压缩机振动噪声测试分析与降噪

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1、密级:压缩机振动噪声测试分析与降噪设计Test and analysis of compressos vibration and noise and design for noise reduction学院：机械工程学院专业班级：机械设计制造及其自动化学号：学生姓名：指导教师：2013年6月毕业设计（论文）指导教师审阅意见题目：压缩机振动噪声测试分析与降噪设计评语:指导教师：（签字）年月日毕业设计（论文）评阅教师审阅意见年月日题目：压缩机振动噪声测试分析与降噪设计评语:评阅教师：（签字）毕业设计（论文）成绩评定机械设计制造及其自动化 专业毕业设计（论文）第2答辩委员 会于2011年6月24日审

2、阅了 机自XX班级XXX 同学的毕 业设计（论文），听取了该生的报告，并进行了答辩。毕业设计（论文）题目：压缩机振动噪声测试分析与降噪设计毕业设计（论文）答辩委员会意见：经答辩委员会无记名投票表决，通过 同学本科毕业 设计（论文）答辩。根据学校相关规定，经答辩委员会认定，该生的毕业设计（论 文）成绩为。专业毕业设计（论文）答辩委员会主任委员（签字）年月日摘 要随着现代工业的发展，对于工业噪声的控制越来越重要。目前全国各行各 业对螺杆压缩机的需求越来越大，而螺杆压缩机作为一种噪声设备，对环境污染非常严重，其噪声传播距离远，影响较大，严重危害了工人的工作环境和身 心健康。为适应环保要求和用户需要，

3、采取有效措施来控制螺杆压缩机的噪声 是十分必要的。从国内、外对螺杆压缩机噪声与振动方面的研究来看 ，对噪声源识别、噪 声与振动分布、噪声与振动特性、噪声与振动控制方面的研究还不太系统，目前国内还没有形成一套完整的研究思路和研发体系，螺杆压缩机在噪声与振动 测试方面研究还在进行中，噪声与振动控制方面的研究尚缺乏完善的基础理论 依据。本文以螺杆压缩机为主要研究对象， 从振动源入手，分析螺杆压缩机吸气、 压缩气体、排气的工作过程，针对喷油螺杆压缩机的噪声问题进行分析，包括 机械噪声，空气动力性噪声，电磁噪声等，测试并分析噪声信号的频谱特性。 并从吸声，隔声，消声等治理方法进行详细的研究，根据噪声的信

4、号特征确定 吸声材料和吸声结构。设计其主机结构从噪声源减小噪声的产生，设计合适的 隔声罩从噪声的传播途径上来控制噪声的传播，设计消声器，对进、排气口进 行消声处理。最后对设计方案进行效果预测与分析。本课题对于螺杆压缩机的 振动噪声治理有很好的借鉴意义。关键词：螺杆压缩机；噪声控制；隔声罩；消声器2AbstractWith the development of industry, It is more and more important to control the noise of industrial. At present, all walks of life across the co

5、untry on the screw compressors growing demand. As an equipment generating noise, the screw compressor have a serious pollution to the environment. The noise propagation far, great impact, it have serious harm to the working environment and physical or health of the worker. In order to meet the envir

6、onmental requirements and user needs, it is essential to take effective measures to control noise of the screw compressorFrom the certain perspective to the researchof the noise and vibration about screw compressor in domestic and foreign , noise and vibration control is not systematic at identifica

7、tion of noise sources, the distribution of noise and vibration, the characteristics of noise and vibration, at present, the country has not formed a complete set of research ideas and research system. Noise and vibration research of screw compressor is still in progress. Research on noise and vibrat

8、ion control is still a lack of perfect theory basis.Screw compressor as the main research target, this paper mainly studies on fault diagnosis, analysis the working process of screw compressors aspirate compressed gases, and exhaust gases. According to the analysis of the problems of noise from oil-

9、injected screw compressor. Including mechanical noise, aerodynamic noise, electromagnetic noise. Test and analyze the spectral characteristics of noise, and systematic study on sound absorption, sound insulation, noise elimination and other control methods. According to the characteristics of signal

10、 noise to determine the sound absorption material and structure. The design of structure of the host to reduce noise from noise source. Design appropriate sound insulation cover to control noise from the transmission of noise propagation. Design of muffler to reduction noise at the process of intake

11、 and exhaust ports. Finally, forecasting and analyzing effect of the design scheme. This topic have a well reference for the screw compressor vibration and noise control.Keywords: screw compressor; noise control; acoustic cover; muffler摘 要IAbstractII.目 录LH.第一章绪论1.1.1 课题研究背景 1.1.2 噪声治理目的、意义1.1.3 国内外研

12、究现状及趋势 2.1.4 课题研究内容.3.第二章螺杆压缩机的噪声分析3.2.1 螺杆压缩机的工作原理4.2.2 噪声来源5.2.2.1 机械噪声5.2.2.2 空气动力性噪声5.2.2.3 电磁噪声7.第三章喷油螺杆压缩机的主体结构设计 93.1 主机结构设计 9.3.2 主要零部件设计和选型9.第四章 螺杆压缩机减振降噪分析与设计 134.1 减振降噪方法概述 1.34.2 吸声控制134.2.1 吸声材料1.44.2.2 吸声结构1.64.3 隔声控制及隔声罩的设计 204.3.1 隔声性能评价204.3.2 隔声结构和特性研究2.14.3.3 设计隔声罩的要点244.4 消声控制及消声

13、器的设计 254.4.1 声学性能的评价量 25iii4.4.2 消声器的种类 264.4.3 消声器设计中的几个问题274.4.4 消声器设计的四个原则 28第五章螺杆压缩机振动噪声控制系统的效果分析 305.1 测点布置及测量数据305.2 噪声控制315.3 结构理论插入损失325.4 噪声控制效果33第六章结论35参考文献36致谢37IV河北工业大学本科生毕业设计第一章绪论1.1 课题研究背景目前，噪声已被视为严重污染之一。随着现代工业的发展，对于工业噪声 的控制越来越重要。工业噪声一般是指在工业生产过程中，由于机械设备运转 而发出的声响。螺杆压缩机作为一种强噪声设备，对环境污染严重，

