海洋大功率往复式压缩机噪声特性研究*

胡安斌 刘 健 王 鑫 侯小兵 刘守佳 周于富 苗峰华

(1.中国石油大学(华东) 机电工程学院 2. 中石化石油机械股份有限公司)

0 引 言

大功率往复式压缩机是石油、天然气及化工等领域的关键设备之一[1-4]。为满足天然气的产量需求，海洋压缩机组需要很大的功率。海洋压缩机组由多台压缩机组成，在工作过程中会产生复杂的振动和强烈的噪声，给人的生理和心理都带来了严重的危害。因此，在刚度和质量都有限制的海洋平台上，在保证压缩机功率和小型化要求的同时，降低其噪声辐射显得更为重要。而研究压缩机噪声特性，确定其辐射噪声较大位置，是进行噪声控制的关键和基础。

目前在压缩机噪声特性分析和降噪处理领域，各学者的研究对象多为冰箱[5-6]和空调[7-8]等小型压缩机，而针对大型大功率压缩机的噪声研究相对较少，且研究对象多为在陆地工作的压缩机。郭金全[9]以6HHE-VE6型压缩机为研究对象，在距离压缩机表面1 m的一个假想矩形五面体上布置17个测点，完成压缩机的三维声强测试，识别出主要噪声源为气缸处进排气噪声；肖栋等[10]采用4种波束形成算法在不同的声源频率下进行压缩机噪声源定位研究，研究结果表明，除自谱的互功率谱波束形成算法表现优异，能够更为精确地识别压缩机主要噪声源，为压缩机后续的减振降噪设计提供了参考；A.JERIC等[11]研究了压缩机外壳对外部噪声的影响，通过优化压缩机外壳结构，达到了减小主要噪声幅度的目的；YE K.等[12]以全封闭数字涡旋压缩机为研究对象，设计了半主动控制方法，通过使用附加阀来调节室内的压力变化率，从而大大降低噪声水平；唐鹏等对天然气压缩机的振动噪声源及其特性进行了详细分析，采取在进气口安装消声器，对压缩机本体安装隔声罩的降噪措施，降噪幅度达20%；A.EIJK等[13]为改善海上平台的作业环境，减小振动噪声，在压缩机、电动机、脉动阻尼器、管道和甲板设计中采取了一系列的改进措施，使海上平台的噪声满足相关法律规定要求。

本文建立了海洋大功率往复式压缩机模型，结合压缩机工况特点确定噪声分析方法，采用ANSYS和LMS仿真软件 Virtual.Lab，对海洋大功率往复式压缩机进行了振动响应计算和辐射声场计算，确认气动噪声为主要声源。所得结果可为降低压缩机噪声和对其进行结构优化提供理论依据。

1 噪声分析理论

数值声学主要分为声学有限元法和声学边界元法，二者的原理是利用声学有限元和声学边界元求解Helmholtz方程[14]，边界元法比有限法适用的计算范围广，计算精度高且计算量小。

声学边界元法可以分为直接和间接边界元2种方法。直接法以结构表面声压和结构表面法向振速为边界量，适用于具有封闭表面结构的声辐射和声散射计算。间接法以结构表面的声压差和速度差为边界量，可用于表面不封闭结构的声辐射和声散射计算。由于本文研究的是压缩机的外声场，且压缩机结构本身封闭(面网格也是封闭的)，所以压缩机噪声辐射计算采用直接边界元法。

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式中：na为边界元网格上所有节点数量。

不在边界Ωa上声场V中任意一点r处声压p(r)的计算，可以通过边界上的声压和法向振动速度积分得到，即有：

p(r)={Ci}T{pi}+{Di}T{vni}r∈V且r∉Ωa

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式中：系数矩阵向量{Ci}和{Di}的元素分别为：

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2 压缩机声场仿真分析

设海洋大功率往复式压缩机的工作原理与陆地功率往复式压缩机相同，且其功率低于陆地压缩机。二者的区别在于：陆地压缩机有3列对置的气缸，而设计的海洋压缩机只有1列对置的气缸，但内部结构和受力情况一致，噪声的产生机理也相同，二者噪声峰值频率和噪声显著频段不同。海洋压缩机声场仿真计算主要包括2部分：①在ANSYS软件中完成压缩机振动响应的分析计算；②以振动响应结果为边界条件在Virtual. Lab(以下简称VL)中完成辐射声场的计算。具体计算流程如图1所示。

图1 声学仿真计算流程Fig.1 Acoustic simulation calculation process

2.1 压缩机振动响应计算

2.1.1 有限元模型建立

根据设计图纸，利用Solidworks软件完成海洋大功率压缩机三维建模，并根据实际需要进行合理简化，其结构如图2所示。将三维模型导入ANSYS中，设置材料属性，进行网格划分。

