1、密級:壓縮機振動噪聲測試分析與降噪設計Test and analysis of compresso vibration and noise and design for noise reduction學院：機械工程學院專業(yè)班級：機械設計制造及其自動化學號：學生姓名：指導教師：2013年6月畢業(yè)設計（論文）指導教師審閱意見題目：壓縮機振動噪聲測試分析與降噪設計評語：（簽字）指導教師:畢業(yè)設計（論文）成績評定題目：壓縮機振動噪聲測試分析與降噪設計評語：（簽字）評閱教師:機械設計制造及其自動化 專業(yè)畢業(yè)設計（論文）第2答辯委員 會于2011年6月24日審閱了 機自XX班級XXX同學的畢業(yè)設計（論文）

2、，聽取了該生的報告，并進行了答辯。畢業(yè)設計（論文）題目：壓縮機振動噪聲測試分析與降噪設計畢業(yè)設計（論文）答辯委員會意見：經(jīng)答辯委員會無記名投票表決，通過 同學本科畢業(yè)設計（論文）答辯。根據(jù)學校相關規(guī)定，經(jīng)答辯委員會認定，該生的畢業(yè)設計（論文）成績?yōu)椤I(yè)畢業(yè)設計（論文）答辯委員會主任委員（簽字）隨著現(xiàn)代工業(yè)的發(fā)展，對于工業(yè)噪聲的控制越來越重要。目前全國各行各 業(yè)對螺桿壓縮機的需求越來越大，而螺桿壓縮機作為一種噪聲設備，對環(huán)境污染非常嚴重，其噪聲傳播距離遠，影響較大，嚴重危害了工人的工作環(huán)境和身 心健康。為適應環(huán)保要求和用戶需要，采取有效措施來控制螺桿壓縮機的噪聲 是十分必要的。從國內、外對螺桿

3、壓縮機噪聲與振動方面的研究來看 ，對噪聲源識別、噪 聲與振動分布、噪聲與振動特性、噪聲與振動控制方面的研究還不太系統(tǒng)，目前國內還沒有形成一套完整的研究思路和研發(fā)體系，螺桿壓縮機在噪聲與振動 測試方面研究還在進行中，噪聲與振動控制方面的研究尚缺乏完善的基礎理論 依據(jù)。本文以螺桿壓縮機為主要研究對象， 從振動源入手，分析螺桿壓縮機吸氣、 壓縮氣體、排氣的工作過程，針對噴油螺桿壓縮機的噪聲問題進行分析，包括 機械噪聲，空氣動力性噪聲，電磁噪聲等，測試并分析噪聲信號的頻譜特性。 并從吸聲，隔聲，消聲等治理方法進行詳細的研究，根據(jù)噪聲的信號特征確定 吸聲材料和吸聲結構。設計其主機結構從噪聲源減小噪聲的產(chǎn)

4、生，設計合適的 隔聲罩從噪聲的傳播途徑上來控制噪聲的傳播，設計消聲器，對進、排氣口進 行消聲處理。最后對設計方案進行效果預測與分析。本課題對于螺桿壓縮機的 振動噪聲治理有很好的借鑒意義。關鍵詞：螺桿壓縮機；噪聲控制；隔聲罩；消聲器IAbstractWith the developme nt of in dustry. It is more and more importa nt to con trol the no ise of in dustrial. At prese nt, all walks of life across the country on the screw compres

5、sors grow ing dema nd. As an equipme nt gen erat ing no ise, the screw compressor have a serious polluti on to the environment. The no ise propagati on far, great impact, it have serious harm to the work ing en vir onment and physical or health of the worker. I n order to meet the en vir onmen tal r

6、equireme nts and user n eeds, it is esse ntial to take effective measures to con trol no ise of the screw compressorFrom the certa in perspective to the researchof the no ise and vibrati on about screw compressor in domestic and foreign , noise and vibration control is not systematic at identificati

7、on of noise sources, the distribution of noise and vibration, the characteristics of no ise and vibrati on, at prese nt, the country has not formed a complete set of research ideas and research system. Noise and vibrati on research of screw compressor is still in progress. Research on no ise and vib

8、rati on con trol is still a lack of perfect theory basis.Screw compressor as the mai n research target, this paper mai nly studies on fault diag no sis, an alysis the worki ng process of screw compressorsaspirate compressed gases, and exhaust gases. Accordi ng to the an alysis of the problems of no

9、ise from oil-injected screw compressor. Including mechanical noise, aerodynamic noise, electromagnetic noise. Test and analyze the spectral characteristics of noise, and systematic study on sound absorptio n, sound in sulati on, no ise elim in ati on and other con trol methods. Accord ing to the cha

10、racteristics of sig nal no ise to determ ine the sound absorpti on material and structure. The desig n of structure of the host to reduce no ise from no ise source. Desig n appropriate sound in sulati on cover to con trol no ise from the tran smissi on of no ise propagati on. Desig n of muffler to r

11、educti on no ise at the process of in take and exhaust ports. Fin ally, forecasti ng and an alyz ing effect of the design scheme. This topic have a well referenee for the screw compressor vibrati on and no ise con trol.Keywords: screw compressor; noise control; acoustic cover; muffler摘 要IAbstractII.

12、目 錄III.第一章緒論1.1.1課題研究背景1.1.2噪聲治理目的、意義 1.1.3國內外研究現(xiàn)狀及趨勢 2.1.4課題研究內容.3.第二章螺桿壓縮機的噪聲分析3.2.1螺桿壓縮機的工作原理4.2.2噪聲來源5.2.2.1機械噪聲5.2.2.2空氣動力性噪聲5.2.2.3電磁噪聲7.第三章噴油螺桿壓縮機的主體結構設計 93.1主機結構設計 9.3.2主要零部件設計和選型9.第四章 螺桿壓縮機減振降噪分析與設計 134.1減振降噪方法概述 134.2吸聲控制134.2.1吸聲材料1.44.2.2吸聲結構1.64.3隔聲控制及隔聲罩的設計 204.3.1隔聲性能評價204.3.2隔聲結構和特性研