14、其整个机组噪声值高 达90-110 dB（ A）,涉及面广，传播距离远，影响较大，严重危害工人的工作环 境和身心健康。近几年，有关厂家在努力提高压缩机整机性能的同时，开始关 注螺杆压缩机的噪声治理，并针对螺杆压缩机的频谱特性进行了振动噪声控制 和研究，收到了较好的降噪效果。本文正是基于此原因对其降噪设计进行系统 描述，对振动噪声进行积极的和被动的控制方法，达到明显的噪声治理。1.2 噪声治理目的、意义噪声是指影响人们正常工作、学习和休息，危害人们身心健康而需要控制 的声音。工矿企业的噪声源，按其噪声的机理来论可以大致分为各种机械结构 表面振动而产生的机械噪声、出气体和液体振动而产生的流体噪声以

15、及燃烧噪 声。噪声的危害是多方面的。短期噪声可以使人暂时性听力损伤，但是长期在 强噪声环境下工作，不断地受到强噪声刺激，这种听力损伤就不能恢复了，即 成为噪声性耳聋了。一般说来，经常在 85分贝（A）以上的噪声环境下工作，就 有可能发生噪声性耳聋（当然和个人体质有关）o噪声对人的中枢神经系统、消化系统、心血管系统也有一定的影响，长期 在强噪声厂工作，抵抗力减弱，容易诱发其它疾病，导致某些疾病的发病率增 加。当然，吵闹的噪声也影响人们的正常工作、学习和休息。在噪声刺激下， 人们的注意力不容易集中，工作起来容易出差错，不仅影响了工作速度，也降 低了工作质量。在这些情况下，由于分散了注意力，往往引起

16、工伤事故。为了营造一个和谐的社会空间，改善人们的工作生活环境，保证人们的身 心健康，在越来越重视环保的世界潮流下，降噪会有深远的研究价值。对螺杆压缩机的噪声治理是从机械本身的结构和正常的运行状态进行分 析，在此基础上加以被动的噪声治理，通过噪声治理能够提高机械本身的使用 寿命；运动更加平稳；改善工作环境，课题研究的意义深远。1.3 国内外研究现状及趋势与节能、再制造、混合动力和不断更新的排放标准相比，减振降噪似乎算 不上行业热衷的词汇。在我国工程机械领域，关于振动与噪声问题的研究历程 与进展也不像其它热门技术一样备受瞩目。然而，减振降噪研究的技术含量和 重要程度并不亚于其它任何一项研究。未来，

17、随着我国工程机械国际化步伐的 加快以及行业新标准的陆续出台，减振降噪研究必将得到越来越多的重视。我国噪声控制研究已建立了一支颇有水平的科研队伍，噪声控制工程已经 成为环保产业的一个重要组成部分。然而随着国民经济的飞速发展，噪声污染 依然严重，仍占各种环境污染投诉的首位。随着社会的不断发展与进步，环境 噪声控制如何发展已成为大家普遍关注的可持续发展的战略性课题。欧美一些国家对噪声控制研究比较早，它们利用可靠性和精确性都比较高 的仪器设备对噪声进行监测，并且对问题进行综合性控制治理，并把其技术成 果不断更新发展，应用到了很多领域，取得了良好的效果。同时，很多国家还 专门成立了许多噪声控制研究性组织

18、，例如德国、丹麦、美国、英国等等。这 些国家采用企业与科研单位相互结合的策略，优势互补，取长补短，开展噪声 问题的宣传、技术培训和技术开发，并取得了很大的成就。更难能可贵的是， 许多国家利用自己的专长和特色开发了很多性能优良的噪声监测仪器，如丹麦 B&K公司的声学和振动检测和监测技术，具有很丰富的经验。在亚洲，日本、 韩国等国家对噪声问题也越来越关注，相应的技术开发也发展很快，同时也组 建了一定规模的研究团队，成绩也相当明显。作为环保大方向下的转型路径之一，减振降噪研究具有非常广阔的发展空 问，其理想状态是在拥有一套独立研发体系的同时，深入到配套件和整机设计 的各个环节中去，运用发散思维，引入

19、多学科研究方法，综合各种手段完成研 发、应用与实践。面对新标准的出台，怀有建立大型跨国集团宏愿的工程机械 企业，也应抓紧拿起减振降噪研究这支重要的画笔，及早勾勒出向国际先进技 术迈进的蓝图。1.4 课题研究内容掌握螺杆制冷压缩机振动噪声测试分析与降噪设计，用频谱仪，噪声计等 进行测试并分析噪声来源。设计消声器与隔声罩，达到降噪目的。首先，了解噪声的危害，论述螺杆压缩机噪声治理的实际意义，以及国内 外螺杆压缩机的发展情况。然后，对螺杆压缩机的工作原理及振动噪声问题进 行详细的分析，阐述螺杆压缩机的主要噪声源，并提出控制振动噪声的具体方 法，分别对噪声控制隔声、吸声和消声原理进行了必要的研究。最后

20、有针对性 的进行研究与设计，通过设计降噪装置，实现对噪声问题的有效控制，并将理 论与实际相结合，达到降噪的目的。40第二章 螺杆压缩机的噪声分析2.1 螺杆压缩机的工作原理随着社会的进步和发展，对压缩空气的需求的地方越来越多。尤其是螺杆 压缩机以其独特的优点使其在使用中所占比例越来越大。就气体压力提高的原 理而言，螺杆压缩机与活塞型压缩机相同，都属于容积式压缩机。就主要部件 的活动形式而言，又与透平压缩机相似。所以螺杆压缩机同时兼有上述两种压 缩机的特点。螺杆压缩机的主要部件是一对阴阳转子，两个转子具有不同齿数的螺旋齿 相互啮合，啮合点和密封线随着转子的旋转而移动。旋转时使处于转子齿槽之 间的

