李耀祖　吳群　呂巖　譚龍龍　儀垂杰

摘要： ?針對(duì)某制氧廠兩端、四級(jí)、四次冷卻離心式空氣增壓壓縮機(jī)噪聲問題，本文對(duì)離心式壓縮機(jī)噪聲進(jìn)行了測試分析與治理研究。采用近場測量，配合聲壓、聲陣列成像及聲強(qiáng)測量方法，確定了壓縮機(jī)的噪聲聲壓級(jí)、聲強(qiáng)級(jí)大小、頻譜特性及其主要噪聲輻射部位。同時(shí)，根據(jù)設(shè)備噪聲以中高頻為主的特性，設(shè)計(jì)了帶有消聲器的復(fù)合隔聲罩，對(duì)設(shè)備噪聲進(jìn)行治理。聲壓測量結(jié)果可知，增壓壓縮機(jī)噪聲呈寬頻帶特性，連續(xù)等效A聲級(jí)最高達(dá)118.5 dB（A），峰值頻率為2.5 kHz。研究結(jié)果結(jié)果表明，該增壓機(jī)最大噪聲輻射位置為增壓壓縮機(jī)一級(jí)壓縮器蝸殼及排氣管道處，而聲強(qiáng)測量結(jié)果與聲陣列成像結(jié)果一致，聲強(qiáng)級(jí)最高為111.8 dB，聲強(qiáng)頻譜圖與聲壓頻譜圖具有一致性;加裝隔聲罩后，設(shè)備隔聲罩1 m處的總降噪量為29.5 dB（A），降噪后的設(shè)備噪聲符合國家標(biāo)準(zhǔn)。該研究為相關(guān)設(shè)備噪聲測量分析及治理提供了理論參考。

關(guān)鍵詞： ?壓縮機(jī)噪聲; 頻譜分析; 聲源定位; 聲強(qiáng)測量; 噪聲治理

中圖分類號(hào)： TH452; TB533 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼： A

