臥螺離心機的減振降噪技術研究
技術支持
隨著工業(yè)機械化程度的日益提高，工業(yè)噪聲污染嚴重，不僅直接給工人健康和社會環(huán)境帶來危害，而且還會影響產(chǎn)品質量、使用性能和年限。離心機在高速回轉中完成非均相分離和過濾工作，與一般回轉機械比，由于轉速高，振動和噪聲問題顯得更加突出。要降低離心機的噪聲和振動，除了從傳播途徑上采取隔振、隔聲和吸聲等手段外，還應分析找出產(chǎn)生振動和噪聲的主要部位和原因，提出改進措施，從根源上解決振動和噪聲問題，對提高離心機產(chǎn)品質量和技術水平具有重要的指導意義。
LW-380D并流型臥式螺旋卸料沉降離心機是我國中小型酒精企業(yè)進行糟液固/液分離的理想設備，是一種節(jié)能型臥螺離心機，單位處理能力可達9m3/h，脫水后穩(wěn)定的濕糟含液率為75%～80%，有利于二次回用，可使每噸酒精節(jié)約10t投料水，且回用水溫度一般為60℃。該機的轉鼓直徑為380mm，轉鼓長度為1140mm，轉鼓轉速為3550r/min，主要由轉鼓、螺旋、差速器、機殼、機座等組成，并由電磁調速電機驅動，是一個高轉速、多聲源的設備，實測機組噪聲聲壓級為91.0dB（A），聲功率級為104.9dB（A），振動烈度為11.2，振動和噪聲都比較大。因此有必要降低產(chǎn)品的振動和噪聲，同時也是提高產(chǎn)品質量和可靠性的一個重要研究方向和內(nèi)容。
1 振動、噪聲測量分析軟件系統(tǒng)
噪聲測量采用B & K聲級計，測量范圍為10～140dB。振動則是采用B & K測振儀，頻率響應在0.3Hz到1kHz或15kHz之間可以測量位移、速度、加速度，測量軸承座3個方向的振動速度有效值，在規(guī)定測點和方向上測得的振動速度有效值作為被測機器的參數(shù)，給出其振動烈度值。聲強測量分析是采用兩只距離相近的傳聲器同時感應聲壓信號，利用快速傅里葉分析把聲強和兩傳聲器信號的互譜的虛部相關聯(lián)。
對于機械噪聲的測量，一般要確定噪聲源及聲源所輻射的噪聲特性。其測量方法主要取決于聲源、環(huán)境類型和噪聲特性等。在離心機減振降噪的技術研究中，除使用了常規(guī)的振動、噪聲測試分析儀器和方法外，還使用了某院開發(fā)的振動、噪聲測量分析軟件。該軟件可以進行振動與噪聲的測試數(shù)據(jù)分析，包括譜分析、聲強測量分析和試驗模態(tài)測量分析等多功能處理系統(tǒng)，滿足了通用機械振動噪聲分析的需要。
（1）聲強測量分析。用于測量分析某點的聲強，得到該點的聲壓級，聲強級的量值，線性譜，A計權后的頻譜、倍頻程及1/3倍頻程譜圖等。
（2）聲功率測量分析。除具有聲強軟件包的功能外，可測量某臺機器或機器的某一部分的聲功率級，得到線性的聲功率級，A計權聲功率級、倍頻程及1/3倍頻程聲功率級。
（3）三維聲強圖及等聲強圖分析?？傻玫綑C器的三維聲強圖及等聲強圖，由圖形直觀地顯示出各點噪聲的大小。
（4）單通道FFT分析。對振動、噪聲信號進行FFT分析，可得到功率譜函數(shù)。
（5）雙通道FFT分析。可用于振動、噪聲信號的FFT分析，得到自功率譜、互功率譜分析及噪聲與振動信號之間的依賴關系的相干分析。
2 噪聲源分析及控制措施
根據(jù)機械噪聲源的不同，噪聲劃分為空氣動力性噪聲和機械性噪聲?？諝鈩恿π栽肼曋饕怯筛咚贇饬?、不穩(wěn)定氣流等氣流與物體之間相互作用產(chǎn)生的；機械性噪聲主要是因為固體的振動而產(chǎn)生的。
2.1 空氣動力性噪聲分析