21、气体不断产生周期性的容积变化，并且沿着转子轴线由吸入侧输送至压出 侧，实现吸入、压缩和排气的全部过程，具体的工作原：吸气过程、压缩过程和 排气过程如图2-1所示：c）排气过程b）压缩过程图2.1a）吸气过程a）吸气过程：气体经压缩机外壳一端的进气孔口分别进入阴、阳螺杆齿间 容积，随着转子的旋转这两个齿间容积都不断扩大。当这两个容积达到最大值 时，齿间容积和吸气孔口断开，吸气过程结束。注意，此时阴、阳转子的齿间 容积彼此并未连通。b）压缩过程：转子继续旋转，在阴阳螺杆齿间容积连通之前，阳转子齿 间容积中的气体受阴螺杆齿的侵入先进行压缩，经某一转角后，阴、阳螺杆齿 间容积连通，之后将此连通的阴阳螺

22、杆齿间容积称为齿间容积对，因齿的相互 挤入其容积逐渐减小，进行气体压缩过程，直到该齿容积对与外壳上另一端的 排气口相连通时为止。c)排气过程：在齿间容积对与排气孔口连通后，排气过程即开始。由于转 子回转容积的不断缩小，将压缩后具有一定压力的气体送至排气管，此过程一 直延续到该容积对达到最小为止。随着转子的继续旋转，上述过程重复进行。2.2 噪声来源螺杆压缩机的噪声来源有很多，成分较为复杂，且通常为振动噪声同时存 在，所以需要将声源分类进行讨论和研究。2.2.1 机械噪声机械噪声主要是由摩擦和机构间力的传递不均匀产生的。主要有转子及其 装配件的不平衡、转子啮合、转子转速波动引起的冲击噪声；电动机

23、轴和轴承 之间的相互作用形成电动机的机械噪声；轴承的振动与噪声。机体外部包括机 壳、支承结构和底座的振动与噪声；油分离器、增发器、冷却系统的振动噪声。(1)转子不平衡：一般为低频噪声，但对噪声的直接影响不大。它是由转子 和轴的不同心或动平衡不好造成的。(2)机件的共振影响：电动机内电磁力激起的振动，通过转子和定子分别传 递到电机的各部分，从而引起共振，增大噪声。振动还以固体声的形式由底座 传出。(3)电刷：换向器或滑环的表面粗糙度和形位精度不良或电刷伸出较长，电 刷与刷扼间配合不好，弹簧压力过小或过大，刷扼刚度不够等均能引起电刷装 置的振动，从而产生噪声。(4)轴承：由于轴承本身精度较差从而产

24、生的振动噪声。2.2.2 空气动力性噪声空压机的空气动力性噪声是由于工作过程中工作容积与进、排气口周期性 地相通、切断而产生的。主要包括：进、排气口噪声和管道中气体流动产生的 噪声。空气动力性噪声是一种宽频带连续谱，由于阴、阳转子的齿槽周期性的 分别与吸、排气腔相联，在联通之际使吸、排气腔的压力产生脉动，并形成周 期性的吸排气噪声，其噪声频率的基频及各阶谐波由下式计算：(2-1)f =i60式中，n为主动转子的转速；z为主动转子的齿数；i为谐波次数。i=1, 2, 3。i=1时即为噪声的基频。对于吸、排气而言，具有相同的频率，但由于在压缩结束齿槽与排气腔相通时 刻，和排气结束齿槽展开与吸气腔联

25、通时刻，并不在同一瞬间，它们存在一定相位差。如图2.2所示，其吸排气噪声叠加后的情况。图2.3是一台二级螺杆压图2.2图2.3基频为500Hz与800Hz的二级螺杆压缩机噪声频谱缩机的噪声频谱图，其基频分别为 500Hz与800Hz,由图可以看出，此基频附 近有明显的峰值。(1)进气孔口的噪声在吸气过程中，一对相啮合的阴、阳转子齿间容积在吸气瞬间处于半真空 状态，吸入的气体若为大气压，则在吸气时齿间容积的压力与吸气压力存在一 个压力差，这个进气压力差就产了进气孔口的吸气噪声。(2)排气孔口的噪声在螺杆压缩机中，由于排气孔口处的内压、外压不同引起了基元容积在与 排气孔口连通瞬时，发生气体的定容积

26、膨胀或压缩，而使流动损失加大，从而 引起附加能量损失，这些附加能量损失有一部分转变成声能，随着排气孔口周 期性地相通和切断，产生了强烈的周期性排气噪声。(3)管道噪声和在自由声场中传播的声波相比，在管道中传播的声波的主要特点是声波 被约束在管道内部，传播过程中没有扩散，因此它可以传播很远的距离。压缩 机的噪声会沿进气和排气管道传播出来。 这些管道系统，一般是由直管、弯头、 三通等元件组成。当气流噪声通过这些管道元件时，存在一定的自然衰减，有 的声能发射回声源处。但随着气流速度增加，各元件的自然衰减速度反而会减 小，并且气流的再生噪声增加。2.2.3 电磁噪声电磁噪声是电动机特有的噪声，它实际上

27、也属于机械性噪声，是由定、转 子间气隙中的谐波磁场产 生的电磁力波引起的。该力波旋转在气隙场中，对空 间固定点来说，力波所呈现的力的幅 值随时间变化是脉动的，切向分量形成转 矩，有助于转子的转动，它的交变切 向分量和交变径向分量，引起定子与转子 的振动，从而辐射出 电磁噪声，一般频率范围在1004000Hz。其中气隙磁场 产生的径向力波的交变分量，引起定子径向振动，是主要的电磁噪声辐射源。 据研究表明，虽然这种电磁力是 直接作用在齿和磁极上，但磁噪声主要根源 不是在齿和磁极的振动，而是来源于定子磁 腕的振动。后者比齿和磁极的振动 幅值大数十倍。电磁噪声主要由内置电动机产生，电动机在运转时，基波