基金項(xiàng)目： ?煉鐵、制氧噪聲控制技術(shù)研究（RH1900009051）

某制氧廠制備氧氣和氮?dú)獾葰怏w的基本工藝原理是利用液態(tài)空氣中各組分沸點(diǎn)的不同，通過蒸餾的方式將其分離成不同的組分。離心式空氣增壓壓縮機(jī)負(fù)責(zé)將凈化后的空氣進(jìn)一步加壓，以備進(jìn)入空分塔進(jìn)行下一步蒸餾[1]。由于氣體流量大、流速快，在經(jīng)過增壓壓縮機(jī)時(shí)會(huì)產(chǎn)生強(qiáng)烈噪聲[2]。關(guān)于離心式空壓機(jī)噪聲機(jī)理研究，尤其是氣動(dòng)噪聲研究，是噪聲分析和噪聲源識(shí)別的重要前提。20世紀(jì)50年代，M.J.Lighthill[3]率先提出“聲比擬”理論，使氣動(dòng)噪聲理論研究取得重大突破。20世紀(jì)60年代末，J.E.Ffowc Williams[4]基于廣義格林函數(shù)法，將N.Curle[5]的研究結(jié)果擴(kuò)展運(yùn)用到運(yùn)動(dòng)固體邊界對(duì)流體發(fā)生的影響，得到可用于壓縮機(jī)葉輪氣動(dòng)噪聲預(yù)測的FWH方程;盧傅安等人[6]采用SST湍流模型，模擬了離心壓縮機(jī)的整機(jī)三維非定常流場，得到機(jī)殼內(nèi)壁面基頻壓力脈動(dòng)主要分布在無葉擴(kuò)壓器靠近葉輪出口一側(cè);機(jī)殼主要基頻振動(dòng)噪聲源位于蝸殼靠近出口管道一側(cè)。對(duì)于離心式壓縮機(jī)噪聲的測量與噪聲源識(shí)別，Liu Z J等人[7]對(duì)離心壓縮機(jī)進(jìn)行了全面的噪聲測量與分析，利用頻譜分析法確定了排氣管為主要噪聲源;T.Raitor等人[8]通過實(shí)驗(yàn)分析，總結(jié)了離心壓縮機(jī)葉輪自身旋轉(zhuǎn)噪聲、葉頂隙噪聲和動(dòng)靜干涉噪聲的頻率特性;曹林等人[9]利用近場測量法，得到了離心壓縮機(jī)的噪聲特性，發(fā)現(xiàn)離心式壓縮機(jī)主要噪聲為基頻噪聲;閆玉玉等人[10]對(duì)石化領(lǐng)域壓縮機(jī)進(jìn)行了噪聲測量與分析，得出了最大噪聲為葉輪噪聲，其最大噪聲頻率為葉片的通過頻率及其高次諧頻;郝星宇[11]對(duì)壓縮機(jī)管道噪聲測量發(fā)現(xiàn)，壓縮機(jī)所產(chǎn)生的氣動(dòng)噪聲沿管道傳播，經(jīng)管壁向外福射且管道間形成混響，導(dǎo)致聲壓級(jí)升高;郭義杰等人[12]通過對(duì)采集到的壓縮機(jī)振動(dòng)信號(hào)和噪聲信號(hào)進(jìn)行頻譜分析，確定機(jī)組的主要噪聲源為葉片、排氣管道和冷卻器。對(duì)于壓縮機(jī)噪聲的治理，陳小飛等人[13]采用由型鋼龍骨+高效吸聲棉+穿孔吸聲板組成的平面式吸音隔聲板制作的隔聲罩，對(duì)設(shè)備進(jìn)行降噪;劉兆增等人[14]在原有隔聲罩的基礎(chǔ)上，采用添加阻抗復(fù)合型吸聲結(jié)構(gòu)的方式，提高了原有隔聲罩的隔音量;曹澤仁等人[15]采用帶有空氣夾層隔聲罩板的輕型裝卸式隔聲罩，對(duì)空壓機(jī)噪聲進(jìn)行治理，降噪量20 dB（A）以上;趙學(xué)儉[16]采用在離心壓縮機(jī)管線出口安裝孔板的方法，消減氣動(dòng)流脈，從而降低設(shè)備氣動(dòng)噪聲;陳兵等人[17]運(yùn)用統(tǒng)計(jì)能量分析法對(duì)壓縮機(jī)管道系統(tǒng)進(jìn)行計(jì)算機(jī)建模和仿真，仿真與測試結(jié)果基本吻合;劉蘭濤等人[18]對(duì)空氣過濾器至空壓機(jī)管道、空壓機(jī)至空冷塔的管道等噪聲管道進(jìn)行隔音包扎，對(duì)管道閥門安裝閥門盒，內(nèi)填充吸音材料，降低了廠房混響;張翼等人[19]在吸氣和排氣管路上增設(shè)了固定支架，避免管路振動(dòng)與氣流脈動(dòng)形成共振，在一定范圍內(nèi)盡可能避免機(jī)組間產(chǎn)生共振從而降低了設(shè)備噪聲?；诖?，本文在現(xiàn)場實(shí)測某增壓機(jī)噪聲的基礎(chǔ)上，通過頻譜分析、聲源定位分析及聲強(qiáng)分析的方法，確定了該增壓機(jī)的噪聲特性，并提出一種帶有消聲器的復(fù)合隔聲罩的治理方案，以達(dá)到噪聲治理的目的。該研究對(duì)噪聲分析、噪聲源識(shí)別及噪聲治理具有重要意義。