13、究214.3.3設計隔聲罩的要點244.4消聲控制及消聲器的設計 254.4.1聲學性能的評價量 25iv442消聲器的種類26443消聲器設計中的幾個問題 274.4.4消聲器設計的四個原則 28第五章螺桿壓縮機振動噪聲控制系統(tǒng)的效果分析 305.1測點布置及測量數(shù)據(jù)305.2噪聲控制315.3結構理論插入損失325.4噪聲控制效果33第六章結論35參考文獻36致謝37#河北工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計第一章緒論1.1課題研究背景目前，噪聲已被視為嚴重污染之一。隨著現(xiàn)代工業(yè)的發(fā)展，對于工業(yè)噪聲 的控制越來越重要。工業(yè)噪聲一般是指在工業(yè)生產(chǎn)過程中，由于機械設備運轉 而發(fā)出的聲響。螺桿壓縮機作為一種強

14、噪聲設備，對環(huán)境污染嚴重，其整個機組噪聲值高 達90-110 dB( A ),涉及面廣，傳播距離遠，影響較大，嚴重危害工人的工作環(huán) 境和身心健康。近幾年，有關廠家在努力提高壓縮機整機性能的同時，開始關 注螺桿壓縮機的噪聲治理，并針對螺桿壓縮機的頻譜特性進行了振動噪聲控制 和研究，收到了較好的降噪效果。本文正是基于此原因對其降噪設計進行系統(tǒng) 描述，對振動噪聲進行積極的和被動的控制方法，達到明顯的噪聲治理。1.2噪聲治理目的、意義噪聲是指影響人們正常工作、學習和休息，危害人們身心健康而需要控制 的聲音。工礦企業(yè)的噪聲源，按其噪聲的機理來論可以大致分為各種機械結構 表面振動而產(chǎn)生的機械噪聲、出氣體和

15、液體振動而產(chǎn)生的流體噪聲以及燃燒噪 聲。噪聲的危害是多方面的。短期噪聲可以使人暫時性聽力損傷，但是長期在 強噪聲環(huán)境下工作，不斷地受到強噪聲刺激，這種聽力損傷就不能恢復了，即 成為噪聲性耳聾了。一般說來，經(jīng)常在 85分貝(A)以上的噪聲環(huán)境下工作，就 有可能發(fā)生噪聲性耳聾(當然和個人體質有關)。噪聲對人的中樞神經(jīng)系統(tǒng)、消化系統(tǒng)、心血管系統(tǒng)也有一定的影響，長期 在強噪聲廠工作，抵抗力減弱，容易誘發(fā)其它疾病，導致某些疾病的發(fā)病率增 加。當然，吵鬧的噪聲也影響人們的正常工作、學習和休息。在噪聲刺激下， 人們的注意力不容易集中，工作起來容易出差錯，不僅影響了工作速度，也降 低了工作質量。在這些情況下，

16、由于分散了注意力，往往引起工傷事故。為了營造一個和諧的社會空間，改善人們的工作生活環(huán)境，保證人們的身 心健康，在越來越重視環(huán)保的世界潮流下，降噪會有深遠的研究價值。對螺桿壓縮機的噪聲治理是從機械本身的結構和正常的運行狀態(tài)進行分 析，在此基礎上加以被動的噪聲治理，通過噪聲治理能夠提高機械本身的使用 壽命；運動更加平穩(wěn)；改善工作環(huán)境，課題研究的意義深遠。1.3國內外研究現(xiàn)狀及趨勢與節(jié)能、再制造、混合動力和不斷更新的排放標準相比，減振降噪似乎算 不上行業(yè)熱衷的詞匯。在我國工程機械領域，關于振動與噪聲問題的研究歷程 與進展也不像其它熱門技術一樣備受矚目。然而，減振降噪研究的技術含量和 重要程度并不亞于

17、其它任何一項研究。未來，隨著我國工程機械國際化步伐的 加快以及行業(yè)新標準的陸續(xù)出臺，減振降噪研究必將得到越來越多的重視。我國噪聲控制研究已建立了一支頗有水平的科研隊伍，噪聲控制工程已經(jīng) 成為環(huán)保產(chǎn)業(yè)的一個重要組成部分。然而隨著國民經(jīng)濟的飛速發(fā)展，噪聲污染 依然嚴重，仍占各種環(huán)境污染投訴的首位。隨著社會的不斷發(fā)展與進步，環(huán)境 噪聲控制如何發(fā)展已成為大家普遍關注的可持續(xù)發(fā)展的戰(zhàn)略性課題。歐美一些國家對噪聲控制研究比較早，它們利用可靠性和精確性都比較高 的儀器設備對噪聲進行監(jiān)測，并且對問題進行綜合性控制治理，并把其技術成 果不斷更新發(fā)展，應用到了很多領域，取得了良好的效果。同時，很多國家還 專門成立

18、了許多噪聲控制研究性組織，例如德國、丹麥、美國、英國等等。這 些國家采用企業(yè)與科研單位相互結合的策略，優(yōu)勢互補，取長補短，開展噪聲 問題的宣傳、技術培訓和技術開發(fā)，并取得了很大的成就。更難能可貴的是， 許多國家利用自己的專長和特色開發(fā)了很多性能優(yōu)良的噪聲監(jiān)測儀器，如丹麥 B&K公司的聲學和振動檢測和監(jiān)測技術，具有很豐富的經(jīng)驗。在亞洲，日本、 韓國等國家對噪聲問題也越來越關注，相應的技術開發(fā)也發(fā)展很快，同時也組 建了一定規(guī)模的研究團隊，成績也相當明顯。作為環(huán)保大方向下的轉型路徑之一，減振降噪研究具有非常廣闊的發(fā)展空 間，其理想狀態(tài)是在擁有一套獨立研發(fā)體系的同時，深入到配套件和整機設計 的各個環(huán)節(jié)

