性的試驗研究，對于降低離心泵組噪聲水平，提高其整體性能具有重要意義。

2 試驗介紹

某型號泵組由多級離心泵、電機、變頻器、控制箱等組成。根據設計要求，離心泵有3 個運行工況，分別為小流量工況、額定流量工況、大流量工況。在每個運行工況下，測試離心泵的噪聲特性。

離心泵配用兩極三相異步電動機，電流頻率50 Hz。測試點工況為額定流量工況和小流量工況，小流量工況運行流量為額定工況的0.5 倍。泵組的軸頻50 Hz，首級葉輪葉頻250 Hz，次級葉輪葉頻350 Hz。

該泵設計為徑向吸入和徑向排出結構，水力部件通過導軸承支撐，并通過聯軸器與電機連接。采取節段式殼體設計，具有多個扭曲葉片的閉式離心式葉輪。滑動軸承采用高分子復合材料。機械密封采用集裝式，用于輸送清潔或含泥沙顆粒的淡水、海水。為了降低整個泵組的噪聲，在泵的結構上采取了高強度高精度的設計，優化設計了葉輪、導葉及壓水室等流道結構。

2.1 試驗臺系統

試驗臺系統由離心泵、電機、進出口閥門、管路、水箱、壓力表、壓力變送器、流量計等組成，如圖1所示。水流從水箱流出，經過泵進口閥到達泵的進口，在離心泵內加壓后從出口流出，經過泵出口閥、管路、流量計等回到水箱內，構成一個閉式循環。

主要測試儀器：噪聲振動多分析系統、聲級校準器、傳聲器組、標準激勵器、壓力表、壓力變送器、流量計等。

圖 1 試驗臺系統示意圖Fig. 1 Schematic diagram of test system

試驗臺系統：用于水泵性能測試的閉式試驗臺，其測試不確定度小于0.5%。設備儀器儀表標定證書符合GB/T 3216 及GJB 4058 的精度要求。

2.2 噪聲試驗環境及測點布置

試驗環境：多級離心泵為立式結構，采取腰部支撐彈性安裝于試驗支架上，支架與基礎平臺剛性連接，進出口管路采用彈性安裝。在進出管路及閥門部位包上吸音棉，以減輕干擾。出口閥門在管路上距離泵10 m以外，可以忽略其噪聲對測試結果的影響。測試現場背景噪聲A 聲級不超過45 dB，低于被測設備A 聲級10 dB 以上，本次測試數據無需修正。實驗室內空間高大寬闊，室內空氣流速小于1 m/s，除地面反射外，周邊墻體及頂棚距離較遠反射可忽略不計，是比較理想的聲學測量環境。

噪聲測點布置見圖2，其中1～5 號測點為噪聲測點。各測點離泵組表面的距離均為1 m。5 號測點布置在泵組正上方1 m 處。其中1～4 號測點布置在泵組的前后左右，離地面基礎平臺的高度為1.5 m。

圖 2 噪聲測點布置示意圖Fig. 2 Schematic diagram of noise measuring point arrangement

2.3 噪聲測量系統

噪聲測量系統及流程見圖3。通過5 個測點的傳聲器取得信號，經過放大分析計算后，分別輸出5 個噪聲數據，然后計算平均值。根據泵組不同頻帶的空氣噪聲A 計權聲壓級，繪成頻譜圖。

圖 3 噪聲測量系統框圖Fig. 3 Block diagram of noise measurement system

3 試驗內容及步驟

泵組空氣噪聲的測量包括，空氣噪聲A 計權聲壓級（20 Hz～10 kHz）和空氣噪聲1/3 倍頻程頻帶聲壓級（20 Hz～10 kHz）。離心泵配用變頻水冷電機，在模擬負載下單獨測得的水冷電機的空氣噪聲A 計權聲壓級較低，相對于離心泵的噪聲而言可忽略不計。

3.1 試驗內容

對于同一臺多級離心泵，在不同運行條件下分別進行了3 次噪聲測試。測試單位、人員和地點都相同。泵運行時沒有汽蝕現象發生，對噪聲的影響可以忽略。噪聲測試時，泵的進口閥門全開，出口閥門開度根據工況調整。

