星型压缩机振动特性试验研究*

李超博 楼京俊 张振海 夏江敏

(海军工程大学动力工程学院1) 武汉 430033) (海军工程大学船舶与海洋学院2) 武汉 430033)

0 引 言

空气压缩机是现代舰船气动系统的“心脏”，生产的压缩空气主要用于柴油机启动和倒车、装弹和发射鱼雷，也可用于吹除压载水舱，在海损舱中加强海损邻舱，还可用于火炮操纵、通海阀和通气阀的气动操纵、吹除吸入通海阀，以及吹除暖气管的冷凝水等[1].往复式压缩机运转过程中，由旋转曲轴带动连杆，驱动活塞在气缸内作往复运动，通过气缸容积的变化实现吸气和排气，从而产生压缩空气.驱动电机本身是一个振源，曲柄连杆机构又综合了回转运动和往复运动，在加上气阀的周期性启闭和气流脉动，使得压缩机振动具有多振源、宽频带和形态复杂的特点.激起的振动通过机体、机脚、筏架、基座传递至船体结构，给舰船声隐身性带来隐患[2].

对于非往复式压缩机，如离心式压缩机、螺杆式压缩机、涡旋式压缩机等，需要较高的制造精度来保证密封，而且所能达到的最高排压受到限制，即使是采用多级串联的方式，最高排压一般不超过4.2 MPa.而往复式压缩机气体排压的覆盖范围广，不论流量大小，排压都能满足要求，并且对制造精度的要求相对较低，生产成本低[3-4].相应的缺点也比较突出：易损件多，维修工作量大；排气不均匀，气流有脉动；运转过程中振动噪声高.鉴于特种船舶对高压压缩机的需求，多级往复式压缩机以其独特的性能特点得到应用，但相应的振动问题也比较突出[5].

桂伟兵等[6]通过对涡旋压缩机展开试验研究，得出机脚测点位置的不同特征频率会存在差异，排气口和底脚螺栓的位置振动相对较小.李小仨等[7]为了寻求一种最佳的隔振器，分别选取了3种型号的橡胶隔振器进行测试研究，发现振动能量主要集中在低频段，加速度级都满足要求，但烈度均超标.陈兵等[8]运用统计能量法对大型离心压缩机管道系统进行仿真，并运用声振测试对仿真方法的可靠性进行了验证.压缩机具体部件(如管路)可进行理论研究[9]，而压缩机整机振动影响因素较多，很难用严格的理论进行分析，多数采用有限元的方法，但由于组合件的边界条件难以把握，计算精度不甚理想.

本文针对某星型四级往复式压缩机展开试验，将压缩机排气背压间隔5 MPa设定为一个工况，0～30 MPa分为7个工况，采集了不同工况下底座8个测点和机脚4个测点的振动加速度级，运用柱状图和低频振动加速度频谱图，并结合一级气缸体到底座的传递函数，分析了该型压缩机变工况及低频振动特性，对工程实践提供了一定的技术参考.

1 压缩机结构特点

该型空气压缩机设计为立式星型、水冷、四级压缩、单作用活塞式结构，曲轴立式布置，各级气缸以曲轴为中心、呈90°星型放射状四周分布.主机通过曲轴箱支架安装在底座上，曲柄连杆机构及气缸分布见图1.空气压缩机工作时，电机带动曲轴、连杆驱动活塞做往复运动，各级气缸依次完成吸气—压缩—排气—膨胀4个工作过程.空气经进气消音器过滤后，进入一级气缸，压缩气体再经冷却器冷却，进入油水分离器，后逐次进入下一级气缸压缩、冷却、分离，完成四级压缩后，由末级出口排出.

图1 曲柄连杆机构及气缸分布示意图

为了平衡往复惯性力，将各级活塞组件质量设计成相等，根据气缸的位置关系，对置的两级气缸活塞运动产生的一阶往复惯性力大小相等、方向相同并通过曲轴轴心，因此，活塞产生的一阶往复惯性力可通过平衡重完全消除，连杆产生的往复惯性力也可在一定程度上得到平衡.其次，对置的两级气缸活塞和连杆二阶往复惯性力大小相等、方向相反，因此二阶往复惯性力自身就能有效平衡，这也是该型压缩机的重要特点[10].如果要完全平衡低阶惯性力和力矩，可采用平衡轴的方法[11]，目前还没有在该型机上得到应用.

2 底座振动测试与分析

底座采用一体化设计，整体为焊接结构，曲轴箱机脚安装位置由4块方形钢支撑，底座四周通过肋板加强，结构十分牢固，具有较高的冲击强度和刚性.考虑到机组的振动，适当增加相邻两机脚之间的安装尺寸，提高了机组的稳定性.底座的三维结构和振动加速度测点布置见图2，4个脚通过4个隔振器与基础相连.底座上一共布置8个测点，8，4，2分别位于一、二、三级气缸的下方，由于四级气缸下方布置有排污装置，无法黏贴传感器，6号传感器只能布置在靠近5号测点的位置.由于垂向加速度对振动传递的影响较大，所以本文测试的振动加速度均为z向的加速度.

图2 底座结构及振动测点布置图

总振级L的计算公式为[12]

(1)

式中：ai为频域加速度值，m/s2;a0=10-6为参考加速度，m/s2;b频域加速度的带宽.