19、中去，運用發(fā)散思維，引入多學科研究方法，綜合各種手段完成研 發(fā)、應用與實踐。面對新標準的出臺，懷有建立大型跨國集團宏愿的工程機械 企業(yè)，也應抓緊拿起減振降噪研究這支重要的畫筆，及早勾勒出向國際先進技 術邁進的藍圖。1.4課題研究內容掌握螺桿制冷壓縮機振動噪聲測試分析與降噪設計，用頻譜儀，噪聲計等 進行測試并分析噪聲來源。設計消聲器與隔聲罩，達到降噪目的。首先，了解噪聲的危害，論述螺桿壓縮機噪聲治理的實際意義，以及國內 外螺桿壓縮機的發(fā)展情況。然后，對螺桿壓縮機的工作原理及振動噪聲問題進 行詳細的分析，闡述螺桿壓縮機的主要噪聲源，并提出控制振動噪聲的具體方 法，分別對噪聲控制隔聲、吸聲和消聲原理

20、進行了必要的研究。最后有針對性 的進行研究與設計，通過設計降噪裝置，實現(xiàn)對噪聲問題的有效控制，并將理 論與實際相結合，達到降噪的目的。40第二章 螺桿壓縮機的噪聲分析2.1螺桿壓縮機的工作原理隨著社會的進步和發(fā)展，對壓縮空氣的需求的地方越來越多。尤其是螺桿 壓縮機以其獨特的優(yōu)點使其在使用中所占比例越來越大。就氣體壓力提高的原 理而言，螺桿壓縮機與活塞型壓縮機相同，都屬于容積式壓縮機。就主要部件 的活動形式而言，又與透平壓縮機相似。所以螺桿壓縮機同時兼有上述兩種壓 縮機的特點。螺桿壓縮機的主要部件是一對陰陽轉子，兩個轉子具有不同齒數(shù)的螺旋齒 相互嚙合，嚙合點和密封線隨著轉子的旋轉而移動。旋轉時使

21、處于轉子齒槽之 間的氣體不斷產(chǎn)生周期性的容積變化，并且沿著轉子軸線由吸入側輸送至壓出 側,實現(xiàn)吸入、壓縮和排氣的全部過程，具體的工作原：吸氣過程、壓縮過程和 排氣過程如圖2-1所示：圖2.1a）吸氣過程b）壓縮過程c）排氣過程a）吸氣過程：氣體經(jīng)壓縮機外殼一端的進氣孔口分別進入陰、陽螺桿齒間 容積，隨著轉子的旋轉這兩個齒間容積都不斷擴大。當這兩個容積達到最大值 時，齒間容積和吸氣孔口斷開，吸氣過程結束。注意，此時陰、陽轉子的齒間 容積彼此并未連通。b）壓縮過程：轉子繼續(xù)旋轉，在陰陽螺桿齒間容積連通之前，陽轉子齒 間容積中的氣體受陰螺桿齒的侵入先進行壓縮，經(jīng)某一轉角后，陰、陽螺桿齒 間容積連通，

22、之后將此連通的陰陽螺桿齒間容積稱為齒間容積對，因齒的相互 擠入其容積逐漸減小，進行氣體壓縮過程，直到該齒容積對與外殼上另一端的 排氣口相連通時為止。C)排氣過程：在齒間容積對與排氣孔口連通后，排氣過程即開始。由于轉 子回轉容積的不斷縮小，將壓縮后具有一定壓力的氣體送至排氣管，此過程一 直延續(xù)到該容積對達到最小為止。隨著轉子的繼續(xù)旋轉，上述過程重復進行。2.2噪聲來源螺桿壓縮機的噪聲來源有很多，成分較為復雜，且通常為振動噪聲同時存 在，所以需要將聲源分類進行討論和研究。2.2.1機械噪聲機械噪聲主要是由摩擦和機構間力的傳遞不均勻產(chǎn)生的。主要有轉子及其 裝配件的不平衡、轉子嚙合、轉子轉速波動引起的

23、沖擊噪聲；電動機軸和軸承 之間的相互作用形成電動機的機械噪聲；軸承的振動與噪聲。機體外部包括機 殼、支承結構和底座的振動與噪聲；油分離器、增發(fā)器、冷卻系統(tǒng)的振動噪聲。(1) 轉子不平衡：一般為低頻噪聲，但對噪聲的直接影響不大。它是由轉子 和軸的不同心或動平衡不好造成的。(2) 機件的共振影響：電動機內電磁力激起的振動，通過轉子和定子分別傳 遞到電機的各部分，從而引起共振，增大噪聲。振動還以固體聲的形式由底座 傳出。電刷：換向器或滑環(huán)的表面粗糙度和形位精度不良或電刷伸出較長，電 刷與刷扼間配合不好，彈簧壓力過小或過大，刷扼剛度不夠等均能引起電刷裝 置的振動，從而產(chǎn)生噪聲。(4)軸承：由于軸承本身

24、精度較差從而產(chǎn)生的振動噪聲。2.2.2空氣動力性噪聲空壓機的空氣動力性噪聲是由于工作過程中工作容積與進、排氣口周期性 地相通、切斷而產(chǎn)生的。主要包括：進、排氣口噪聲和管道中氣體流動產(chǎn)生的 噪聲。空氣動力性噪聲是一種寬頻帶連續(xù)譜，由于陰、陽轉子的齒槽周期性的 分別與吸、排氣腔相聯(lián)，在聯(lián)通之際使吸、排氣腔的壓力產(chǎn)生脈動，并形成周 期性的吸排氣噪聲，其噪聲頻率的基頻及各階諧波由下式計算：f 7王(2-1)60式中，n為主動轉子的轉速；z為主動轉子的齒數(shù)；i為諧波次數(shù)。i=1, 2, 3。i=1時即為噪聲的基頻。對于吸、排氣而言，具有相同的頻率，但由于在壓縮結束齒槽與排氣腔相通時 刻，和排氣結束齒槽展

25、開與吸氣腔聯(lián)通時刻，并不在同一瞬間，它們存在一定 相位差。如圖2.2所示，其吸排氣噪聲疊加后的情況。圖2.3是一臺二級螺桿壓圖2.3基頻為500Hz與800Hz的二級螺桿壓縮機噪聲頻譜縮機的噪聲頻譜圖，其基頻分別為 500Hz與800Hz,由圖可以看出，此基頻附 近有明顯的峰值。進氣孔口的噪聲在吸氣過程中，一對相嚙合的陰、陽轉子齒間容積在吸氣瞬間處于半真空 狀態(tài)，吸入的氣體若為大氣壓，則在吸氣時齒間容積的壓力與吸氣壓力存在一 個壓力差，這個進氣壓力差就產(chǎn)了進氣孔口的吸氣噪聲。排氣孔口的噪聲在螺桿壓縮機中，由于排氣孔口處的內壓、外壓不同引起了基元容積在與 排氣孔口連通瞬時，發(fā)生氣體的定容積膨脹或