第1 次試驗測試時，泵組僅僅經過數小時的性能試驗及汽蝕試驗，為全新的狀態。第2 次試驗測試時，泵組已完成了連續3 個多月的清水運行試驗及1 個多月的泥沙運行試驗，為輕微磨損狀態。第3 次試驗測試時，泵組已進行了拆檢清洗，葉輪和導葉的流道再次打磨，經修復還原配合間隙。

3.2 試驗步驟

1）檢查試驗場地環境是否符合要求，檢查電機、變頻器、控制柜接線是否正確。

2）完全打開泵進口閥門并關閉出口閥門，通電點動試運轉，檢查電機旋向是否正確。選擇低速啟動，然后緩慢調節轉速，逐步上升到額定值。最后逐漸打開出口閥門使流量揚程到額定工況點。泵組應始終平穩運行，沒有異常振動或噪聲。

3）測量泵的進出口壓力、轉速、流量、電流、電壓及空氣噪聲等。

4 試驗結果及分析

泵組在小流量工況和額定流量工況分別做了3 次測試，得到了多組噪聲頻譜數據。每組數據各不相同，但是發現了共同的變化趨勢。由于電機噪聲和離心泵機械噪聲在這里忽略不計，因此從離心泵流噪聲的角度來對試驗結果進行分析。

4.1 小流量工況

泵組的空氣噪聲A 計權聲壓級，第1 次測試為較優水平，比常規產品低3 dB 以上。第2 次測試比第1 次高出2 dB。第3 次測試最好，比第1 次低2 dB。總體噪聲水平第2 次最高，第3 次最低，與泵組的實際運行狀態相符合。在全部5 個測點中，經過多次測量統計分析，在泵的出口方向測點3 的聲壓級最高，與之相對在泵的出口背后測點1 的聲壓級最低，相差2 個多分貝。可以看出噪聲輻射的主要方向為泵的出口。

泵組的空氣噪聲1/3 倍頻程頻帶聲壓級，3 次測試的頻譜圖變化趨勢基本相同，可以歸納為三峰兩谷（見圖4）。將3 次測試的聲壓級平均值繪成1 條曲線，則空氣噪聲1/3 倍頻程頻帶聲壓級的變化趨勢，更加清晰明朗（見圖5）。

圖 4 1/3 Oct 頻帶聲壓級頻譜圖Fig. 4 1/3 Oct band sound pressure level spectrum

圖 5 1/3 Oct 頻帶聲壓級均值頻譜圖Fig. 5 1/3 Oct band sound pressure level average spectrum

第1 個波峰的頻率為50 Hz，為泵組的軸頻，與振動的頻譜圖高度吻合，同為第1 個波峰。主要是由于轉子的幾何中心與質量中心不一致引起的噪聲，與泵轉子和電機轉子的動平衡質量有密切關聯。離心泵轉子軸系的不平衡，在制造及運行過程中需要高度重視。蔣勁等[19]指出，轉子不平衡包括轉子系統的質量偏心，以及運行中轉子部件出現的缺損或變形造成新的質量偏心。陳炯等[20]通過頻譜分析，發現汽輪機和發電機的軸頻較為突出，指出要重視整機軸系的動平衡。第1 個波谷的頻率為100 Hz，恰好是交流電頻率的2 倍，為電磁噪聲和裝配不對中導致零件碰擦引起的摩擦噪聲，其幅值較小，一方面是電機軸和泵軸的對中非常好，另一個方面是電機采用了水冷結構，噪聲通過水體衰減較大。

第2 個波峰的頻率為250 Hz，為泵組首級葉輪的葉頻（葉頻f=n*Z/60），降低葉輪出口的流速，減小對導葉的沖擊，可以消減該波峰。泵組次級葉輪的葉頻為350 Hz，該點處于高位但未形成波峰，噪聲影響沒有首級葉頻大。由于多級離心泵的葉輪在鍵槽加工及轉子裝配上，為避免葉輪葉片旋轉過程產生低倍頻激勵，采取了相鄰葉輪的葉片在圓周方向角度均勻錯開布置方案，使得多個次級葉輪葉頻噪聲的峰值在時間上并不同步，削弱了其疊加峰值。