根据相关测量标准的要求，一般会考核机脚总振级(10～8 000 Hz).通过加装底座，将机脚的测点拓展到1,3,5,7号测点，能够使振动得到一定程度的控制.1～8号测点的总振级见表1，将所有点的加速度振级减去129 dB，得到参考加速度级，这样既不至于出现负值，同时又便于观察分析，得到底座参考加速度级与压缩机工况的关系见图3，每种工况下1～8号测点参考加速度级从左到右依次排列.

表1 底座不同工况下各测点的总振级 dB

图3 底座不同工况下各测点的加速度级

振动比较剧烈的几个点为2，4，8号点，由于6号点不在横梁的中心位置，所以总振级相对不高.1，3号测点的振动加速度级相当，5，7号测点差别较大，说明底座发生了扭振.从整个趋势来看，工况10 MPa以前(包括10 MPa)振动是一个水平，10 MPa以后振动又是另外一个水平，随着最终排气压力的升高，仅4号测点处的加速度级有明显升高，7号测点略微升高，其他测点振动加速度级略微下降，推测可能是4号点处肋板强度不够.总的来说，压缩机工况变化引起底座四脚加速度级的变化均不超过1.8 dB，但不同测点之间的加速度差别最高可达12.7 dB.

3 机脚振动测试与分析

为了降低整机重心，油底壳完全沉降在底座内部，由曲轴箱引出机脚，机脚通过螺栓和底座上的方形钢连接，振动测点的布置见图4.机脚9～12号测点的总振级见表2，数据处理的方式和图3一致，得到机脚各测点的振动加速度级见图5，每种工况下9～12号测点参考加速度级从左到右依次排列.

图4 机脚振动测点布置

测点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

机脚4个测点的总振级同一工况下最大相差4.2 dB，压缩机工况变化对机脚的影响大于底座的1.8 dB.12号测点的振动加速度级较高，但对应底座7号测点的总振级却是最低的，说明压缩机重心相对于底座的中心有所偏移.同样在10 MPa前后总振级会发生变化，但没有底座表现的那么明显.图6为30 MPa工况9号测点的1/3倍频程，由图6可知，振动能量主要集中在中高频.

图5 机脚不同工况下各测点的加速度级

图6 9号测点的1/3倍频程

4 低频段振动加速度对比分析

电机转速为1 480 r/min，相应的转动频率为24.67 Hz，工况改变过程中仅仅是调节排气背压，电机转速保持不变，以排气压力30 MPa作为参考来进行对比分析.底座4个测点低频段加速度频谱见图7，振动加速度级和对应测点顺序从上到下依次对应.1号点和7号点在低于转频段出现明显固有频率的0.5倍频，其他2个点表现不明显.3倍频以后开始出现多个共振峰，说明机体的固有模态被激励.在10～8 000 Hz的频段，5号测点的振动加速度级最高，而在10～200 Hz，3号测点的振动加速度级最高，说明低频段总振级高不一定宽频段总振级也高.

图7 底座低频段加速度频谱图

由于机脚和底座4脚对应测点的振动加速度频谱规律比较相似，在此以1号和9号测点为例来进行对比分析，得到机脚和底座对应测点振动加速度频谱见图8.在低于转频段，机脚的加速度级是高于底座的，而在转频和大多数倍频，机脚的加速度级是低于底座的，10～200 Hz总振级同样是机脚低于底座.由于机脚和底座用螺栓连接，而不是隔振器，所以底座在衰减振动方面作用很小.所以说底座的附加更多的是增加整机的重量，降低机器重心，从而降低整机的固有频率，并增加机器的稳定性.

图8 机脚和底座对应测点振动加速度频谱图

5 传递函数分析

在压缩机停机状态下，用力锤垂直向下敲击一级气缸体上部，得到力锤到1号测点的传递函数见图9.图10为 1号测点低频振动加速度频谱图，由图9～10可知，传递函数的共振峰值并没有在1号测点得到明显的体现，模态参与程度不高，但从130～180 Hz的频段还是有一定体现.压缩减振主要还是需要围绕曲柄连杆机构的激励力特性和内部结构入手，气缸体到底座的振动传递特性在压缩机工况特定激励作用下表现不是很明显.

图9 气缸体到1号测点的传递函数

图10 1号测点低频振动加速度频谱图

6 结 论

1) 该星型压缩机变工况作用下，工况10 MPa以前(包括10 MPa)振动是一个水平，10 MPa以后振动又是另外一个水平，并且压缩机工况变化引起底座四脚总振级的变化均不超过1.8 dB.

2) 低频段总振级高不一定宽频段总振级也高，理论分析一般分析的都是低频，但工业检测的都是一个很宽的频带，这也是理论和实际的矛盾所在.

3) 底座的最大作用是提高稳定性和增加整机质量，机脚和底座用螺栓连接，底座部分测点的总振级高于机脚，工业检测都是直接测量底座四脚的振动加速度级，因而提出将曲轴箱和底座铸为一体.

参考文献

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[2] 王仁德,乐维健,顾军威.舰船用压缩机的最新进展[J].机电设备,2000(2):6-13.

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[12] 王珑祺,张斌,蒋从双.最大计权振级计算方法的探讨[J].噪声与振动控制,2013,33(5):199-203.