26、壓縮，而使流動損失加大，從而 引起附加能量損失，這些附加能量損失有一部分轉變成聲能，隨著排氣孔口周 期性地相通和切斷，產(chǎn)生了強烈的周期性排氣噪聲。(3)管道噪聲和在自由聲場中傳播的聲波相比，在管道中傳播的聲波的主要特點是聲波 被約束在管道內部，傳播過程中沒有擴散，因此它可以傳播很遠的距離。壓縮 機的噪聲會沿進氣和排氣管道傳播出來。這些管道系統(tǒng)，一般是由直管、彎頭、三通等元件組成。當氣流噪聲通過這些管道元件時，存在一定的自然衰減，有 的聲能發(fā)射回聲源處。但隨著氣流速度增加，各元件的自然衰減速度反而會減 小，并且氣流的再生噪聲增加。2.2.3電磁噪聲電磁噪聲是電動機特有的噪聲，它實際上也屬于機械性

27、噪聲，是由定、轉 子間氣隙中的諧波磁場產(chǎn) 生的電磁力波引起的。該力波旋轉在氣隙場中，對空 間固定點來說，力波所呈現(xiàn)的力的幅 值隨時間變化是脈動的，切向分量形成轉 矩，有助于轉子的轉動，它的交變切 向分量和交變徑向分量，引起定子與轉子 的振動，從而輻射出 電磁噪聲，一般頻率范圍在1004000Hz。其中氣隙磁場 產(chǎn)生的徑向力波的交變分量，引起定子徑向振動，是主要的電磁噪聲輻射源。 據(jù)研究表明，雖然這種電磁力是 直接作用在齒和磁極上，但磁噪聲主要根源 不是在齒和磁極的振動，而是來源于定子磁 軛的振動。后者比齒和磁極的振動 幅值大數(shù)十倍。電磁噪聲主要由內置電動機產(chǎn)生，電動機在運轉時，基波 磁通和高次

28、諧波 磁通沿徑向進入氣隙，在定子和轉子上 產(chǎn)生徑向力，由此而引起徑向的 振動和噪聲。此外，產(chǎn)生的切向力矩和軸向力 也引起切向和軸向的振動噪聲。電機切 向振動產(chǎn)生的噪聲頻率?1為2fifi =mfo0+2人,其中 口 =2,4,6,(偶數(shù))(2-2)式中，fo為轉子的基頻；fl為電網(wǎng)頻率。電機徑向振動引起的噪聲頻率f為知其中出=1,2,3”(2-3)式中，乙為轉子槽數(shù)；P為磁極對數(shù)；s為轉差率。結合供電電網(wǎng)頻率計算 知,驅動電機產(chǎn)生的電磁噪聲 基頻為49. 5Hz和100Hz。第三章 噴油螺桿壓縮機的主體結構設計3.1主機結構設計本課題以噴油螺桿空壓機為研究對象，對其主機結構設計并進行降噪處理。

29、 噴油螺桿空氣壓縮機的機體 不設冷卻水套，轉子為整體結構，內部不需冷卻， 壓縮氣體所產(chǎn)生的徑向力 和軸向力都由滾動軸承來 承受。排氣端的轉子工作段 與軸承之間有一個簡單的 軸圭寸。通過在機殼或軸上 開出凹槽，并向里邊供入一 定壓力的密封油，即可很好的起到密封作用。另外，在噴油螺桿空氣壓縮機中 沒有同步齒輪，通常也不設容積流量調節(jié)滑閥和內容積比調節(jié)滑閥。由于空氣的化學性質比較穩(wěn)定，所以對噴油螺桿空氣壓縮機中，零部件材料的化學性質 要求并不嚴格。這種小型的壓縮機由帶驅動，壓縮機中的軸向力由位于排氣端的一對背靠背安裝的單列角接觸球軸承承受，而徑向力則由轉子兩端的圓柱滾子軸承承受?？紤]到驅動帶產(chǎn)生的附

30、加徑向力，在陽轉子的吸氣端裝了兩個圓 柱滾子軸承。機體中的吸氣端蓋和氣缸做為一體， 排氣管設在排氣 端蓋的側面， 便于機組的管道連接。本課題以LG -6/7型噴油螺桿空氣壓縮機參數(shù)進行設計，其排氣壓力為 0.7MP,排氣量為6.0 m /min，軸功率為36.0KW，電機功率為37KW。轉速 為4300r/min，重量1050kg，外形尺寸1300*1100*1660。為皮帶傳動，i = n1 /n2 = dd2/dd1(3-1)電動機選擇丫200L2-2丫，37KW，轉速為2950r/min3.2主要零部件設計和選型(1)機體是螺桿壓縮機的主要部件。它由中間部分的汽缸及兩端的端蓋組 成。因為

31、LG-6/7型噴油螺桿空氣壓縮機轉子 直徑較小，為了制造方便，故將 排氣側端蓋或吸氣側端蓋與氣缸鑄成一體，制成帶端蓋的整體結構，轉子順軸 向裝入氣缸。螺桿壓縮機中氣體的流動大致成對角線方向。但是在外形上吸、排氣通道 卻不一定按對角線方向布置，它可按機組尺寸和附屬設置進行配置。只要通過適當安排轉子的螺旋旋向和機體上的 吸排氣孔口，幾乎可以在任何位置安排吸、排氣通道。對吸、排氣通道的要求是 平滑過渡和流速低，以減少流動損失。氣 體在吸、排氣通道的流速范圍通常為 28-35m/s。設計其壓縮機采用頂部吸氣， 側面排氣的方案。噴油螺桿壓縮機的機體多采用如圖 3.1所示的單層壁結構。在這種結構中， 轉子