為了分析離心機的噪聲源，首先使用聲強法對機組噪聲進行測試分析，測定出機組噪聲頻譜?？梢钥闯觯涸肼暶黠@分為兩段，即500Hz以下的低頻段，這一段以350Hz分量較大，為87.5dB（A）；第二段為2000～3500Hz之間的高頻段，高峰為91.0dB（A），頻率為2200Hz。為了進一步分析聲源，在測某點噪聲的同時，測其對應的軸承部位的振動，并進行相干分析，可以確定其低頻段基本上是由振動引起的，而高頻段則可能是高速旋轉的轉鼓所產(chǎn)生的空氣動力性噪聲。
為找出機組空氣動力性噪聲產(chǎn)生的根源，進一步判斷分析的正確性，將機殼上蓋去掉，暴露轉鼓，以轉鼓軸線方向為X軸，從轉鼓大頭端軸承起，到轉鼓小頭端軸承，共取8個測點位置，在與水平面成0°、30°、60°、90°的表面上取4個測點位置，共取32個測點，測出離心機頂面的三維聲強圖和等聲強圖。可以看出：中間共有3個明顯的高聲強區(qū)，分別對應于轉鼓溢流孔處和大頭法蘭、轉鼓柱、錐聯(lián)接法蘭和轉鼓小頭端的差速器部位。
轉鼓是高速轉動的柱錐體，圓周線速度達82m/s。外表面上的螺釘頭和凹的螺釘孔洞產(chǎn)生的空氣動力性噪聲由兩部分組成：16個柱錐法蘭聯(lián)接的圓形螺釘頭，在轉鼓的高速轉動下打擊周圍的空氣介質，引起氣體的壓力脈動而產(chǎn)生噪聲；同時在圓柱的迎風面，壓力高、流速較大，而在圓柱的背風面，壓力和流速都急劇下降，形成渦流區(qū)，因而在轉鼓轉動的過程中，使得周圍的空氣介質產(chǎn)生壓力脈動而形成噪聲。
另外，氣流流經(jīng)圓柱形螺釘頭的表面時，在表面上形成附面層，這些附面層在圓柱的背風面脫離圓柱表面而形成旋渦。所產(chǎn)生的紊流附面層及旋渦與旋渦分裂脫體，同時在轉鼓大頭端的螺釘孔洞也將產(chǎn)生旋渦，而產(chǎn)生渦流噪聲。
旋轉噪聲和渦流噪聲的各階倍頻分量比較強。圓周速度越高，則噪聲越大。而分離因數(shù)決定了圓周速度，降低圓周速度不現(xiàn)實，但可以將轉鼓外表面做到盡可能的光滑，以減少對周圍空氣的擾動，避免渦流的產(chǎn)生。因此，將轉鼓大頭法蘭盤上的16個螺釘孔填平，測量靠近轉鼓大頭端部的8個測點的聲強。可以看出，轉鼓大頭部位噪聲明顯下降。再將柱錐聯(lián)接法蘭處16個螺釘頭之間用填料填平，外部形成光滑表面，改進結構設計后，整機噪聲降低了6dB（A），噪聲聲功率級降至98.9dB（A），降噪效果顯著。
因此建議在離心機結構設計中，減小轉鼓大頭螺釘孔與螺釘頭裝配間隙，保證轉鼓大頭端面平整，避免產(chǎn)生渦流噪聲；同時將柱錐聯(lián)接法蘭的螺釘改為埋頭螺釘，保證外圓平整光滑，降低空氣動力性噪聲。
測量中還發(fā)現(xiàn)機組傳動部分噪聲較大，從頻譜圖中看出高頻噪聲仍較突出。為診斷該部分的噪聲源，采取了分步運行法，首先單運行脫離開的電機，在2000～3500Hz之間無明顯的峰值，可排除電機的影響；再將等聲強圖向差速器方向延伸，增加1組測點。差速器是由擺線輪組成的齒輪箱，一般齒輪噪聲頻率較高，將差速器皮帶輪的三角帶去除，讓螺旋和轉鼓同步運行，齒輪箱不工作，發(fā)現(xiàn)噪聲譜圖無變化，說明并非齒輪箱影響。而差速器兩端各由16只內(nèi)六角螺釘將法蘭與殼體聯(lián)接，這32支螺釘也是高低不平，部分螺釘頭露出表面，在高速旋轉中產(chǎn)生氣流噪聲，覆蓋住這部分螺釘頭形成平滑過渡表面后，該部分的噪聲也得到了相應控制。
綜上所述，高速旋轉體的表面光滑過渡，對控制空氣動力性噪聲作用明顯。僅對轉鼓體和差速器表面采取措施，使得機組噪聲由104.9dB（A）降至98.7dB（A），降低了6.2dB（A）。機組噪聲聲壓級也降至84.4dB（A），效果顯著。
2.2 機械噪聲分析