28、 磁通和高次谐波 磁通沿径向进入气隙，在定子和转子上 产生径向力，由此而引起径向的 振动和噪声。此外，产生的切向力矩和轴向力 也引起切向和轴向的振动噪声。电机切 向振动产生的噪声频率？1为2fi fi = mfo1mf0+2f1,其中 m =2,4,6,.（偶数）（2-2）式中，fo为转子的基频；fl为电网频率。 电机径向振动引起的噪声频率f为fr，其中，k =1,2,3，(2-3)式中，Zt为转子槽数；P为磁极对数；s为转差率。结合供电电网频率计算 知，驱动电机产生的电磁噪声 基频为49. 5Hz和100Hz。第三章 喷油螺杆压缩机的主体结构设计3.1 主机结构设计本课题以喷油螺杆空压机为研

29、究对象，对其主机结构设计并进行降噪处理。 喷油螺杆空气压缩机的机体 不设冷却水套，转子为整体结构，内部不需冷却， 压缩气体所产生的径向力 和轴向力都由滚动轴承来 承受。排气端的转子工作段 与轴承之间有一个简单的 轴封。通过在机壳或轴上 开出凹槽，并向里边供入一 定压力的密封油，即可很好的起到密封作用。另外，在喷油螺杆空气压缩机中 没有同步齿轮，通常也不设容积流量调节滑阀 和内容积比调节滑阀。由于空气 的化学性质比较稳定，所以对喷油螺杆空气压缩机中，零部件材料的化学性质 要求并不严格。这种小型的压缩机由带驱动，压缩机中的轴向力由位于排气端的一对背靠背安装的单列角接触球轴承承受，而径向力则由转子两

30、端的圆柱滚子轴承承受。考虑到驱动带产生的附加径向力，在阳转子的吸气端装了两个圆 柱滚子轴承。机体中的吸气端盖和气缸做为一体， 排气管设在排气 端盖的侧面， 便于机组的管道连接。本课题以LG-6/7型喷油螺杆空气压缩机参数进行设计，其排气压力为 0.7MP,排气量为6.0 m3/min,轴功率为36.0KW,电机功率为37KW。转速 为4300r/min,重量1050kg,外形尺寸1300*1100*1660。为皮带传动，i = n1 /n2 =dd2/dd1(3-1)电动机选择 Y200L2-2Y, 37KW,转速为2950r/min3.2 主要零部件设计和选型(1)机体是螺杆压缩机的主要部件

31、。它由中间部分的汽缸及两端的端盖组 成。因为LG 6/7型喷油螺杆空气压缩机转子 直径较小，为了制造方便，故将 排气侧端盖或吸气侧端盖与气缸铸成一体，制成带端盖的整体结构，转子顺轴 向装入气缸。螺杆压缩机中气体的流动大致成对角线方向。但是在外形上吸、排气通道 却不一定按对角线方向布置，它可按机组尺寸和附属设置进行配置。只要通过适当安排转子的螺旋旋向和机体上的 吸排气孔口，几乎可以在任何位置安排吸、排气通道。对吸、排气通道的要求是 平滑过渡和流速低，以减少流动损失。气 体在吸、排气通道的流速范围通常为 28-35m/s。设计其压缩机采用顶部吸气， 侧面排气的方案。喷油螺杆压缩机的机体多采用如图

32、3.1所示的单层壁结构。在这种结构中， 转子包含在机体中，机体的外侧即为大气。为给进气和排气留下气体流动的空 间，机体需向外作必要的延伸。在螺杆空气压缩机中，这样的结构强度已足够, 因而不需要进一步的加强措施。图3.1单层壁结构机体图3.2双单层壁结构机体喷油螺杆压缩机的机体有时也采用如图 3.2所示的双层壁结构。在该结构 中，外壁为 承受全部压力的密闭壳，由于它是圆柱形的，因而并不会因压力而 产生变形，也就不需要特别的加强措施。另外，外壁还承受着联接法兰的负荷， 使之不会传递到 内部转子的气缸体上。双层壁结构还有一个优点，就是第二层 壁同时又是一个 隔音板，它能使传播到机器外的噪声有所降低。

33、(2)转子是螺杆压缩机的主要部件，在喷油螺杆压缩机中，由于排气温度较 低，转子热胀较小，一般认为 不设置密封齿。另外，当螺杆压缩机转子线型的 齿顶圆附近截面 足够小时，线型本身就可以起到齿顶密封齿的作用。螺杆压缩机转子 的毛坯常为锻件，一般多采用中碳钢，有特殊要求时也有 用40Cr等合金钢或铝合金。目前，不少转子采用球墨铸铁，既便于加工，又降 低了成本。转子精加工后，应进行动平衡校验。校验时，允许在吸入端面较厚的部分取重。允许的不平衡力矩，因机器的尺寸和转数不同，通常是 (0.05-1.0)N m0尺寸小、转速高的机器应取偏低值。(3)轴承。在螺杆压缩机的转子上，作用有轴向力和径向力。径向力

34、是由 于转子两侧所受压力不同而产生的，具大小与转子直径、长径比、内压比 及运 行工况有关。由于 转子一端是吸气压力，另一端是排气压力，再加上内 压缩过 程的影响，以及一个转子驱动另一转子等因素，便产生了轴向力。轴向力 的大 小是转子直径、内压 比及运行工况的函数。另外，由于内压缩的存在，排气端 的径向力要比吸 气端大。由于转子的形状及压力作用面积不同，两转子 所受的 径向力大小也 不一样，实际上阴转子的径向力较大。因此承受径向力的 轴承负 荷由大到小依次是：阴转子排气端轴承、阳转子排气端轴承、阴转子吸 气端轴 承和阳转子吸气 端轴承。同样，两转子所受轴向力大小也不同，阳转子 受力较 大。轴向力

35、之间的差别比径向力的差别大得多，阳转子所受轴向力大约 是阴转 子的四倍。在喷油螺杆空气压缩机中，由于轴向力以及径向力都不大，故都采用 滚动 轴承。承受轴向力的轴承总是放在排气端，以获得最小的排气端面 间隙。通常， 用分别安装在转子两端的圆柱滚子轴承承受转子的径向载荷，用安装在排气端 的一个角接触球轴承承受轴向载荷，并对转子进行双向定位。(4)喷油螺杆压缩机中有两种不同的轴封：与压缩腔紧邻的转子 轴段的轴 封，特别是在排气端，这种轴封更为重要；伸出压缩机端盖外的轴段 也必须有 轴封，以与大气隔开。出于压缩介质和运行工况的不同，喷油螺杆空气 压缩机 的轴封与螺杆制冷和工艺压缩机的轴封有很大的不同。