32、包含在機體中，機體的外側即為大氣。為給進氣和排氣留下氣體流動的空 間，機體需向外作必要的延伸。在螺桿空氣壓縮機中，這樣的結構強度已足夠, 因而不需要進一步的加強措施。圖3.1單層壁結構機體圖3.2雙單層壁結構機體噴油螺桿壓縮機的機體有時也采用如圖 3.2所示的雙層壁結構。在該結構 中，外壁為 承受全部壓力的密閉殼，由于它是圓柱形的，因而并不會因壓力而 產(chǎn)生變形，也就不需要特別的加強措施。另外，外壁還承受著聯(lián)接法蘭的負荷， 使之不會傳遞到 內部轉子的氣缸體上。雙層壁結構還有一個優(yōu)點，就是第二層 壁同時又是一個 隔音板，它能使傳播到機器外的噪聲有所降低。(2)轉子是螺桿壓縮機的主要部件，在噴油螺桿

33、壓縮機中，由于排氣溫度較 低，轉子熱脹較小，一般認為 不設置密封齒。另外，當螺桿壓縮機轉子線型的 齒頂圓附近截面 足夠小時，線型本身就可以起到齒頂密封齒的作用。螺桿壓縮機轉子 的毛坯常為鍛件，一般多采用中碳鋼，有特殊要求時也有 用40Cr等合金鋼或鋁合金。目前，不少轉子采用球墨鑄鐵，既便于加工，又降 低了成本。轉子精加工后，應進行動平衡校驗。校驗時，允許在吸入端面較厚 的部分取重。允許的不平衡力矩，因機器的尺寸和轉數(shù)不同，通常是 (0.05-1.0)N m。尺寸小、轉速高的機器應取偏低值。軸承。在螺桿壓縮機的轉子上，作用有軸向力和徑向力。徑向力 是由 于轉子兩側所受壓力不同而產(chǎn)生的，其大小與轉

34、子直徑、長徑比、內壓比 及運 行工況有關。由于 轉子一端是吸氣壓力，另一端是排氣壓力，再加上內壓縮過程的影響，以及一個轉子驅動另一轉子等因素，便產(chǎn)生了軸向力。軸向力 的大 小是轉子直徑、內壓 比及運行工況的函數(shù)。另外，由于內壓縮的存在，排氣端 的徑向力要比吸 氣端大。由于轉子的形狀及壓力作用面積不同，兩轉子 所受的 徑向力大小也 不一樣，實際上陰轉子的徑向力較大。因此承受徑向力的軸承負荷由大到小依次是：陰轉子排氣端軸承、陽轉子排氣端軸承、陰轉子吸氣端軸承和陽轉子吸氣 端軸承。同樣，兩轉子所受軸向力大小也不同，陽轉子 受力較 大。軸向力之間的差別比徑向力的差別大得多，陽轉子所受軸向力大約是陰轉子

35、的四倍。在噴油螺桿空氣壓縮機中，由于軸向力以及徑向力都不大，故都采用 滾動 軸承。承受軸向力的軸承總是放在排氣端，以獲得最小的排氣端面 間隙。通常， 用分別安裝在轉子兩端的圓柱滾子軸承承受轉子的徑向載荷，用安裝在排氣端 的一個角接觸球軸承承受軸向載荷，并對轉子進行雙向定位。(4) 噴油螺桿壓縮機中有兩種不同的軸封：與壓縮腔緊鄰的轉子 軸段的軸 封，特別是在排氣端，這種軸封更為重要；伸出壓縮機端蓋外的軸段 也必須有 軸封，以與大氣隔開。出于壓縮介質和運行工況的不同，噴油螺桿空氣 壓縮機 的軸封與螺桿制冷和工藝壓縮機的軸封有很大的不同。這類壓縮 機都采用滾動軸承，為了防止壓縮腔的氣體通過轉子軸向外

36、泄漏，必須在排氣端的轉子工作段與軸承之間加一個軸封。噴油螺桿空氣壓縮機 轉子的外伸軸通常都設計在吸氣側，只有在利用吸氣節(jié)流的方式調節(jié)壓縮機的氣量時，外伸軸上的軸封兩側才可能會有一個大氣壓力的壓差。(5) 軸。最小直徑計算(3-2)d= c3 p/ nc取115, p = 36KW，n為4300, d總3.35,所以軸直徑選標準為 25mm。(6) 在噴油螺桿 壓縮機中，常向工作腔內噴入具有一定壓力的 潤滑油，噴入 的油與壓縮氣體直接 接觸，吸收氣體的壓縮熱。另外，在少量的螺桿壓縮機中， 也有向工作腔噴水、噴制冷劑或噴其它液體的，其作用與噴油類似。油的噴入使螺桿壓縮機的特性發(fā)生了很大變化，提高了

37、能適應的壓力和壓比，簡化了結構 設計，并使排氣溫度得到了有效控制，還降低了噪聲。噴油給 螺桿壓縮機開創(chuàng)了新局面，擴大了應用領域，改善了性能。特別是在 移動式空 氣壓縮機及制冷 裝置中，噴油螺桿壓縮機獲得了廣泛的應用。雖然噴油 螺桿壓 縮機和干式螺桿 壓縮機的工作原理完全相同，但常常被看成是兩種不向 類型的 壓縮機。噴入壓縮機內的 油主要有冷卻、密封、潤滑和降噪四個功能。（7）采用帶傳動方式，對于旋轉的機械設備，采用不同的傳動裝置，產(chǎn)生的噪聲的大小是不一樣的。從控制噪聲角度考慮，應盡量選用噪聲小的傳動方式。 實測表明，一般正齒輪傳動裝置，噪聲較大，達到90分貝（A）。而改用斜齒輪或螺旋齒輪，嚙合

38、時重合系數(shù)大，可降低噪聲 3-10分貝（A），若改用皮帶傳 動代替正齒輪傳動，可降低噪音 16分貝（A ）。皮帶傳動能防止振動傳動到其 它構件上去，起到減振阻尼的作用，因此利于降低噪聲。第四章 螺桿壓縮機減振降噪分析與設計4.1減振降噪方法概述首先來看振動，作為一種常見現(xiàn)象，工程機械中的振動不僅容易 破壞工程 機械結構的強度，引起結構噪聲，還會惡化操作人員的工作環(huán)境，使人易疲勞、 注意力減弱，容易出現(xiàn)誤動作，引起技術事故。 因此對工程機械進行 振動分析， 找出工程機械中振動的來源并提出相應的整改措施顯得尤為 重要。針對工程機械基本的振動源和傳遞途徑，目前不少行之有效的減小 和控制 振動的方法已

