海洋大功率往復式壓縮機噪聲特性研究*

胡安斌 劉 健 王 鑫 侯小兵 劉守佳 周于富 苗峰華

(1.中國石油大學(華東) 機電工程學院 2. 中石化石油機械股份有限公司)

0 引 言

大功率往復式壓縮機是石油、天然氣及化工等領域的關鍵設備之一[1-4]。為滿足天然氣的產量需求，海洋壓縮機組需要很大的功率。海洋壓縮機組由多臺壓縮機組成，在工作過程中會產生復雜的振動和強烈的噪聲，給人的生理和心理都帶來了嚴重的危害。因此，在剛度和質量都有限制的海洋平臺上，在保證壓縮機功率和小型化要求的同時，降低其噪聲輻射顯得更為重要。而研究壓縮機噪聲特性，確定其輻射噪聲較大位置，是進行噪聲控制的關鍵和基礎。

目前在壓縮機噪聲特性分析和降噪處理領域，各學者的研究對象多為冰箱[5-6]和空調[7-8]等小型壓縮機，而針對大型大功率壓縮機的噪聲研究相對較少，且研究對象多為在陸地工作的壓縮機。郭金全[9]以6HHE-VE6型壓縮機為研究對象，在距離壓縮機表面1 m的一個假想矩形五面體上布置17個測點，完成壓縮機的三維聲強測試，識別出主要噪聲源為氣缸處進排氣噪聲；肖棟等[10]采用4種波束形成算法在不同的聲源頻率下進行壓縮機噪聲源定位研究，研究結果表明，除自譜的互功率譜波束形成算法表現優異，能夠更為精確地識別壓縮機主要噪聲源，為壓縮機后續的減振降噪設計提供了參考；A.JERIC等[11]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結構，達到了減小主要噪聲幅度的目的；YE K.等[12]以全封閉數字渦旋壓縮機為研究對象，設計了半主動控制方法，通過使用附加閥來調節室內的壓力變化率，從而大大降低噪聲水平；唐鵬等對天然氣壓縮機的振動噪聲源及其特性進行了詳細分析，采取在進氣口安裝消聲器，對壓縮機本體安裝隔聲罩的降噪措施，降噪幅度達20%；A.EIJK等[13]為改善海上平臺的作業環境，減小振動噪聲，在壓縮機、電動機、脈動阻尼器、管道和甲板設計中采取了一系列的改進措施，使海上平臺的噪聲滿足相關法律規定要求。

本文建立了海洋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，采用ANSYS和LMS仿真軟件 Virtual.Lab，對海洋大功率往復式壓縮機進行了振動響應計算和輻射聲場計算，確認氣動噪聲為主要聲源。所得結果可為降低壓縮機噪聲和對其進行結構優化提供理論依據。

1 噪聲分析理論

數值聲學主要分為聲學有限元法和聲學邊界元法，二者的原理是利用聲學有限元和聲學邊界元求解Helmholtz方程[14]，邊界元法比有限法適用的計算范圍廣，計算精度高且計算量小。

聲學邊界元法可以分為直接和間接邊界元2種方法。直接法以結構表面聲壓和結構表面法向振速為邊界量，適用于具有封閉表面結構的聲輻射和聲散射計算。間接法以結構表面的聲壓差和速度差為邊界量，可用于表面不封閉結構的聲輻射和聲散射計算。由于本文研究的是壓縮機的外聲場，且壓縮機結構本身封閉(面網格也是封閉的)，所以壓縮機噪聲輻射計算采用直接邊界元法。

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式中：na為邊界元網格上所有節點數量。

不在邊界Ωa上聲場V中任意一點r處聲壓p(r)的計算，可以通過邊界上的聲壓和法向振動速度積分得到，即有：

p(r)={Ci}T{pi}+{Di}T{vni}r∈V且r?Ωa

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式中：系數矩陣向量{Ci}和{Di}的元素分別為：

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2 壓縮機聲場仿真分析

設海洋大功率往復式壓縮機的工作原理與陸地功率往復式壓縮機相同，且其功率低于陸地壓縮機。二者的區別在于：陸地壓縮機有3列對置的氣缸，而設計的海洋壓縮機只有1列對置的氣缸，但內部結構和受力情況一致，噪聲的產生機理也相同，二者噪聲峰值頻率和噪聲顯著頻段不同。海洋壓縮機聲場仿真計算主要包括2部分：①在ANSYS軟件中完成壓縮機振動響應的分析計算；②以振動響應結果為邊界條件在Virtual. Lab(以下簡稱VL)中完成輻射聲場的計算。具體計算流程如圖1所示。

圖1 聲學仿真計算流程Fig.1 Acoustic simulation calculation process

2.1 壓縮機振動響應計算

2.1.1 有限元模型建立

根據設計圖紙，利用Solidworks軟件完成海洋大功率壓縮機三維建模，并根據實際需要進行合理簡化，其結構如圖2所示。將三維模型導入ANSYS中，設置材料屬性，進行網格劃分。