36、这类压缩 机都采用滚动轴承，为了防止压缩腔的气体通过转子轴向外泄漏，必须在排气端的转子工作段与轴承之间加一个轴封。喷油螺杆空气压缩机 转子的外伸轴通常都设计在吸气侧，只有在利用吸气节流的方式调节压缩机的气量时，外伸轴上的轴封两侧才可能会有一个大气压力的压差。(3-2)(5)轴。最小直径计算d= c3 p / nc取115, p = 36KW, n为4300, d或3.35,所以轴直彳选标准为 25mm。(6)在喷油螺杆 压缩机中，常向工作腔内喷入具有一定压力的 润滑油，喷入 的油与压缩气体直接 接触，吸收气体的压缩热。另外，在少量的螺杆压缩机中， 也有向工作腔喷水、喷制冷剂或喷其它液体的，具作

37、用与喷油类似。油的喷入使螺杆压缩机的特性发生了很大变化，提高了能适应的 压力和压 比，简化了结构 设计，并使排气温度得到了有效控制，还降低了噪声。喷油给 螺杆压缩机开创了新局面，扩大了应用领域，改善了性能。特别是在 移动式空 气压缩机及制冷 装置中，喷油螺杆压缩机获得了广泛的应用。虽然喷油 螺杆压 缩机和干式螺杆 压缩机的工作原理完全相同，但常常被看成是两种不向 类型的 压缩机。喷入压缩机内的 油主要有冷却、密封、润滑和降噪四个功能。（7） 采用带传动方式，对于旋转的机械设备，采用不同的传动装置，产生的噪声的大小是不一样的。从控制噪声角度考虑，应尽量选用噪声小的传动方式。 实测表明，一般正齿轮

38、传动装置，噪声较大，达到 90分贝（A）。而改用斜齿 轮或螺旋齿轮，啮合时重合系数大，可降低噪声 3-10分贝（A）,若改用皮带传 动代替正齿轮传动，可降低噪音 16分贝（A）。皮带传动能防止振动传动到其 它构件上去，起到减振阻尼的作用，因此利于降低噪声。第四章 螺杆压缩机减振降噪分析与设计4.1 减振降噪方法概述首先来看振动，作为一种常见现象，工程机械中的振动不仅容易 破坏工程 机械结构的强度，引起结构噪声，还会恶化操作人员的工作环境，使人易疲劳、 注意力减弱，容易出现误动作，引起技术事故。 因此对工程机械进行 振动分析， 找出工程机械中振动的来源并提出相应的整改措施显得尤为 重要。针对工程

39、机械基本的振动源和传递途径，目前不少行之有效的减小 和控制 振动的方法已被掌握，大致可归为三大类：减小扰动一一减小或 消除振动源的 激励，如改善内部平衡，改进和提高制造质量，对具有较大辐射表面 的薄壁结 构采取必要的阻尼措施等；防止共振一一防止或减小设备、结构对振动的响应， 如改变振动系统的固有频率，改变振动系统的扰动频率，装设辅助性 的质量弹 簧系统，增加阻尼 以增加能量逸散，降低共振振幅等；采取隔振措施 已一减小 或隔离振动的传递，涉及到对结构振动传递特性的分析和改进，使之对 振动噪 声具有明显的衰减作用，如采用质量阻尼减振器、共振腔 消声器等。振动研究与减振方法的开拓为噪声研究提供了 一

40、些思路，在噪声的控制和 治理方面，就与振动的控制 和治理有相似之处。一般来说，声学系统是由声源、 传声途径和接受者这3个基本环节组成的。因此降噪研 究可以从3个方面入手： 在声源处抑制 噪声，根据噪声发生机理，采取措施消除或者减少它的产生条件， 降低声源辐射的声 能；在传声途径中控制噪声，由于条 件限制，从声源上降低 噪声仍无法达到要求时，可以通过全部或部分隔绝噪声源的办法，达到降噪的 目的；在不可能采 取以上两种措施，或采 取以上措施后，仍不能达到允许的噪 声限值时，应考虑对噪声接受者采取保护措施。由于在工程机械噪噪声控制中，很难对噪声接受者即工程机械驾驶员采取 措施，因此只能从声源和 传声

41、途径上加以控制。经过探索实践，许多工程机械 噪 声控制技术已被研发出来，总体 可归结如表4-1中所示。4.2 吸声控制任何有限空间内，噪声都是 由直达声和反射声两部分 组成的，这是吸声法 的科学基础之一。如果在 噪声源周围的有限空间内布置一些吸收 声能的装置，就可降低声源周围壁面反射 回来的声能，达到降噪目的。采 用吸声手段改善噪 声环境时，通常有两 种处理方法：一是采用吸声材 料，二是采用吸声结构。表4-1噪声控制技术措施简介声学技术措施原理和用途隔声利用隔声原理，在声源匕接收点之间设置隔声结构消声器利用阻性、抗性或阻抗复合的消声原理，将沿通道传播的噪声减弱，适用于降低空气动力性噪声隔振米用

42、弹簧连接，隔绝或降低固体声的传递，在设备基础及管道隔振中适用阻尼利用内摩擦，内损耗大的涂料涂贴在振动噪声较大的薄板上，减少其辐射噪声4.2.1 吸声材料吸声材料是指材 料的平均吸声系 数在125Hz、250Hz、500H、1KHz、2KHz、 4KHz这6个中心频率倍频带吸声系数的算术平均 值大于0.2的材料。目前， 主要应用的是多孔吸声材料，包括玻璃棉、棉麻植物纤维、泡 沫铝以及陶土吸 声砖等。多孔吸声材 料主要吸收中高频噪声，对低频声的吸声性能一般较差。 多孔材料的吸声性能与材料的厚度、容重、背后空气层的厚度以及入射声波的 频率有关。多孔材料的吸声系 数一般都随着频率的增大而增大，在一 定