39、被掌握，大致可歸為三大類：減小擾動一一減小或 消除振動源的 激勵，如改善內部平衡，改進和提高制造質量，對具有較大輻射表面 的薄壁結 構采取必要的阻尼措施等；防止共振防止或減小設備、結構對振動的響應， 如改變振動系統(tǒng)的固有頻率，改變振動系統(tǒng)的擾動頻率，裝設輔助性 的質量彈 簧系統(tǒng)，增加阻尼 以增加能量逸散，降低共振振幅等；采取隔振措施 一一減小 或隔離振動的傳遞，涉及到對結構振動傳遞特性的分析和改進，使之對 振動噪 聲具有明顯的衰減作用，如采用質量阻尼減振器、共振腔 消聲器等。振動研究與減振方法的開拓為噪聲研究提供了 一些思路，在噪聲的控制和 治理方面，就與振動的控制 和治理有相似之處。一般來說

40、，聲學系統(tǒng)是由聲源、 傳聲途徑和接受者這3個基本環(huán)節(jié)組成的。因此降噪研 究可以從3個方面入手： 在聲源處抑制 噪聲，根據(jù)噪聲發(fā)生機理，采取措施消除或者減少它的產(chǎn)生條件， 降低聲源輻射的聲能;在傳聲途徑中控制噪聲，由于條 件限制，從聲源上降低 噪聲仍無法達到要求時，可以通過全部或部分隔絕噪聲源的辦法，達到降噪的 目的；在不可能采 取以上兩種措施，或采 取以上措施后，仍不能達到允許的噪 聲限值時，應考慮對噪聲接受者采取保護措施。由于在工程機械的噪聲控制中，很難對噪聲接受者即工程機械駕駛員采取 措施，因此只能從聲源和 傳聲途徑上加以控制。經(jīng)過探索實踐，許多工程機械 噪 聲控制技術已被研發(fā)出來，總體

41、可歸結如表4-1中所示。4.2吸聲控制任何有限空間內，噪聲都是 由直達聲和反射聲兩部分 組成的，這是吸聲 法 的科學基礎之一。如果在 噪聲源周圍的有限空間內布置一些吸收 聲能的裝置，就可降低聲源周圍壁面反射 回來的聲能，達到降噪目的。采 用吸聲手段改善噪 聲環(huán)境時，通常有兩 種處理方法：一是米用吸聲材 料，二是米用吸聲結構。表4-1噪聲控制技術措施簡介聲學技術措施原理和用途吸聲禾用吸聲原理，降低反射聲。在混響較強的廠房適用隔聲禾用隔聲原理，在聲源與接收點之間設置隔聲結構消聲器利用阻性、抗性或阻抗復合的消聲原理，將沿通道傳播的噪聲 減弱，適用于降低空氣動力性噪聲隔振米用彈簧連接，隔絕或降低固體聲

42、的傳遞，在設備基礎及管道 隔振中適用阻尼利用內摩擦，內損耗大的涂料涂貼在振動噪聲較大的薄板上， 減少其輻射噪聲421吸聲材料吸聲材料是指材 料的平均吸聲系 數(shù)在125Hz、250Hz、500H、1KHz、2KHz、 4KHz這6個中心頻率倍頻帶吸聲系數(shù)的算術平均 值大于0.2的材料。目前， 主要應用的是多孔吸聲材料，包括玻璃棉、棉麻植物纖維、泡 沫鋁以及陶土吸 聲磚等。多孔吸聲材 料主要吸收中高頻噪聲，對低頻聲的吸聲性能一般較差。 多孔材料的吸聲性能與材料的厚度、容重、背后空氣層的厚度以及入射聲波的 頻率有關。多孔材料的吸聲系 數(shù)一般都隨著頻率的增大而增大，在一 定的頻率 下大致要達到固定值。

43、若將多孔材料裝置在離剛性壁一段距離處，即在其間留 有一定厚度的空氣層，則它的吸聲系數(shù)就會 增大。當空氣層的厚度近似等于入 射聲波的1/4波長時，吸聲 系數(shù)最大，當其厚度等于1/2波長的整數(shù)倍時，則 吸聲系數(shù)最小。另外，不同的溫度和濕度對多孔材料的吸聲性能 有不同的影響。因此很多情況下，往往采用共振吸聲結構解決低頻聲的吸收問題。較為常 用的吸聲結構有空氣層吸聲結構、薄膜共振吸聲結構和板共振吸聲結構等。吸聲降噪就是在室內增加吸聲材料，能提 高房間平均吸聲系數(shù)，減少混響 聲聲能密度，從而降低總聲壓級。根據(jù)能量守恒與轉換定律（如圖4.1所示），可得吸聲系數(shù)。1）吸聲系數(shù)二E 入二 EaE EV(4-1

44、)(4-2)EaEr _ E入-E當=0時，材料不吸聲；當=1時，入射聲能完全被吸收。聲波入射至多孔材料表面上，大部分聲波將通過材料的筋絡或纖維之間的 微小孔隙傳至材料內部，由于空氣分子之間的粘滯力、空氣與筋絡之間的摩擦 作用以及孔隙內空氣媒質的漲縮，使部分聲能轉化成熱能耗散掉。圖4.1能量轉換示意圖2）穿孔率穿孔率匚是描述穿孔板聲學特 性的重要參數(shù)。4 B3b）圓孔、正三角形排列a）圓孔、正方形排列c）狹縫、平行排列圖4.2常用孔的排列和其穿孔率計算4.2.2吸聲結構1）亥姆霍芝共振器它是一個密閉的內部為硬表面的容器，通過一個小的開口與外面大氣相聯(lián) 系的結構，稱為亥 姆霍芝共振器（圖4.3）