消除高頻噪聲分量峰值后，500Hz以下低頻噪聲顯得突出，其中350Hz頻率分量噪聲為87.5dB（A）。為進一步分析，在測定噪聲的同時測定該處的振動信號，將兩路信號同時采集進行相干分析，頻率為62.5、275、350Hz分量的相干系數(shù)都在0.85以上。說明低頻噪聲基本上是由振動產(chǎn)生的，必須采取相應措施降低機組振動，才能進一步降低機組的機械噪聲。
3 機組振動分析與控制措施
按照分離機械振動標準，臥式螺旋離心機振動是以轉鼓兩端的軸承座振動作為考核指標。取離心機軸向為X軸，水平方向為Y軸，垂直方向為Z軸，轉鼓大頭端軸承編號為1，小頭端軸承座編號為2，進行軸承座振動速度有效值測量。兩軸承座振動烈度均為11.2，62.5Hz的分量較為突出。主頻分量為59.5Hz，則可確定62.5Hz即為轉鼓同步的分量，說明是由轉鼓不平衡產(chǎn)生的振動，因此，需對轉鼓重新進行動平衡，以降低機組振動。
3.1 轉鼓動平衡
臥式螺旋離心機轉動體由轉鼓體和差轉速為20～25r/min的螺旋兩部分組成。測量軸承座的振動時測振儀的指針擺動較大，周期為2s多，與螺旋和轉鼓的轉速差為20～25r/min相符，說明轉鼓和螺旋均存在不平衡。對于這種復合轉子，將轉鼓與螺旋分別進行動平衡，采用振動分析方法來進行試平衡，即先讓螺旋與轉鼓同步運行，確定整個轉動體的不平衡量，然后轉動螺旋，使之與轉鼓相差不同的角度，分別確定轉鼓與螺旋的不平衡量。經(jīng)過反復分析，確定轉鼓小頭端的不平衡量，在轉鼓小頭端法蘭盤上配重半徑為124mm處增加質量40g，以此為0°位置，在差速器上半徑為63mm、與0°位置成135°處去除質量16g，在螺旋大頭端配重半徑為152.5mm、與0°位置成180°處兩次焊接質量塊59.5g（ 次為44g，第二次為15.5g），使得整個機組振動明顯下降?？梢姴捎谜駝臃治鍪侄危_到了預期減振效果。若采用高精度的動平衡機對轉鼓和螺旋分別進行高精度的動平衡，機組振動還會降低。
3.2 機組的隔振降噪
離心機主機和電機共用支承鋼板底座，這種結構不僅要保證底座具有足夠的剛性和質量，而且可適當?shù)丶咏畎?，以增加底板剛性。另外機組支承鋼板下配置8只JG3-4減振器和1只JG3-6減振器。考慮到各減振器需均勻受力，按隔振理論，應使減振器的剛度中心、離心機的撓力中心和整個機組的重心在同一垂直線上。但由于機組形狀限制，難以保證3個中心的重合，也影響了機組的振動。測得各減振器的壓縮量相差11mm，說明各減振器受力不均。為此在距機組出渣斗旁減振器250mm處增加1只JG3-4減振器，使得各減振器壓縮量之差不超過1mm，機組振動得到改善，振動烈度由11.2降至4.5以下。
4 結論
在臥螺離心機減震降噪技術研究中，除使用常規(guī)的振動、噪聲測試分析儀器外，還采用了振動、噪聲測量分析軟件以及譜分析和試驗模態(tài)測量分析等技術，對產(chǎn)品進行了較全面的振動、噪聲分析，找出了振源和聲源，并在結構上提出了相應的改進和控制措施，使得機組噪聲聲功率級由104.9dB（A）降至98.7dB（A）；聲壓級由91.0dB（A）降至84.4dB（A）；振動烈度由11.2降至4.5以下，效果顯著，實現(xiàn)了產(chǎn)品減振降噪的預期目標。
此項技術對分離機械行業(yè)具有普遍性的指導意義，可推廣應用于各類離心機。建議在離心機產(chǎn)品整機和零部件的結構設計上都應注意減振降噪問題，如采取減振彈性基礎，對動、靜零部件間的間距、布局、開孔大小和位置以及多轉子的轉鼓復合振動都需 的計算和試驗等措施，同時還應重視加工、裝配、動平衡精度、配套件精度與質量等，實現(xiàn)機組減振降噪目標，為離心機的減振降噪及結構設計優(yōu)化提供指導，研究成果具有良好的社會效益和經(jīng)濟效益。