43、的频率 下大致要达到固定值。若将多孔材料装置在离刚性壁一段距离处，即在其间留 有一定厚度的空气层，则它的吸声系数就会 增大。当空气层的厚度近似等于入 射声波的1/4波长时，吸声 系数最大，当其厚度等于1/2波长的整数倍时，则 吸声系数最小。另外，不同的温度和湿度对多孔材料的吸声性能 有不同的影响。因此很多情况下，往往采用共振吸声结构解决低频声的吸收问题。较为常 用的吸声结构有空气层吸声结构、薄膜共振吸声结构和板共振吸声结构等。吸声降噪就是在室内增加吸声材料，能提 高房间平均吸声系数，减少混响 声声能密度，从而降低总声压级。根据能量守恒与转换定律（如图4.1所示），可得吸声系数。E 入=Ea +

44、 E + E1)吸声系数:(4-1)(4-2)Ea Er _ E入-EE入一E入当a=0时，材料不吸声；当0f =1时，入射声能完全被吸收。声波入射至多孔材料表面上，大部分声波将通过材料的筋络或纤维之间的 微小孔隙传至材料内部，由于空气分子之间的粘滞力、空气与筋络之间的摩擦 作用以及孔隙内空气媒质的涨缩，使部分声能转化成热能耗散掉。图4.1能量转换示意图2）穿孔率穿孔率。是描述穿孔板声学特 性的重要参数。b）圆孔、正三角形排列 c）狭缝、平行排列a）圆孔、正方形排列图4.2常用孔的排列和其穿孔率计算4.2.2 吸声结构1）亥姆霍芝共振器它是一个密闭的内部为硬表面的容器，通过一个小的开口与外面大

45、气相联 系的结构，称为亥 姆霍芝共振器（图4.3）。单个共振器可 看成由几个声学作用 不同的声学元件 所组成，开口管内及管口附近空 气随声波而振动，是一个声质 量元件。空腔内的压力随空气的胀缩而变化，是一个 声顺元件。而空腔内 的空 气在一定程度内 随声波而振动，也具有一 定的声质量。空气在开口壁面的振动 摩擦，由于粘滞阻尼和导热的作用，会使声能损耗，它的声学作用是一个声阻。 当入射声波的频 率接近共振器的固有频率时，孔径的空气柱产 生强烈振动，在 振动过程中，由于克服摩擦阻力而消耗声能。反之，当入射声波频率远离共振器固有频率时，共振器振动 很弱，因此声吸收作用 很小，可见共振器吸声系数 随频

46、率而变化，最高吸声系数 出现在共振频率处。单个共振器对频率有较强选择性，共振频率 f0为：foc S cnr2(4-3)2二 VLk 2 二 V t 0.8d式中，Lk=t+0.8d ; c为声速，m/s； S为颈口截面积，S = nr2, m2; r 为颈口半径，m； V为空腔体积，m3; t为颈实际长度（即板的厚度），m； d 为圆孔的直径，m。因为颈部空气柱两端附近的空气 也参加振动，需要对t进行修正：其修正 值一般取0.8do2）穿孔板共振吸声结构在各种薄板上穿孔并在板后设置空气层，必要时在空腔中加衬多孔吸声材 料，可以组成穿孔扳共振吸声结构（图4.4）,由于每个开口背后均有对应空腔，

47、 这一穿孔板结构即为许多并联的亥姆霍芝共振器。一般硬质纤维板、胶合板、 石膏扳、纤维水泥板以及钢板、铝板均可作为 穿孔板结构的面板材料。由于穿孔板结构是亥 姆霍芝共振器的 组合，因此可以看作 是由质量和弹簧 组成的一个共振系统。当入射声波的频率 和系统的共振频率一致时，穿孔板颈 的空气产生激 烈振动摩擦，加强了吸收效应，形成了吸收峰，使声能显著衰减； 远离共振频率时，则吸收作用较小。如果在穿孔 板后放置多孔材料 增加声阻， 会使结构吸收频带加宽。穿孔板的共振频率可按照下式计算:fo2二 t 0.8d h(4-4)式中：t为板的厚度；h为板后空气层的厚度；d为孔径；c为声速；。为穿孔率。影响穿孔

48、板结构吸声特性的主要因素有： 材料容重（单位体积的重量）容重增加时，低频吸声 系数提高，而高频吸声系数有所降低；容重 过大， 总的吸声效果又会明显降低。各种材料的容重有一个最佳范围：如超细玻 璃棉 为 1525kg/m3,矿渣棉为 120130 kg/m3。材料厚度厚度增力口，材料吸声系数曲线将向低频方向平移，大致上材料厚度每增加一倍，吸声系数峰值向低频方向移动一个倍频程。实验表明，材料容重一定时厚度与第一共振峰频率的乘积 frt为一常数， 约等于材料中声速的四分之一。材料背后空气层在多孔吸声材料与坚 硬墙壁之间留有空气 层，可以提高低频吸声性能，推 荐空气层厚度为715cm。护面层常用护面层

49、材料有玻璃布、塑料窗纱、金属网及穿孔板（穿孔率仃20%） 等，护面层对吸声材料声学性能的影响可 忽略不计。温度和湿度温度上升，多孔材料的吸声系数曲 线向高频移动，低频性能 将有所降低。 湿度对材料的影响很大，高的含水率使多孔材料吸声性能大大降低。当穿孔板后空 气层填入疏松吸声材料时，空腔内的声质量和声顺都增加， 穿孔的末端阻抗也增加，也即相当于空 腔的有效深度增大，穿孔的 有效长度也 增加，与未填材 料时相比，共振频率向低 频方向移动，移动量通 常在一个倍频 程以内，同时吸声系数有所提高；其次由于在孔颈和空腔内产生较高的声阻，当穿孔率比较低时，主 要产生在孔颈处，穿孔率较高时，主要 产生在空腔