1增壓壓縮機(jī)噪聲測試與分析

1.1聲壓測試分析

增壓壓縮機(jī)所在廠房（長120 m，寬70 m，高8 m），溫度25 ℃，存在其它設(shè)備噪聲。根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)《風(fēng)機(jī)和羅茨鼓風(fēng)機(jī)噪聲測量方法》，在增壓機(jī)壓縮機(jī)及電機(jī)周圍共布置6個(gè)測點(diǎn)，增壓壓縮機(jī)噪聲測點(diǎn)布置圖如圖1所示。圖1中，測點(diǎn)距離被測量物面1 m，傳聲器朝向被測目標(biāo)方向，傳聲器與地面距離為1 m。測點(diǎn)1為一級(jí)壓縮器蝸殼處，測點(diǎn)2為一級(jí)壓縮器排氣口處，測點(diǎn)3為二級(jí)壓縮器蝸殼處，測點(diǎn)4為二級(jí)壓縮器進(jìn)氣口處，測點(diǎn)5為四級(jí)壓縮器蝸殼，測點(diǎn)6為電機(jī)。

采用Norsonic150聲振聲強(qiáng)測試分析儀，在以上各測點(diǎn)進(jìn)行測量，每個(gè)測點(diǎn)的噪聲信號(hào)采集時(shí)間不小于1 min，將得到的噪聲數(shù)據(jù)繪制在同一坐標(biāo)系內(nèi)，得到增壓壓縮機(jī)噪聲頻譜圖，增壓壓縮機(jī)各測點(diǎn)噪聲頻譜圖如圖2所示。

由圖2可以看出，增壓壓縮機(jī)噪聲呈寬頻帶特性，峰值頻率分別為2，2. 5和5 kHz，聲壓級(jí)最高117 dB（A），對(duì)應(yīng)頻率為25 kHz，較其他頻帶對(duì)應(yīng)聲壓級(jí)高10 dB以上，為增壓壓縮機(jī)主要噪聲頻帶。增壓機(jī)葉輪工作頻率為

式中，f為增壓壓縮機(jī)工作頻率;n為增壓機(jī)葉輪轉(zhuǎn)速;b為增壓機(jī)葉輪葉片數(shù)，當(dāng)i=1時(shí)為基頻，增壓機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速n=11 049 r/min，由此可知，工作葉輪基頻為1.25 kHz，噪聲在其基頻和倍頻上出現(xiàn)峰值。測點(diǎn)3對(duì)應(yīng)的二級(jí)壓縮器處連續(xù)等效聲壓級(jí)最高，達(dá)118.5 dB（A），測點(diǎn)5對(duì)應(yīng)的四級(jí)壓縮器處連續(xù)等效聲壓級(jí)最低，為107.6 dB（A）。

1.2聲陣列成像測試分析

根據(jù)由遠(yuǎn)及近、由總體到局部的測量原則，采用Norsonic848聲成像測試分析儀，首先對(duì)增壓機(jī)總體進(jìn)行聲陣列測量，增壓機(jī)東北角成像結(jié)果如圖3所示。由圖3可以看出，增壓機(jī)最大噪聲源位于一、二級(jí)壓縮器處。進(jìn)一步對(duì)壓縮器進(jìn)行測量，增壓機(jī)一、二級(jí)壓縮器成像結(jié)果如圖4所示。由圖4可以看出，對(duì)于壓縮器部分，最大噪聲輻射位置位于一級(jí)壓縮器排氣管道處，次要噪聲輻射位置位于二級(jí)壓縮器排氣口處。

根據(jù)聲壓測量結(jié)果可知，增壓壓縮機(jī)四級(jí)壓縮器及電機(jī)處的聲壓級(jí)較一、二級(jí)壓縮器處相差10 dB以上，為次要噪聲源，因此不作聲陣列成像測量分析。

1.3聲強(qiáng)測試分析

由聲陣列及聲壓測試結(jié)果可知，增壓壓縮機(jī)噪聲輻射最大位置為一、二級(jí)壓縮器及其連接管道處，但由于廠房內(nèi)混響大，聲壓測量存在一定誤差。聲強(qiáng)是指在垂直于傳播方向的單位面積上通過的平均聲能量流，具有矢量性[20]，所以對(duì)該噪聲最大處，采用Norsonic150聲振聲強(qiáng)測試分析儀進(jìn)行聲強(qiáng)掃描測量。