45、。單個共振器可 看成由幾個聲學作用 不同的聲學元件 所組成，開口管內及管口附近空 氣隨聲波而振動，是一個聲質 量元件?？涨粌鹊膲毫﹄S空氣的脹縮而變化，是一個 聲順元件。而空腔內 的空 氣在一定程度內 隨聲波而振動，也具有一 定的聲質量?？諝庠陂_口壁面的振動 摩擦，由于粘滯阻尼和導熱的作用，會使聲能損耗，它的聲學作用是一個聲阻。 當入射聲波的頻 率接近共振器的固有頻率時，孔徑的空氣柱產(chǎn) 生強烈振動，在 振動過程中，由于克服摩擦阻力而消耗聲能。反之，當入射聲波頻率遠離共振器固有頻率時，共振器振動 很弱，因此聲吸收作用 很小，可見共振器吸聲系數(shù) 隨頻率而變化，最咼吸聲系數(shù) 出現(xiàn)在共振頻率處。單個共振

46、器對頻率有較強選擇性，共振頻率 f 0為：c S c兀r2(4-3)2二 I VLk 2二 IV t 0.8d式中，Lk =t 0.8d ; c為聲速，m/s； S為頸口截面積，S “r2, m2; r 為頸口半徑，m； V為空腔體積，m3； t為頸實際長度（即板的厚度），m； d 為圓孔的直徑，m。因為頸部空氣柱兩端附近的空氣 也參加振動，需要對t進行修正：其修正 值一般取0.8d。2）穿孔板共振吸聲結構在各種薄板上穿孔并在板后設置空氣層，必要時在空腔中加襯多孔吸聲材 料，可以組成穿孔扳共振吸聲結構（圖4.4），由于每個開口背后均有對應空腔， 這一穿孔板結構即為許多并聯(lián)的亥姆霍芝共振器。一般

47、硬質纖維板、膠合板、 石膏扳、纖維水泥板以及鋼板、鋁板均可作為 穿孔板結構的面板材料。由于穿孔板結構是亥 姆霍芝共振器的 組合，因此可以看作 是由質量和彈簧 組成的一個共振系統(tǒng)。當入射聲波的頻率 和系統(tǒng)的共振頻率一致時，穿孔板頸 的空氣產(chǎn)生激 烈振動摩擦，加強了吸收效應，形成了吸收峰，使聲能顯著衰減； 遠離共振頻率時，則吸收作用較小。如果在穿孔 板后放置多孔材料 增加聲阻， 會使結構吸收頻帶加寬。圖4.3亥姆霍芝共振器圖4.4穿孔板共振吸聲結構穿孔板的共振頻率可按照下式計算: 穿孔率。c2二 t 0.8d h式中：t為板的厚度；h為板后空氣層的厚度;（4-4）d為孔徑；c為聲速；二為影響穿孔板

48、結構吸聲特性的主要因素有： 材料容重（單位體積的重量）容重增加時，低頻吸聲 系數(shù)提高，而高頻吸聲系數(shù)有所降低；容重 過大， 總的吸聲效果又會明顯降低。各種材料的容重有一個最佳范圍：如超細玻 璃棉 為 15 25kg/m3，礦渣棉為 120 130 kg/m3。 材料厚度厚度增加，材料吸聲系數(shù)曲線將向低頻方向平移，大致上材料厚度 每增加 一倍，吸聲系數(shù)峰值向低頻方向移動一個倍頻程。實驗表明，材料容重一定時厚度與第一共振峰頻率的乘積 fr t為一常數(shù)， 約等于材料中聲速的四分之一。 材料背后空氣層在多孔吸聲材料與堅 硬墻壁之間留有空氣 層，可以提高低頻吸聲性能，推 薦空氣層厚度為715cm。 護面

49、層常用護面層材料有玻璃布、塑料窗紗、金屬網(wǎng)及穿孔板（穿孔率二20%） 等，護面層對吸聲材料聲學性能的影響可 忽略不計。 溫度和濕度溫度上升，多孔材料的吸聲系數(shù)曲 線向高頻移動，低頻性能 將有所降低。 濕度對材料的影響很大，高的含水率使多孔材料吸聲性能大大降低。當穿孔板后空 氣層填入疏松吸聲材料時，空腔內的聲質量和聲順都增加， 穿孔的末端阻抗也增加，也即相當于空 腔的有效深度增大，穿孔的 有效長度也 增加，與未填材 料時相比，共振頻率向低 頻方向移動，移動量通 常在一個倍頻 程以內，同時吸聲系數(shù)有所提高；其次由于在孔頸和空腔內產(chǎn)生較高的聲阻，當穿孔率比較低時，主 要產(chǎn)生在孔頸處，穿孔率較高時，主

50、要 產(chǎn)生在空腔內。 由于空腔內填入 吸聲材料后產(chǎn)生了相當高的聲阻率，因此孔頸處的聲阻率不宜 過大，可通過穿孔率 加以調節(jié)，通常穿孔率不宜 小于5%。3）寬頻帶阻抗復合吸聲結構寬頻帶阻抗復合吸聲結構是由穿孔板、板后空腔、吸聲材料及剛性隔聲層 構成的阻抗復合吸聲結構，結構如圖 4.5所示：刖性隔丙展穿孔收圖4.5寬頻帶阻抗復合式吸聲結構在寬頻帶阻抗復合吸聲結構中，采用礦棉板等吸聲材料作為基板的穿孔板， 代替金屬穿孔板。穿孔板背后空氣層中 填入疏松吸聲材料時，空腔 內的聲質量 和聲順都增加，穿孔的末 端阻抗也增加，也即 相當于空腔的有效 深度增大，穿 孔的有效長度也增加，與未填材料時相比，共振頻率向

51、低頻方向移動，移動量 通常在一個倍頻程以內，同時吸聲系 數(shù)有所提高；其次由于在孔 頸和空腔內 產(chǎn)生較高的聲阻，當穿孔率比較低時，主要產(chǎn)生在孔頸處，穿孔率較高時，主 要產(chǎn)生在空腔內。由于空腔內填入 吸聲材料后產(chǎn)生了相當高 的聲阻率，因此孔 頸處的聲阻率 不宜過大，可通過穿孔率加以調 節(jié)，通常穿 孔率不宜小于5%。 穿孔板后空氣層填入吸聲材料時，為增加孔頸附近的阻力，吸聲材料應盡量接 近穿孔板，當吸聲材 料離穿孔板50mm以上時，其吸聲系數(shù) 將降低。在寬頻帶阻抗復合 吸聲結構外部的剛性阻尼隔聲層起到隔聲作用，可以進 一步降低罩體外部的聲壓級。此外，剛性隔聲層還能夠有效地保護隔聲罩。 寬頻復合吸聲結