50、内。 由于空腔内填入 吸声材料后产生了相当高的声阻率，因此孔颈处的声阻率不宜 过大，可通过穿孔率 加以调节，通常穿孔率不宜 小于5%。3）宽频带阻抗复合吸声结构宽频带阻抗复合吸声结构是由穿孔板、板后空腔、吸声材料及刚性隔声层构成的阻抗复合吸声结构，结构如图 4.5所示：刖性隔声层 空气层 多孔吸声相料字孔发图4.5宽频带阻抗复合式吸声结构在宽频带阻抗复合吸声结构中，采用矿棉板等吸声材料作为基板的穿孔板， 代替金属穿孔板。穿孔板背后空气层中 填入疏松吸声材料时，空腔 内的声质量 和声顺都增加，穿孔的末 端阻抗也增加，也即 相当于空腔的有效 深度增大，穿 孔的有效长度也增加，与未填材料时相比，共振

51、频率向低频方向移动，移动量 通常在一个倍频程以内，同时吸声系 数有所提高；其次由于在孔 颈和空腔内 产生较高的声阻，当穿孔率比较低时，主要产生在孔颈处，穿孔率较高时，主 要产生在空腔内。由于空腔内填入 吸声材料后产生了相当高 的声阻率，因此孔 颈处的声阻率 不宜过大，可通过穿孔率加以调 节，通常穿 孔率不宜小于5%。 穿孔板后空气层填入吸声材料时，为增加孔颈附近的阻力，吸声材料应尽量接 近穿孔板，当吸声材 料离穿孔板50mm以上时，其吸声系数 将降低。在宽频带阻抗复合 吸声结构外部的刚性阻尼隔声层起到隔声作用，可以进 一步降低罩体外部的声压级。止匕外，刚性隔声层还能够有效地保护隔声罩。 宽频复

52、合吸声结构中穿 孔板采用吸声材料基板，即结构中是由两种吸声材料共 同作用，从根本上加宽了吸声频带。亥姆霍兹共振结构和吸声材料的结合很大 层度上提高了吸声系数。止匕外，结构外层刚性阻尼隔声层辅助作用，进一步提 高了结构得插入 损失值。4.3 隔声控制及隔声罩的设计隔声法是现代噪声控制 工程中常用的技术之一。声音在空气中传播时，使 声能在传播途径中受到阻 挡而不能直接通过的措施，称为隔声。许多实际情况 下，由于各种条件的限制，很 难从噪声源上进行处理，这时可在噪声传播途 径 上采取措施来降低噪声。根据形状的不同，隔声构件可以分为隔声墙与隔声罩 等，其中隔声罩是 工程机械应用较多的配置，常用于 发动

53、机和驾驶室 的噪声隔 离，它通常是兼有隔声、吸声、阻尼、隔振和通风、消声等功能的综合结构体。 罩的主要结构一般是外层采用0.5-3毫米厚的钢板或铝板，为了 避免发生板的 吻合效应和低频共振，在罩内侧金属板可涂阻尼层。阻尼层常用沥青浸麻袋片、 玻璃布、毡类 或石棉绒及特制的阻 泥浆等材料。隔声罩通常由罩壁、吸声层组 成。根据需要的隔声量，该隔声罩结构 为3mm厚的钢板，罩壁外涂油漆(5Kg/m2); 罩壁内贴50 mm超细玻璃棉吸声层(a =0.58。穿孔板的小孔直径为8mm,开 孔率为30%。为了防止缝隙漏声，机罩上的门 窗缝隙均采用橡皮条密封。为了 解决机组通风散热，机罩设 有进气道和排气道

54、。当机组运行时，依靠装置在柴 油机前端的风扇，冷空气从机罩前面两侧进气消 声道进入，流经空压机，热空 气由机罩上方排气消声道排出。4.3.1 隔声性能评价1)隔声量TL (也称声透射损失)：_11_,、TL=10lg =10lg (dB)(4-5)式中，li和It分别为入射声强 和透射声强；P为声强透射系数。隔声量计算公式：S TL =L1 -L2101g (dB)(4-6)A式中，L1和L2分别代表发声室和接收室内空间平均声压级，dB; S为试件面积，m2 ; A为接收室吸声量，m2 02）插入损失IL在离声源一定距离处的 同一点，安装隔声罩前后的声压级级差：IL =L2 -L2（dB）1I

55、L =10lg 1 =TL 10lg 1 （dB） （4-7）由于（计a1）1,因此隔声罩的 插入损失IL总是小于隔声构件的隔声量TLo 提高罩壳内壁的吸声 性能，就降低了罩内混响 声场，也就相应提高了插入损失。 在隔声罩内壁铺 设吸声材料后，由于% 七：IL : TL 10lg ： 1(dB)(4-8)4.3.2 隔声结构和特性研究一种隔声材料或构件，会因使用场合 不同，测试方法不同而得出的隔声效 果不同。隔声结构通常都 是采用板，板的隔声性能主要由 控制板振动的三 个物 理量决定，它们是：板的面密度M ;板的劲度B ；材料的内阻（以损耗因素”表 征）。典型的匀质薄板隔声频率特性曲线如图 4

56、.6所示。曲线可分为三个区域： 劲度控制区（I ）;质量控制区（H）;吻合效应控制区（田）。在很低的频率（低于板的简正频率）范围里，板受本身的劲度控制，隔声曲 线随频率的升高而降低，此时板的质量和阻尼并不重要。频率再升高，质量开 始起作用。在劲 度和质量共同的作用下，板将产生一系列 共振，其中f 0为最 低共振频率。各共振频率可由下式确定：(4-9)2 q b2低衰减中衰减高衰减图4.6板的隔声频率曲线式中，B为板的劲度 b =Et3； E为材料的弹性模量，N/m2; t为板 12的厚度，m； M为板的面密度，kg/m2; a,b为板的长宽尺寸，m； p,q为任意 正整数。对于一般厚重材料而

