李超博 樓京俊 張振海 夏江敏

(海軍工程大學動力工程學院1) 武漢 430033) (海軍工程大學船舶與海洋學院2) 武漢 430033)

0 引 言

空氣壓縮機是現(xiàn)代艦船氣動系統(tǒng)的“心臟”，生產(chǎn)的壓縮空氣主要用于柴油機啟動和倒車、裝彈和發(fā)射魚雷，也可用于吹除壓載水艙，在海損艙中加強海損鄰艙，還可用于火炮操縱、通海閥和通氣閥的氣動操縱、吹除吸入通海閥，以及吹除暖氣管的冷凝水等[1].往復式壓縮機運轉過程中，由旋轉曲軸帶動連桿，驅動活塞在氣缸內作往復運動，通過氣缸容積的變化實現(xiàn)吸氣和排氣，從而產(chǎn)生壓縮空氣.驅動電機本身是一個振源，曲柄連桿機構又綜合了回轉運動和往復運動，在加上氣閥的周期性啟閉和氣流脈動，使得壓縮機振動具有多振源、寬頻帶和形態(tài)復雜的特點.激起的振動通過機體、機腳、筏架、基座傳遞至船體結構，給艦船聲隱身性帶來隱患[2].

對于非往復式壓縮機，如離心式壓縮機、螺桿式壓縮機、渦旋式壓縮機等，需要較高的制造精度來保證密封，而且所能達到的最高排壓受到限制，即使是采用多級串聯(lián)的方式，最高排壓一般不超過4.2 MPa.而往復式壓縮機氣體排壓的覆蓋范圍廣，不論流量大小，排壓都能滿足要求，并且對制造精度的要求相對較低，生產(chǎn)成本低[3-4].相應的缺點也比較突出：易損件多，維修工作量大；排氣不均勻，氣流有脈動；運轉過程中振動噪聲高.鑒于特種船舶對高壓壓縮機的需求，多級往復式壓縮機以其獨特的性能特點得到應用，但相應的振動問題也比較突出[5].

桂偉兵等[6]通過對渦旋壓縮機展開試驗研究，得出機腳測點位置的不同特征頻率會存在差異，排氣口和底腳螺栓的位置振動相對較小.李小仨等[7]為了尋求一種最佳的隔振器，分別選取了3種型號的橡膠隔振器進行測試研究，發(fā)現(xiàn)振動能量主要集中在低頻段，加速度級都滿足要求，但烈度均超標.陳兵等[8]運用統(tǒng)計能量法對大型離心壓縮機管道系統(tǒng)進行仿真，并運用聲振測試對仿真方法的可靠性進行了驗證.壓縮機具體部件(如管路)可進行理論研究[9]，而壓縮機整機振動影響因素較多，很難用嚴格的理論進行分析，多數(shù)采用有限元的方法，但由于組合件的邊界條件難以把握，計算精度不甚理想.

本文針對某星型四級往復式壓縮機展開試驗，將壓縮機排氣背壓間隔5 MPa設定為一個工況，0～30 MPa分為7個工況，采集了不同工況下底座8個測點和機腳4個測點的振動加速度級，運用柱狀圖和低頻振動加速度頻譜圖，并結合一級氣缸體到底座的傳遞函數(shù)，分析了該型壓縮機變工況及低頻振動特性，對工程實踐提供了一定的技術參考.

1 壓縮機結構特點

該型空氣壓縮機設計為立式星型、水冷、四級壓縮、單作用活塞式結構，曲軸立式布置，各級氣缸以曲軸為中心、呈90°星型放射狀四周分布.主機通過曲軸箱支架安裝在底座上，曲柄連桿機構及氣缸分布見圖1.空氣壓縮機工作時，電機帶動曲軸、連桿驅動活塞做往復運動，各級氣缸依次完成吸氣—壓縮—排氣—膨脹4個工作過程.空氣經(jīng)進氣消音器過濾后，進入一級氣缸，壓縮氣體再經(jīng)冷卻器冷卻，進入油水分離器，后逐次進入下一級氣缸壓縮、冷卻、分離，完成四級壓縮后，由末級出口排出.