2.1.2 载荷计算

海洋压缩机内部结构为曲柄滑块机构，所受载荷包括气缸内气体力、活塞对气缸壁的侧向力与通过连杆传递到主轴承上的载荷。海洋压缩机载荷计算的运行参数如表1所示。

气体力是往复式压缩机在运行过程中气缸气室内气体脉动对内壁的冲击作用力。海洋大功率往复式压缩机为双作用式，包括2个气室：端盖一侧气室(简称盖侧气室)和轴承一侧气室(简称轴侧气室)。结合受力分析及压缩机工况，计算得到气室内气体压力随曲轴转角的变化曲线，如图3所示。

图2 海洋大功率往复式压缩机三维模型Fig.2 Three-dimensional model of marine compressor

表1 海洋压缩机设计运行参数Table 1 Operation parameters of marine compressor

图3 活塞两侧气室压力随曲轴转角的变化曲线Fig.3 The pressure of the air chambers on both sides of the piston varies with the crankshaft angle

海洋大功率往复式压缩机为对置式布置，其对置的两侧活塞侧向力相等，计算得到活塞侧向力随曲轴转角的变化曲线，结果如图4所示。

图4 侧向力随曲轴转角的变化曲线Fig.4 Lateral force varies with crankshaft angle

结合受力分析及压缩机工况，采用多体动力学方法计算主轴承载荷随曲轴转角的变化曲线，结果如图5所示。

图5 主轴承载荷随曲轴转角的变化曲线Fig.5 Bearing load varies with crankshaft rotation angle

2.1.3 求解及后处理

约束及载荷施加后，运行求解。压缩机整机变形云图如图6所示。压缩机表面振动速度云图如图7所示。

图6 海洋压缩机整机变形云图Fig.6 Deformation diagram of the whole marine compressor

图7 压缩机表面振动速度云图Fig.7 Surface vibration velocity diagram of the compressor

由图7可知，振动速度较大位置主要集中在缓冲罐与气缸处，最大振速可达120 mm/s。海洋压缩机振动响应分析结果将作为振动数据源应用于其噪声分析。

2.2 压缩机辐射声场计算

2.2.1 边界元模型建立

将振动分析有限元网格导入VL中，在有限元模型的基础上，提取表面网格作为声学分析的边界元网格。

2.2.2 定义流体材料

流体材料指声音传播介质，只需要定义声音在介质中的传播速度和介质密度即可。压缩机噪声的传播介质是空气，其传播速度为340 m/s，空气密度为1.225 kg/m3。定义完成后，将该材料属性施加到边界元网格上。

2.2.3 定义场点网格和反射面

场点网格对计算过程无影响，其作用是提取计算分析结果，仿真所定义的场点等同于试验测试的测点。根据GB/T 4986—2003《容积式压缩机噪声声功率级的测定 工程法》的规定，测量表面与基准体对应面平行且相距1 m。因此仿真定义的场点距离压缩机基准面为1 m，在振动仿真中，振动响应最大处为气缸位置，初步认定气缸为压缩机的主要噪声源，所以定义压缩机靠近气缸两侧面的场点网格。

海洋压缩机安装在甲板上，甲板与地面一样，对声波的吸收作用较弱，因此分析时将甲板视作地面处理，同时由于海洋压缩机安装的周围无墙体等声波反射面，因此只定义甲板这一反射面。场点网格及反射面如图8所示。

图8 场点网格及反射面Fig.8 Field point grid and reflective surface

2.2.4 边界条件定义

将ANSYS软件中计算的振动响应结果文件导入VL中，提取振动位移，将位移作为声学分析的边界条件。由于在VL中提取的位移在有限元(结构)网格上，所以首先需要进行数据映射转移计算，即将结构网格上的振动位移转移到边界元网格上，随后完成边界条件定义及声场计算。

2.2.5 求解及后处理

振动响应分析时，压缩机单个周期时间历程为0.060 s，设置60个载荷步，每隔6个载荷步提取一次整机振动结果，因此声学分析中每隔0.006 s提取一次场点声压云图，部分载荷步声压云图如图9所示。

图9 海洋压缩机声压云图Fig.9 Sound pressure distribution of marine compressor

由图9可知：在1个运转周期内，气缸两侧声压级较高，可达100 dB以上，这与机体振动烈度有关；中间位置存在峰值，说明气缸处噪声较大；下方声压级普遍高于上方声压级，说明由于地面的反射作用，会使压缩机辐射噪声增强。