將需要測量的位置平面，采用網(wǎng)格劃分工具，劃分為60 cm×60 cm的正方形網(wǎng)格，在每個(gè)網(wǎng)格內(nèi)，采用聲強(qiáng)探頭進(jìn)行掃描測量，聲強(qiáng)探頭距被測物體表面50 cm，探頭與被測物間無遮擋物。

將得到的數(shù)據(jù)導(dǎo)入Origin中，繪制成聲強(qiáng)色譜圖，增壓壓縮機(jī)一、二級(jí)壓縮器聲強(qiáng)色譜圖如圖5所示。由圖5可以看出，該處主要噪聲輻射部件為一級(jí)壓縮器及其排氣管道，聲強(qiáng)測試結(jié)果與聲陣列測試結(jié)果具有一致性;同時(shí)，在二級(jí)壓縮器處存在峰值，其噪聲值低于一級(jí)壓縮器。

增壓壓縮機(jī)一、二級(jí)壓縮器聲強(qiáng)頻譜圖如圖6所示。由圖6可以看出，增壓壓縮機(jī)一、二級(jí)壓縮器噪聲聲強(qiáng)級(jí)為112.2 dB，聲強(qiáng)頻譜在2.5 kHz出現(xiàn)峰值，聲強(qiáng)級(jí)為113.8 dB，在3.15，8，20 kHz處，聲強(qiáng)級(jí)分別達(dá)90.6，93.7，96.7 dB，其余頻帶聲強(qiáng)級(jí)均小于峰值10 dB以上。

2增壓壓縮機(jī)噪聲治理

針對(duì)增壓機(jī)中高頻噪聲的特點(diǎn)，采用吸隔型復(fù)合隔聲罩的治理方案對(duì)其進(jìn)行治理。吸聲玻璃棉吸收中高頻噪聲，鋼板層阻隔低頻聲傳播，并加阻尼層防止共振。在隔聲罩進(jìn)氣和排氣通風(fēng)口處安裝消聲器，因增壓機(jī)主要噪聲集中在2.5 kHz附近，故選用阻抗復(fù)合式消聲器。

隔聲罩板如圖7所示。隔聲罩板總厚度為87 mm。由外到內(nèi)依次為2 mm厚鋼板，4 mm厚阻尼涂層（瀝清石棉阻尼材料），80 mm厚，密度為80 kg/m³，離心玻璃棉吸聲材料、玻璃絲布包裹吸聲材料，最內(nèi)層為厚1 mm、孔直徑4 mm、穿孔率40%的穿孔護(hù)面板。隔聲罩隔聲量為

消聲器如圖8所示，消聲器外徑為1 000 mm，內(nèi)徑為700 mm，總長度為1 500 mm，由外層到內(nèi)層依次為2 mm厚鍍鋅鋼板，300 mm厚離心玻璃棉，2 mm厚穿孔護(hù)面鍍鋅板，80 mm厚微穿孔十字型吸聲片。圖8中，阻抗復(fù)合式消聲器平均消聲量可達(dá)30.8 dB（A），在以2.5 kHz為中心頻率的頻帶上，消聲量達(dá)29 dB，可滿足設(shè)備降噪要求。

超細(xì)玻璃棉密度為80 kg/m³，穿孔護(hù)面板穿孔率為40%，孔徑Φ=6 mm;微穿孔十字型吸聲片的外表面為1 mm厚微穿孔板，其穿孔率為5%，孔徑Φ=1 mm，兩微穿孔板中間為80 mm空腔。消聲器的消聲量和消聲系數(shù)分別為