52、構中穿 孔板采用吸聲材料基板，即結構中是由兩種吸聲材料共 同作用，從根本上加寬了吸聲頻帶。亥姆霍茲共振結構和吸聲材料的結合很大 層度上提高了吸聲系數(shù)。此外，結構外層剛性阻尼隔聲層輔助作用，進一步提 高了結構得插入 損失值。4.3隔聲控制及隔聲罩的設計隔聲法是現(xiàn)代噪聲控制 工程中常用的技術之一。聲音在空氣中傳播時，使 聲能在傳播途徑中受到阻 擋而不能直接通過的措施，稱為隔聲。許多實際情況 下，由于各種條件的限制，很 難從噪聲源上進行處理，這時可在噪聲傳播途 徑 上采取措施來降低噪聲。根據(jù)形狀的不同，隔聲構件可以分為隔聲墻與隔聲罩 等，其中隔聲罩是 工程機械應用較多的配置，常用于 發(fā)動機和駕駛室

53、的噪聲隔 離，它通常是兼有隔聲、吸聲、阻尼、隔振和通風、消聲等功能的綜合結構體。 罩的主要結構一般是外層采用0.5-3毫米厚的鋼板或鋁板，為了 避免發(fā)生板的 吻合效應和低頻共振，在罩內側金屬板可涂阻尼層。阻尼層常用瀝青浸麻袋片、 玻璃布、氈類 或石棉絨及特制的阻 泥漿等材料。隔聲罩通常由罩壁、吸聲層組 成。根據(jù)需要的隔聲量，該隔聲罩結構 為3mm厚的鋼板，罩壁外涂油漆（5Kg/m2）; 罩壁內貼50 mm超細玻璃棉吸聲層（a =0.58。穿孔板的小孔直徑為8mm,開 孔率為30%。為了防止縫隙漏聲，機罩上的門 窗縫隙均采用橡皮條密封。為了 解決機組通風散熱，機罩設 有進氣道和排氣道。當機組運行

54、時，依靠裝置在柴 油機前端的風扇，冷空氣從機罩前面兩側進氣消 聲道進入，流經(jīng)空壓機，熱空 氣由機罩上方排氣消聲道排出。4.3.1隔聲性能評價1）隔聲量TL （也稱聲透射損失）：(4-5)TL=10lg L|=10lg 丄(dB)Jt丿 i式中，li和It分別為入射聲強 和透射聲強；T為聲強透射系數(shù)。 隔聲量計算公式：STL =LL2 10lg （dB）（4-6）A式中，L1和L2分別代表發(fā)聲室和接收室內空間平均聲壓級，dB; S為試 件面積，m2 ; A為接收室吸聲量，m2。2）插入損失IL在離聲源一定距離處的 同一點，安裝隔聲罩前后的聲壓級級差:IL =L2 _L2(dB)IL =10lg二

55、TL 10lg I亠：j (dB)(4-7)由于C+）v1，因此隔聲罩的 插入損失IL總是小于隔聲構件的隔聲量TL o 提高罩殼內壁的吸聲 性能，就降低了罩內混響 聲場，也就相應提高了插入損失。 在隔聲罩內壁鋪 設吸聲材料后，由于:-1 .:IL TL 10lg ： i(dB)(4-8)4.3.2隔聲結構和特性研究一種隔聲材料或構件，會因使用場合 不同，測試方法不同而得出的隔聲效 果不同。隔聲結構通常都 是采用板，板的隔聲性能主要由 控制板振動的三 個物 理量決定，它們是：板的面密度M ;板的勁度B ;材料的內阻（以損耗因素 表 征）。典型的勻質薄板隔聲頻率特性曲線如圖 4.6所示。曲線可分為

56、三個區(qū)域： 勁度控制區(qū)（I ）;質量控制區(qū)（U ）;吻合效應控制區(qū)（川）o在很低的頻率（低于板的簡正頻率）范圍里，板受本身的勁度控制，隔聲曲 線隨頻率的升高而降低，此時板的質量和阻尼并不重要。頻率再升高，質量開 始起作用。在勁 度和質量共同的作用下，板將產(chǎn)生一系列 共振，其中f o為最 低共振頻率。各共振頻率可由下式確定：2+乂b2(4-9)低:慕減1 1中哉減-詞減圖4.6板的隔聲頻率曲線式中，B為板的勁度，B二丄Et3 ； E為材料的彈性模量，N/m2 ； t為板 12的厚度，m； M為板的面密度，kg/m2 ； a,b為板的長寬尺寸，m ； p,q為任意 正整數(shù)。對于一般厚重材料而 言，

57、如磚墻，它的f低于可聞聲，可不予考慮：但對 于金屬薄板，其共振頻率可能落在聽閾內，此時應考慮它 的影響。另外，在特 性曲線的這段 區(qū)域內，阻尼 將影響共振的振幅，當阻尼很大時，共振的起伏較 小，反之就大，故這段區(qū)域也可稱 為阻尼控制區(qū)。頻率再往上升，板進入 由質量控制的區(qū)域，板的質量 愈大，頻率愈高，隔 聲量也愈高。實踐證明，對于鋼板、木板、墻體等 單層結構，它們的隔聲能力 主要取決于它們的 面密度（即單位面積的重量），面密度越大，其慣性阻 力也 越大，也就越不容易振動。所以，隔聲效果也越好。通常把面密度與隔聲量這 一關系叫做“質量定律”。這主要指圖隔聲曲線中 的質量控制區(qū)而言，是隔聲研 究的重要區(qū)域。頻率越過質量控制 區(qū)上升到一定頻率時，薄板將出現(xiàn)吻合效 應，并在最低 的吻合效應頻率（稱為臨界頻率）位置 產(chǎn)生隔聲低谷，又稱吻合谷。吻合谷的 深淺隨著板的阻尼不同而不同，阻