第3 個波峰的頻率為1 250 Hz，則是軸頻、葉輪葉頻、導葉葉頻等多次諧波以及泵組或零部件的固有頻率的疊加，成因比較復雜。從均值來看是最高的一個波峰，而且該波峰的頻率有一定的波動性，每次測試并不固定，第3 次測試時是1 000 Hz。第3 個波峰過后噪聲頻譜曲線迅速下行，而同時測得的機腳振動加速度頻譜曲線，則是繼續上行，說明高頻噪聲在傳播途中迅速衰減。

第2 次測試的曲線與第1 次對比，發現1 000 Hz以上頻率的聲壓級普遍增加，1 000 Hz 以下的則有升有降。泵組修復后第3 次測試的曲線與第2 次測試對比，發現500 Hz 以上頻率的聲壓級普遍降低，500 Hz以下的則有升有降。說明高頻噪聲在泵組長時間運行磨損后會增大，主要原因在于磨損后主要零件的配合間隙增大。

第3 次測試是在泵組修復后進行的，測試的曲線與第1 次測試對比，同樣也發現500 Hz 以上頻率的聲壓級普遍降低。泵組修復后主要零件的配合間隙減小，還原到了初始狀態。但葉輪和泵體的流道，經過含泥沙水1 個多月的沖刷磨損后，表面粗糙度降低，說明高頻噪聲降低與泵組的流道表面粗糙度降低密切關聯。李環等[21對表面粗糙度做了詳細的研究，表面粗糙度降低則高頻噪聲隨之降低，表面粗糙度噪聲在高頻水動力噪聲中占重要地位。總體說來，泵組長時間運行磨損后，因配合間隙增大噪聲會增大。經修復還原配合間隙后，因流道表面粗糙度降低噪聲又會降低，甚至低于第1 次出廠時的狀態。

4.2 額定流量工況

以上的頻譜圖及數據分析，是基于運行流量為額定流量0.5 倍的小流量工況下做出的。在運行流量為額定流量的工況下，得到的結論也是相似的。3 個典型波峰的頻率依舊分別是50 Hz，250 Hz，1 250 Hz，只是幅度有所降低。頻率1 250 Hz 的噪聲聲壓級基本沒有變化，軸頻50 Hz 的噪聲聲壓級降低了約2 個分貝，葉頻250 Hz 的噪聲聲壓級降低了最多，約4 個分貝（見圖6），工況1 表示0.5 倍的額定流量下的小流量工況，工況2 表示額定流量工況。

圖 6 1/3 Oct 頻帶聲壓級均值對比頻譜圖Fig. 6 1/3 Oct band average sound pressure level comparison spectrum

在額定流量工況下，泵組的效率最高，噪聲要低于小流量工況。在小流量工況或大流量工況下，葉輪出口的水流與導葉或者隔舌間的沖擊損失很大，并且在流道內會形成有害渦流，使葉頻及其諧波分量有所增加，造成了較大的振動和噪聲。另外大流量工況下由于流速增加，還會加大湍流噪聲。趙威等[22]通過研究得出，離心泵在流量小于額定工況時，偏離額定工況越大，噪聲越大。在孫霖等[23]的研究中，也印證了該現象。在同一轉速下，設計工況的噪聲水平低于非設計工況，非設計工況下的較強的壓力脈動和不穩定流動加劇了噪聲水平。

海爾曼[24]（Dieter-Heinz Hellmann）在其專著《離心泵大全》中指出，在無空化狀態下運行時，離心泵有10-9～10-6的功率需求量被轉化成噪聲級。噪聲類型包括固體聲、液體聲和空氣聲。不論是處于節能，還是處于減振降噪等原因，都應使水泵經常在最佳效率工況點下運行，這樣，額定轉速下的噪聲輻射程度最小。

5 噪聲特性

從電機軸端輸出的能量主要用于流體的輸送，較少部分轉化為熱能，極少部分以振動噪聲等形式向外輻射傳播。通常效率高的離心泵，振動和噪聲都會相對比較小，其水力設計、機械設計及產品制造裝配等都會處于較優的水平。但振動和噪聲相對較小的離心泵，其效率不一定高。例如采用切割葉輪增大葉輪和蝸殼隔舌之間間隙的離心泵，通過犧牲效率來減振降噪，以及采用阻尼機架及隔振吸音材料的離心泵，其測得的振動和噪聲會比較小，但效率則是高低參差不齊。