以上降噪措施為增壓壓縮機(jī)倍頻程中心頻率上的理論降噪量，增壓壓縮機(jī)倍頻程降噪量如表1所示。

由表1中數(shù)據(jù)可知，加裝隔聲罩和消聲器后，頻率在1～4 kHz之間的噪聲值將降低32.8 dB，高頻降噪效果顯著，平均隔聲量達(dá)31 dB（A），根據(jù)聲壓級(jí)求和公式，得

3結(jié)束語

針對(duì)某制氧廠噪聲超標(biāo)問題，本文主要對(duì)離心式壓縮機(jī)噪聲進(jìn)行了測試分析與治理研究。通過對(duì)該制氧廠增壓壓縮機(jī)噪聲進(jìn)行測量，綜合采用聲壓、聲強(qiáng)及聲陣列3種測量方法，得到并分析了設(shè)備噪聲主要頻率特性以及主要噪聲輻射部位。同時(shí)，針對(duì)該離心式壓縮機(jī)的噪聲特性，以降低設(shè)備噪聲為主要目的，設(shè)計(jì)了加裝帶有消聲器的復(fù)合隔聲罩的設(shè)備降噪方案。本論文包括噪聲測試、噪聲特性分析及噪聲治理，為相關(guān)設(shè)備噪聲測試及治理提供了參考。另外該課題存在較大提升空間，例如可增加對(duì)隔聲板材料參數(shù)的優(yōu)化及隔聲罩整體的仿真分析研究。

參考文獻(xiàn)：

[1]付常佳. 大型離心壓縮機(jī)組噪聲測試與分析[D]. 沈陽： 沈陽工業(yè)大學(xué)， 2009.

[2]劉文明. 離心壓縮機(jī)管道噪聲及振動(dòng)分析與解決方案[J]. 化工設(shè)計(jì)， 2013（5）： 3238.

[3]Lighthill M J. Sound generated aerodynamically[J]. Proceedings of Royal Society of London Series AMathematical and Physical Sciences， 1962， 267（1329）： 147182.

[4]Ffowc Williams J E， Hawkings D L. Sound generation by turbulence and surface in arbitrary motion[J]. Proceedings of the Royal Society of London Series AMathematical and Physical Sciences， 1962， 264（1151）： 321342.

[5]Curle N. The influence of solid boundaries on aerodynamics sound[J]. Proceedings of Royal Society of London Series AMathematical and Physical Sciences， 1955， 231（1187）： 505514.

[6]盧傅安， 王學(xué)軍， 周慧. 離心壓縮機(jī)機(jī)殼在基頻氣動(dòng)力激勵(lì)下的振動(dòng)噪聲研究[J]. 風(fēng)機(jī)技術(shù)， 2013（6）： 1523.

[7]Liu Z J， Kuzdzal M J， Atkins K E， et al. Diagnosis and solution of high noise and vibration issues after a propylene refrigeration compressor rerate[J]. ASME Turbomachinery： Noise and mnovative Noise Reduction， 2010， 7： 28032811.

[8]Raitor T， Neise W. Sound generation in centrifugal compressor[J]. Journal of Sound and Vibration， 2008， 314（35）： 738756.

[9]曹林， 祁明旭， 馬朝臣. 基于非定常流場的離心壓氣機(jī)氣動(dòng)噪聲分析[J]. 鐵道機(jī)車車輛， 2011， 31： 330334.

[10]閆玉玉， 郝點(diǎn)， 許超洋. 離心式壓縮機(jī)的噪聲分析[J]. 職業(yè)與健康， 2007， 23（9）： 737738.

[11]郝宇星. 離心壓縮機(jī)組噪聲產(chǎn)生機(jī)理及控制[D]. 上海： 華東理工大學(xué)， 2014.

[12]郭義杰， 李宏坤， 周帥. 離心式齒輪壓縮機(jī)噪聲源識(shí)別與控制[J]. 風(fēng)機(jī)技術(shù)， 2010（2）： 36， 15.