2.3 压缩机噪声特性研究

对压缩机噪声特性进行研究，采用傅里叶变换将时域内的噪声信号转换为频域进行分析，傅里叶变换的数学表达式为[15]：

(8)

式中：f为频率，Hz；t为时间，s。

取第30载荷步(0.030 s)时刻场点网格上对应压缩机测点位置声压信息进行倍频程谱分析，场点选取位置如图10所示，场点为网格的顶点和中点。

图10 海洋压缩机场点选取Fig.10 Field point selection of marine compressor

图11 各场点倍频程谱曲线及显著频段Fig.11 octave spectrum of each field point

3 大功率往复式压缩机降噪措施

由噪声的定义可知，降低噪声可从噪声源的控制、传播途径的控制和接受者的防护3个方面考虑[17]。其中，噪声源的控制属于主动降噪，上述对压缩机的噪声特性分析可为压缩机的降噪设计提供参考。传播途径的控制和接受者的防护属于被动降噪，指通过吸声、消声或隔声等方法对噪声进行控制，对于已经运行的设备，该方法成本低，效果较好[18]。由前文的分析可知，气缸为压缩机的主要噪声源，因此对空气动力学噪声和气缸处噪声的控制，提出如下控制方法。

3.1 进(排)气系统噪声的控制

3.1.1 进、排气管道安装消声器

气阀的间断启闭会在进气口附近产生压力脉动，形成低频噪声，可在该位置安装消声器。本文设计了带有扩张室与微穿孔管的复合式消声器，可提高低频噪声的控制效果。带有扩张室与微穿孔管的复合消声器结构如图12所示。

图12 带有扩张室与微穿孔管的复合消声器结构Fig.12 Compound muffler with expansion chamber and micro-perforated tube

其消声原理为：当气流通过消声器的穿孔管进入扩张室时，由于体积膨胀，缓冲作用使气体脉动压力降低，强度减弱，达到降噪的目的。穿孔管的设置可以使消声器在较宽的频带上降噪。针对强烈的低频噪声，可考虑使用文氏管消声器。文氏管消声器与普通消声器结构基本相同，区别在于把插入管改为孔径渐变的文氏管。该消声器对低频噪声的控制效果显著，同时，在文氏管消声器出气口端设计有双层微穿孔板吸声结构，可使消声频带更宽。

3.1.2 管道使用节流孔板

节流孔板是一个阻尼元件，它通过改变气流通过的横截面积来削减气流的脉动作用，从而抑制管道内驻波的形成，最终降低管道辐射的噪声。节流孔板的孔径一般取管径的0.43～0.50倍，厚度取3～5 mm。

3.1.3 对进、排气管道进行隔声包扎

管道内气体压力变化会激发管道的振动，从而辐射出噪声。通过对管道噪声辐射严重处进行隔声包扎，利用其阻尼作用可削弱管道振动产生的再生噪声。包扎内层材料常采用沥青油毡[19]。

3.2 气缸处噪声的控制

气缸处噪声主要由气缸内气动噪声和活塞敲击噪声组成，其降噪设计也将从这两方面进行。由于气体必须在气缸内完成压缩过程，所以气动噪声不可避免，其控制难度也较高，仅对活塞敲击噪声的控制方法进行介绍。

(1)提高平衡精度。通过对曲轴进行动、静平衡精度的调节降低不平衡力矩，降低活塞所受的侧压力，从而降低活塞的敲击噪声。

(2)提高行程缸径比，也可使活塞力减小。

(3)使用自动控制热膨胀的镶钢片活塞，减小冷态的最大间隙，同时可将活塞销偏心安装，推向主推力面1～2 mm，减小活塞对气缸的冲击力，从而使噪声降低[20]。

4 结 论

(1)应用有限元法和边界元法对海洋压缩机噪声进行了仿真分析，包括振动响应的计算和辐射声场计算两部分，预测了海洋压缩机噪声辐射情况及噪声特性。在确定气缸为主要噪声源后，对海洋压缩机提出了具有针对性的降噪方法。

(2)通过分析，得到了海洋压缩机气缸两侧声压云图，气缸两侧声压级最高可达100 dB以上；云图中间位置存在峰值，说明气缸处噪声值较大；下方声压级普遍高于上方声压级，其原因是地面的反射作用使得压缩机辐射噪声增强；通过倍频程谱分析，发现海洋压缩机噪声显著频段在40～400 Hz内，整体呈现低频特性。

(3)海洋压缩机噪声的预测分析结果可为其研制阶段的噪声控制和压缩机优化设计提供一定的依据。