在離心泵的研究領域。噪聲振動和效率是2 個獨立的研究課題，但彼此又存在交集。噪聲源于振動，振動源于力的作用，都隨著時間的變化而變化，不停地向四周擴散，體現了能量的傳遞與轉化。正如效率與汽蝕難以兼顧一樣，效率與噪聲也難以兼顧，必要時犧牲效率來降低噪聲。

多級離心泵的流噪聲來源主要有三點：一是隔舌部位，末級葉輪出水對壓水室隔舌部位的沖擊引起，也是最大的噪聲源。受葉輪出口射流尾跡流動和葉片與隔舌動靜干涉作用的雙重影響，在能量轉換的過程中，其內部流動很不均勻。二是導葉的進口邊部位，首級葉輪和次級葉輪出水對導葉進口邊的沖擊引起。三是密封環及平衡鼓間隙部位，由高壓水流的回流擴散引起。

水流的速度及壓力急劇變化的部位，最容易產生脫流、漩渦、汽蝕等復雜流態，最容易誘發振動引起噪聲。轉子不平衡或與電機軸心線不對中，以及運行時偏額定工況產生的較大徑向力，都會引起軸心線彎曲偏移，加大上述噪聲。另外軸承和機封的磨損以及連接螺栓和鍵銷等松動，也會誘導間隙振動引起高頻噪聲。

噪聲在傳播的過程中，受流體不均勻分布和邊界的影響和制約，存在反射、折射和干涉等現象，會產生聲線彎曲、信號起伏和畸變，并且高頻噪聲易被流體吸收。噪聲源及傳播路徑存在多樣化，某一時刻測量的噪聲值實際上來自多個相近時刻的噪聲源。一部分噪聲是通過泵殼體向空氣中傳播，另一部分是先通過水流傳播，再通過管壁及閥門等向空氣中傳播。在金屬殼體中、水中及空氣中的聲速各不相同，并且差異很大。另外部分噪聲由高速旋轉的葉輪產生，噪聲源在高速運動中，傳播時可能產生多普勒頻移現象。

6 主動降噪措施

降低離心泵組的噪聲水平，對于保障戰術技術性能增強戰斗力，提高艦船的聲隱身能力，及改善工作環境具有重要的作用。在離心泵主動降噪方面，有如下幾點改進措施：

1）應用雙流道蝸殼或帶導葉擴散體，減小泵的徑向力，減輕軸承的磨損；

2）提高轉子部件的剛度及動平衡精度、提高電機軸和泵軸的對中精度；

3）提高零件加工精度減小裝配間隙、盡可能降低流道表面的粗糙度；

4）選擇合理的葉輪與導葉進口邊或與蝸殼隔舌的間隙、合理的密封環間隙；

5）提高螺栓連接及鍵銷連接的裝配精度、控制螺栓連結的預緊力矩；

6）優化電機的電磁方案及結構設計、確保磁力中心線與機械中心線重合；

7）選用優質的低噪聲軸承、采用變頻調速電機及水冷方案；

8）避免泵組出現共振誘發噪聲，最好的解決方法是改變固有頻率[25]，調整泵組質量或機架剛度，使泵組及其零部件的固有頻率與振動源的頻率錯開；

9）運行時優先選擇額定轉速和流量下的高效工況點等。

7 結 語

本文回顧了國內外離心泵噪聲特性研究的技術特點及發展趨勢，總結了離心泵的噪聲特性及來源，并提出了具體的降噪措施。探索聲振，動中求靜。離心泵噪聲振動是泵行業的研究熱點和前沿，并且將持續發展。

在多次測試多級離心泵的噪聲特性基礎上，發現噪聲輻射的主要方向為泵的出口，最大噪聲源在于壓水室隔舌部位。分析了某型號多級離心泵聲壓級在各種頻率下的變化趨勢。典型特征是在頻譜圖上出現了3 個較大的波峰，對應的噪聲頻率是軸頻、葉頻等多種特征頻率的疊加。在額定流量工況下，泵組的噪聲要低于小流量工況，主要是葉頻噪聲降低較多。高頻噪聲在泵組長時間運行后，隨著因磨損密封間隙的增大而增大，導致泵組的總體噪聲增大。