[13]陳小飛， 華忠志， 梁寧濤， 等. 某集氣站天然氣壓縮機(jī)噪聲治理[J]. 天然氣工業(yè)， 2011， 31（3）： 8991.

[14]劉兆增， 李蔚， 沈健， 等. 離心式壓縮機(jī)及管道噪聲測試與降噪方法[J]. 油氣儲(chǔ)運(yùn)， 2019， 38（11）： 12711276.

[15]曹澤仁， 楊群勇. 大型空壓機(jī)噪聲治理及效果評(píng)價(jià)[J]. 工業(yè)衛(wèi)生與職業(yè)病， 2004， 30（6）： 373374.

[16]趙學(xué)儉. 離心式壓縮機(jī)系統(tǒng)降低噪聲的幾點(diǎn)建議[J]. 中國設(shè)備工程， 2018（22）： 1415.

[17]陳兵， 岳恒昌， 尹忠俊， 等. 大型壓縮機(jī)管道系統(tǒng)聲振測試與仿真研究[J]. 噪聲與振動(dòng)控制， 2010， 30（1）： 122126.

[18]劉蘭濤. 冶金企業(yè)制氧工藝改進(jìn)及設(shè)備噪音治理[J]. 冶金管理， 2019， 371（9）： 57， 63.

[19]張翼， 周璟， 王克瓊， 等. 整體式壓縮機(jī)振動(dòng)及噪聲治理效果分析——以某氣田增壓站為例[J]. 天然氣技術(shù)與經(jīng)濟(jì)， 2014， 8（5）： 4343.

[20]王成龍， 尚昱君， 徐紅梅， 等. 基于聲強(qiáng)測試的聯(lián)合收獲機(jī)噪聲源識(shí)別與定位[J]. 江蘇大學(xué)學(xué)報(bào)： 自然科學(xué)版， 2020， 41（6）： 677684.

作者簡介： ?李耀祖（1994），男，碩士研究生，主要研究方向?yàn)樵肼暸c振動(dòng)控制。

通信作者： ?儀垂杰（1958），男，博士，教授，主要研究方向?yàn)樵肼暸c振動(dòng)控制。 Email： chuijieyi@vip.163.com

Noise Test Analysis and Control of Centrifugal Compressor

LI Yaozu¹， WU Qun²， L?Yan²， TAN Longlong¹， YI Chuijie¹

（1. College of Mechanical and Electrical Engineering， Qingdao University， Qingdao 266071， China;_². School of Mechanical & Automotive Engineering Qingdao University of Techology， Qingdao 266033， China）

Abstract： ?Aiming at the noise problem of centrifugal air booster compressor with two ends， four stages and four times cooling in an oxygen plant， the noise of centrifugal compressor is tested， analyzed and treated in this paper. By means of near field measurement， sound pressure， sound array imaging and sound intensity measurement， the noise sound pressure level， sound intensity level， spectrum characteristics and the main noise radiation positions of the compressor are determined. At the same time， according to the characteristics of the equipment noise mainly in the medium and high frequency， a compound sound insulation cover with muffler is designed to control the noise of the equipment. The sound pressure measurement results show that the noise of the pressurized compressor is of broadband characteristics， the maximum continuous equivalent A sound level is 1185 dB（A）， and the peak frequency is 25 kHz. The results of acoustic array measurement show that the maximum noise radiation location of the supercharger is the volute of the first compressor and the exhaust pipe of the supercharger compressor. The sound intensity measurement results are consistent with the sound array imaging results， the highest sound intensity level is 1118 dB， and the sound intensity spectrum is consistent with the sound pressure spectrum. After installing the sound insulation cover， the total noise reduction at 1m of the equipment′s sound insulation cover is 295 dB （A）， and the noise of the equipment after noise reduction meets the national standard. This study provides a theoretical reference for noise measurement， analysis and control of related equipment.

Key words： compressor noise; spectral analysis; sound source localization; sound intensity measurement; noise control