圖1 曲柄連桿機構及氣缸分布示意圖

為了平衡往復慣性力，將各級活塞組件質量設計成相等，根據(jù)氣缸的位置關系，對置的兩級氣缸活塞運動產(chǎn)生的一階往復慣性力大小相等、方向相同并通過曲軸軸心，因此，活塞產(chǎn)生的一階往復慣性力可通過平衡重完全消除，連桿產(chǎn)生的往復慣性力也可在一定程度上得到平衡.其次，對置的兩級氣缸活塞和連桿二階往復慣性力大小相等、方向相反，因此二階往復慣性力自身就能有效平衡，這也是該型壓縮機的重要特點[10].如果要完全平衡低階慣性力和力矩，可采用平衡軸的方法[11]，目前還沒有在該型機上得到應用.

2 底座振動測試與分析

底座采用一體化設計，整體為焊接結構，曲軸箱機腳安裝位置由4塊方形鋼支撐，底座四周通過肋板加強，結構十分牢固，具有較高的沖擊強度和剛性.考慮到機組的振動，適當增加相鄰兩機腳之間的安裝尺寸，提高了機組的穩(wěn)定性.底座的三維結構和振動加速度測點布置見圖2，4個腳通過4個隔振器與基礎相連.底座上一共布置8個測點，8，4，2分別位于一、二、三級氣缸的下方，由于四級氣缸下方布置有排污裝置，無法黏貼傳感器，6號傳感器只能布置在靠近5號測點的位置.由于垂向加速度對振動傳遞的影響較大，所以本文測試的振動加速度均為z向的加速度.

圖2 底座結構及振動測點布置圖

總振級L的計算公式為[12]

(1)

式中：ai為頻域加速度值，m/s2;a0=10-6為參考加速度，m/s2;b頻域加速度的帶寬.

根據(jù)相關測量標準的要求，一般會考核機腳總振級(10～8 000 Hz).通過加裝底座，將機腳的測點拓展到1,3,5,7號測點，能夠使振動得到一定程度的控制.1～8號測點的總振級見表1，將所有點的加速度振級減去129 dB，得到參考加速度級，這樣既不至于出現(xiàn)負值，同時又便于觀察分析，得到底座參考加速度級與壓縮機工況的關系見圖3，每種工況下1～8號測點參考加速度級從左到右依次排列.

表1 底座不同工況下各測點的總振級 dB

圖3 底座不同工況下各測點的加速度級

振動比較劇烈的幾個點為2，4，8號點，由于6號點不在橫梁的中心位置，所以總振級相對不高.1，3號測點的振動加速度級相當，5，7號測點差別較大，說明底座發(fā)生了扭振.從整個趨勢來看，工況10 MPa以前(包括10 MPa)振動是一個水平，10 MPa以后振動又是另外一個水平，隨著最終排氣壓力的升高，僅4號測點處的加速度級有明顯升高，7號測點略微升高，其他測點振動加速度級略微下降，推測可能是4號點處肋板強度不夠.總的來說，壓縮機工況變化引起底座四腳加速度級的變化均不超過1.8 dB，但不同測點之間的加速度差別最高可達12.7 dB.

3 機腳振動測試與分析

為了降低整機重心，油底殼完全沉降在底座內部，由曲軸箱引出機腳，機腳通過螺栓和底座上的方形鋼連接，振動測點的布置見圖4.機腳9～12號測點的總振級見表2，數(shù)據(jù)處理的方式和圖3一致，得到機腳各測點的振動加速度級見圖5，每種工況下9～12號測點參考加速度級從左到右依次排列.