57、言，如砖墙，它的。低于可闻声，可不予考虑：但对 于金属薄板，其 共振频率可能落在听阈内，此时应考虑它 的影响。另外，在特 性曲线的这段 区域内，阻尼 将影响共振的振幅，当阻尼很大时，共振的起伏较 小，反之就大，故这段区域也可称 为阻尼控制区。频率再往上升，板进入 由质量控制的区域，板的质量 愈大，频率愈高，隔 声量也愈高。实践 证明，对于钢板、木板、墙体等 单层结构，它们的隔声能力 主要取决于它们的 面密度（即单位面积的重量），面密度越大，其惯性阻 力也 越大，也就越不容易振动。所以，隔声效果也越好。通常把面密度与隔声量这 一关系叫做“质量定律”。这主要指图隔声曲线中 的质量控制区而言，是隔声

58、研 究的重要区域。频率越过质量控制 区上升到一定频率时，薄板将出现吻合效 应，并在最低 的吻合效应频率（称为临界频率）位置 产生隔声低谷，又称吻合谷。吻合谷的 深浅随着板的阻尼不同而不同，阻 尼高时谷就较浅，反之则深。吻合谷之后频 率特性曲线将以10dB/倍频程的斜率上升，经一段之后上升斜率又恢复到6dB/ 倍频程，因此这段又 称为质量定律的延伸。吻合效应的范围是较宽的，约占三个倍 频程。要减少吻合 效应的影响除加 大板的阻尼外，在临界频率落于 中高频时，可采用减小板厚t和劲度B,使板的 临界频率移到不重要的甚高频上。图4.7吻合效应原理图吻合效应的产生是由于匀质薄板都具有 一定的弹性，在声波

59、 的激发下会产 生受迫弯曲振动，并沿着板前进。当在某一频率，板中的弯曲波波长足恰好等 于空气中入 射声波波长在板上的投影(见图4.7),板上的两 波发生了共振，产 生了波的吻合，此 时板的运动与空气中声波的运动达到 高度耦合，声能大量地 透射过板。出 现吻合效应的最低频率称为临界频率。临界 频率以？ c( Hz)表示, 它可由下式计算：1 O式中，c为严速，m/s； M为板的面餐度，kg / m ; B为板的劲度，B = Et ； 12E为弹性模量，N/m2; t为板的厚度，m； p为板的密度，kg / m34.3.3 设计隔声罩的要点1）隔声罩的设 计必须与生产工艺的 要求相配合，不能影响生

60、产和 妨碍操 作。例如，为了散热降 温，罩上需要留出 足够的通风换气口，口上应该 安装消 声器，消声器的消 声值要与隔声罩的隔 声值相匹配。为力监视，需要留观察的 玻璃窗。为力便于 检修、维护，罩上需留出可开启的门或把 罩设成可拆卸的 拼 装结构。2）隔声罩的壁材必须选择有足够隔声能力的材料制作，如钢板、铅板、砖 等。3）隔声罩内表面吸声系数不能太小。为此可在罩 内进行吸声处理。4）隔声罩要选择适当形状，一般来说，曲面形体的刚度比较大，利于隔声。 要尽量少用方形平行罩壁，以防止罩内空气声的驻波效应，使隔声量出现低谷。 同时，要尽量去掉 不必要的金属 面，以减少噪 声的辐射面积。5）用钢板之类的

61、轻型结构做罩壁时，需要考 虑共振和吻合效应。为此 可在 金属板上加筋或涂贴阻尼 层，以抑制板面振 动，减少声波的辐射。阻尼层的厚 度应不小于罩壁 厚度的2-4倍，并且一定 要粘接紧密牢固。6）隔声罩与发声的机械设备之间不能有刚性接触。否 则会形成“声桥”， 使机械设备的振动 直接传给罩体，使罩体成为新的噪 声辐射面，因而使隔声效 果下降。7）隔声罩各连接部位要密封不留孔隙，若有管道或电缆等其它部件在隔声 罩上穿过时，要采取必要的密封。4.3.4 设计隔声罩应注意的问题1）吸隔声问题：压缩机隔声罩壁体选取吸-隔组合式结构，吸声壁体选用宽 频带组合式吸声板；隔声壁体采用双层板隔声结构，外层设置阻尼

62、隔声板，内 层设置中阻尼隔声材料。采用吸-隔组合式结构不仅能够有效降低罩外噪声能 量，罩内的噪声污染 也能得到有效的治理，从而改善设备运行条件，增加设备 使用寿命。2）形状问题：对隔声罩罩壳形状 进行优化设计，以防止罩 内空气声的驻波 效应；同时在罩内壁面与空压机之间留有一定空 间，避免出现耦合共 振，使隔 声量曲线出现低谷。若设计不妥，如使隔声 罩紧靠在噪声源周围，那么，在隔 声罩内的驻波谐振和罩壳的谐振频 率下，或在机器与隔声罩通过空气介质耦合而发生共振等情况时，隔声罩不 仅起不到隔声 的作用，甚至会变 成噪声源 的“放大器”，即插入损失成为负值,使周围的声学环境更为恶化。3）隔振问题：对

63、于有强烈 振动的设备，必须避免 设备与隔声罩 之间的刚性 连接。隔声罩的周边需衬弹性条板，或在地面与隔声罩接触处做隔振措施，管 道通过隔声罩处应采用软连接。4）通风散热问题：为确保空压机、电机 的散热通风，在隔声罩封闭 机组的 同时，在隔声罩上设置通风口。利用送 风机进风口的 部分负压形成空 气对流， 来改善机组的散热条件。4.4 消声控制及消声器的设计消声法是通过某种降低气流噪声的装置，在允许气流顺利通过的同时，有 效阻止或减弱 声能向外传 播。因此，凡是以气流噪声为主 的噪声控制问题，均 可在进、排气口安装消声设备来降低噪声， 这种消声设备通 常称为消声器。排气放空噪声也 是工业生产中的一项重要 的噪声源，它具有噪 声强度大、 频谱宽、污染危害范围大以及高温 及高速气流排放等特点。排气放空噪声一般 都是由高速气 流流动的不稳定性所产生，而排气放空消声器就是专门用于降低 并控制排气放空噪声的一种 有效的消声器。消声器主要用于控 制空气动力性噪 声，通常安装于空气动