2.1.2 載荷計算

海洋壓縮機內部結構為曲柄滑塊機構，所受載荷包括氣缸內氣體力、活塞對氣缸壁的側向力與通過連桿傳遞到主軸承上的載荷。海洋壓縮機載荷計算的運行參數如表1所示。

氣體力是往復式壓縮機在運行過程中氣缸氣室內氣體脈動對內壁的沖擊作用力。海洋大功率往復式壓縮機為雙作用式，包括2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)。結合受力分析及壓縮機工況，計算得到氣室內氣體壓力隨曲軸轉角的變化曲線，如圖3所示。

圖2 海洋大功率往復式壓縮機三維模型Fig.2 Three-dimensional model of marine compressor

表1 海洋壓縮機設計運行參數Table 1 Operation parameters of marine compressor

圖3 活塞兩側氣室壓力隨曲軸轉角的變化曲線Fig.3 The pressure of the air chambers on both sides of the piston varies with the crankshaft angle

海洋大功率往復式壓縮機為對置式布置，其對置的兩側活塞側向力相等，計算得到活塞側向力隨曲軸轉角的變化曲線，結果如圖4所示。

圖4 側向力隨曲軸轉角的變化曲線Fig.4 Lateral force varies with crankshaft angle

結合受力分析及壓縮機工況，采用多體動力學方法計算主軸承載荷隨曲軸轉角的變化曲線，結果如圖5所示。

圖5 主軸承載荷隨曲軸轉角的變化曲線Fig.5 Bearing load varies with crankshaft rotation angle

2.1.3 求解及后處理

約束及載荷施加后，運行求解。壓縮機整機變形云圖如圖6所示。壓縮機表面振動速度云圖如圖7所示。

圖6 海洋壓縮機整機變形云圖Fig.6 Deformation diagram of the whole marine compressor

圖7 壓縮機表面振動速度云圖Fig.7 Surface vibration velocity diagram of the compressor

由圖7可知，振動速度較大位置主要集中在緩沖罐與氣缸處，最大振速可達120 mm/s。海洋壓縮機振動響應分析結果將作為振動數據源應用于其噪聲分析。

2.2 壓縮機輻射聲場計算

2.2.1 邊界元模型建立

將振動分析有限元網格導入VL中，在有限元模型的基礎上，提取表面網格作為聲學分析的邊界元網格。

2.2.2 定義流體材料

流體材料指聲音傳播介質，只需要定義聲音在介質中的傳播速度和介質密度即可。壓縮機噪聲的傳播介質是空氣，其傳播速度為340 m/s，空氣密度為1.225 kg/m3。定義完成后，將該材料屬性施加到邊界元網格上。

2.2.3 定義場點網格和反射面

場點網格對計算過程無影響，其作用是提取計算分析結果，仿真所定義的場點等同于試驗測試的測點。根據GB/T 4986—2003《容積式壓縮機噪聲聲功率級的測定 工程法》的規定，測量表面與基準體對應面平行且相距1 m。因此仿真定義的場點距離壓縮機基準面為1 m，在振動仿真中，振動響應最大處為氣缸位置，初步認定氣缸為壓縮機的主要噪聲源，所以定義壓縮機靠近氣缸兩側面的場點網格。

海洋壓縮機安裝在甲板上，甲板與地面一樣，對聲波的吸收作用較弱，因此分析時將甲板視作地面處理，同時由于海洋壓縮機安裝的周圍無墻體等聲波反射面，因此只定義甲板這一反射面。場點網格及反射面如圖8所示。

圖8 場點網格及反射面Fig.8 Field point grid and reflective surface

2.2.4 邊界條件定義

將ANSYS軟件中計算的振動響應結果文件導入VL中，提取振動位移，將位移作為聲學分析的邊界條件。由于在VL中提取的位移在有限元(結構)網格上，所以首先需要進行數據映射轉移計算，即將結構網格上的振動位移轉移到邊界元網格上，隨后完成邊界條件定義及聲場計算。

2.2.5 求解及后處理

振動響應分析時，壓縮機單個周期時間歷程為0.060 s，設置60個載荷步，每隔6個載荷步提取一次整機振動結果，因此聲學分析中每隔0.006 s提取一次場點聲壓云圖，部分載荷步聲壓云圖如圖9所示。

圖9 海洋壓縮機聲壓云圖Fig.9 Sound pressure distribution of marine compressor

由圖9可知：在1個運轉周期內，氣缸兩側聲壓級較高，可達100 dB以上，這與機體振動烈度有關；中間位置存在峰值，說明氣缸處噪聲較大；下方聲壓級普遍高于上方聲壓級，說明由于地面的反射作用，會使壓縮機輻射噪聲增強。