圖4 機腳振動測點布置

測點0 MPa5 MPa10 MPa15 MPa20 MPa25 MPa30 MPa9131.6132.1132.5132.3132.5132.7132.810134.7134.7134.9134.2134.5134.8134.811133.3133.9134.5134.7135.1135.4135.412135.7136.3136.6135.7135.9135.8135.8

機腳4個測點的總振級同一工況下最大相差4.2 dB，壓縮機工況變化對機腳的影響大于底座的1.8 dB.12號測點的振動加速度級較高，但對應底座7號測點的總振級卻是最低的，說明壓縮機重心相對于底座的中心有所偏移.同樣在10 MPa前后總振級會發(fā)生變化，但沒有底座表現(xiàn)的那么明顯.圖6為30 MPa工況9號測點的1/3倍頻程，由圖6可知，振動能量主要集中在中高頻.

圖5 機腳不同工況下各測點的加速度級

圖6 9號測點的1/3倍頻程

4 低頻段振動加速度對比分析

電機轉速為1 480 r/min，相應的轉動頻率為24.67 Hz，工況改變過程中僅僅是調節(jié)排氣背壓，電機轉速保持不變，以排氣壓力30 MPa作為參考來進行對比分析.底座4個測點低頻段加速度頻譜見圖7，振動加速度級和對應測點順序從上到下依次對應.1號點和7號點在低于轉頻段出現(xiàn)明顯固有頻率的0.5倍頻，其他2個點表現(xiàn)不明顯.3倍頻以后開始出現(xiàn)多個共振峰，說明機體的固有模態(tài)被激勵.在10～8 000 Hz的頻段，5號測點的振動加速度級最高，而在10～200 Hz，3號測點的振動加速度級最高，說明低頻段總振級高不一定寬頻段總振級也高.

圖7 底座低頻段加速度頻譜圖

由于機腳和底座4腳對應測點的振動加速度頻譜規(guī)律比較相似，在此以1號和9號測點為例來進行對比分析，得到機腳和底座對應測點振動加速度頻譜見圖8.在低于轉頻段，機腳的加速度級是高于底座的，而在轉頻和大多數(shù)倍頻，機腳的加速度級是低于底座的，10～200 Hz總振級同樣是機腳低于底座.由于機腳和底座用螺栓連接，而不是隔振器，所以底座在衰減振動方面作用很小.所以說底座的附加更多的是增加整機的重量，降低機器重心，從而降低整機的固有頻率，并增加機器的穩(wěn)定性.

圖8 機腳和底座對應測點振動加速度頻譜圖

5 傳遞函數(shù)分析

在壓縮機停機狀態(tài)下，用力錘垂直向下敲擊一級氣缸體上部，得到力錘到1號測點的傳遞函數(shù)見圖9.圖10為 1號測點低頻振動加速度頻譜圖，由圖9～10可知，傳遞函數(shù)的共振峰值并沒有在1號測點得到明顯的體現(xiàn)，模態(tài)參與程度不高，但從130～180 Hz的頻段還是有一定體現(xiàn).壓縮減振主要還是需要圍繞曲柄連桿機構的激勵力特性和內部結構入手，氣缸體到底座的振動傳遞特性在壓縮機工況特定激勵作用下表現(xiàn)不是很明顯.

圖9 氣缸體到1號測點的傳遞函數(shù)

圖10 1號測點低頻振動加速度頻譜圖

6 結 論

1) 該星型壓縮機變工況作用下，工況10 MPa以前(包括10 MPa)振動是一個水平，10 MPa以后振動又是另外一個水平，并且壓縮機工況變化引起底座四腳總振級的變化均不超過1.8 dB.

2) 低頻段總振級高不一定寬頻段總振級也高，理論分析一般分析的都是低頻，但工業(yè)檢測的都是一個很寬的頻帶，這也是理論和實際的矛盾所在.

3) 底座的最大作用是提高穩(wěn)定性和增加整機質量，機腳和底座用螺栓連接，底座部分測點的總振級高于機腳，工業(yè)檢測都是直接測量底座四腳的振動加速度級，因而提出將曲軸箱和底座鑄為一體.

參考文獻

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