2.3 壓縮機噪聲特性研究

對壓縮機噪聲特性進行研究，采用傅里葉變換將時域內的噪聲信號轉換為頻域進行分析，傅里葉變換的數學表達式為[15]：

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式中：f為頻率，Hz；t為時間，s。

取第30載荷步(0.030 s)時刻場點網格上對應壓縮機測點位置聲壓信息進行倍頻程譜分析，場點選取位置如圖10所示，場點為網格的頂點和中點。

圖10 海洋壓縮機場點選取Fig.10 Field point selection of marine compressor

圖11 各場點倍頻程譜曲線及顯著頻段Fig.11 octave spectrum of each field point

3 大功率往復式壓縮機降噪措施

由噪聲的定義可知，降低噪聲可從噪聲源的控制、傳播途徑的控制和接受者的防護3個方面考慮[17]。其中，噪聲源的控制屬于主動降噪，上述對壓縮機的噪聲特性分析可為壓縮機的降噪設計提供參考。傳播途徑的控制和接受者的防護屬于被動降噪，指通過吸聲、消聲或隔聲等方法對噪聲進行控制，對于已經運行的設備，該方法成本低，效果較好[18]。由前文的分析可知，氣缸為壓縮機的主要噪聲源，因此對空氣動力學噪聲和氣缸處噪聲的控制，提出如下控制方法。

3.1 進(排)氣系統噪聲的控制

3.1.1 進、排氣管道安裝消聲器

氣閥的間斷啟閉會在進氣口附近產生壓力脈動，形成低頻噪聲，可在該位置安裝消聲器。本文設計了帶有擴張室與微穿孔管的復合式消聲器，可提高低頻噪聲的控制效果。帶有擴張室與微穿孔管的復合消聲器結構如圖12所示。

圖12 帶有擴張室與微穿孔管的復合消聲器結構Fig.12 Compound muffler with expansion chamber and micro-perforated tube

其消聲原理為：當氣流通過消聲器的穿孔管進入擴張室時，由于體積膨脹，緩沖作用使氣體脈動壓力降低，強度減弱，達到降噪的目的。穿孔管的設置可以使消聲器在較寬的頻帶上降噪。針對強烈的低頻噪聲，可考慮使用文氏管消聲器。文氏管消聲器與普通消聲器結構基本相同，區別在于把插入管改為孔徑漸變的文氏管。該消聲器對低頻噪聲的控制效果顯著，同時，在文氏管消聲器出氣口端設計有雙層微穿孔板吸聲結構，可使消聲頻帶更寬。

3.1.2 管道使用節流孔板

節流孔板是一個阻尼元件，它通過改變氣流通過的橫截面積來削減氣流的脈動作用，從而抑制管道內駐波的形成，最終降低管道輻射的噪聲。節流孔板的孔徑一般取管徑的0.43～0.50倍，厚度取3～5 mm。

3.1.3 對進、排氣管道進行隔聲包扎

管道內氣體壓力變化會激發管道的振動，從而輻射出噪聲。通過對管道噪聲輻射嚴重處進行隔聲包扎，利用其阻尼作用可削弱管道振動產生的再生噪聲。包扎內層材料常采用瀝青油氈[19]。

3.2 氣缸處噪聲的控制

氣缸處噪聲主要由氣缸內氣動噪聲和活塞敲擊噪聲組成，其降噪設計也將從這兩方面進行。由于氣體必須在氣缸內完成壓縮過程，所以氣動噪聲不可避免，其控制難度也較高，僅對活塞敲擊噪聲的控制方法進行介紹。

(1)提高平衡精度。通過對曲軸進行動、靜平衡精度的調節降低不平衡力矩，降低活塞所受的側壓力，從而降低活塞的敲擊噪聲。

(2)提高行程缸徑比，也可使活塞力減小。

(3)使用自動控制熱膨脹的鑲鋼片活塞，減小冷態的最大間隙，同時可將活塞銷偏心安裝，推向主推力面1～2 mm，減小活塞對氣缸的沖擊力，從而使噪聲降低[20]。

4 結 論

(1)應用有限元法和邊界元法對海洋壓縮機噪聲進行了仿真分析，包括振動響應的計算和輻射聲場計算兩部分，預測了海洋壓縮機噪聲輻射情況及噪聲特性。在確定氣缸為主要噪聲源后，對海洋壓縮機提出了具有針對性的降噪方法。

(2)通過分析，得到了海洋壓縮機氣缸兩側聲壓云圖，氣缸兩側聲壓級最高可達100 dB以上；云圖中間位置存在峰值，說明氣缸處噪聲值較大；下方聲壓級普遍高于上方聲壓級，其原因是地面的反射作用使得壓縮機輻射噪聲增強；通過倍頻程譜分析，發現海洋壓縮機噪聲顯著頻段在40～400 Hz內，整體呈現低頻特性。

(3)海洋壓縮機噪聲的預測分析結果可為其研制階段的噪聲控制和壓縮機優化設計提供一定的依據。