【壓縮機網(wǎng)】一、前言
壓縮機噪聲按其性質(zhì)可分為機械性質(zhì)噪聲源和空氣動(dòng)力性噪聲源兩大類(lèi)。機械性噪聲的控制應從控制振動(dòng)、撞擊及傳遞入手，這就需要降低激振力、降低受激系統的響應和減少受激輻射面積。
降低激振力的主要措施就是：1）減少運動(dòng)部件的沖擊；2）提高平衡精度（其中減少不平衡的慣性力和慣性力矩是減少往復壓縮機整體振動(dòng)特別重要的措施）；3）降低往復質(zhì)量，可大大降低不平衡的往復慣性力，從而降低激振力和振動(dòng)。
二、不平衡慣性力和慣性力矩
往復式空壓機由于受力情況復雜，較一般回轉式空壓機的振動(dòng)更大。如何平衡機組內部的各種力，消除振源對空壓機減振降噪具有關(guān)鍵的意義。
1、初始數據
2、慣性力的計算（假設兩列往復運動(dòng)質(zhì)量相等）
1）旋轉慣性力： JR= MR1Rω2+MRLRLω2
2）往復慣性力
A、Ⅰ階往復慣性力:
B、Ⅱ階往復慣性力：
3）慣性力計算結果（表2）
3、慣性力的平衡
?、耠A往復慣性力為橢圓路徑。Ⅱ階往復慣性力為圓路徑，其角速度為曲軸的一倍（詳見(jiàn)圖2）。所以，在曲軸反向加平衡鐵的方法不能完全將Ⅰ階、Ⅱ階往復慣性力平衡。
旋轉慣性力主要由連桿、曲柄銷(xiāo)、曲柄產(chǎn)生，連桿、曲柄銷(xiāo)的旋轉質(zhì)量產(chǎn)生的旋轉慣性力：
Jr＝MR1Rω2＋MRLRLω2
依據“蘭切斯特法”平衡原理，平衡鐵MP除了平衡旋轉慣性力外，還須轉換Ⅰ階往復慣性力。平衡鐵產(chǎn)生的旋轉慣性力：
Jpr＝MPRPω2
平衡鐵的重徑積為［2］：
MpRp＝MsR＋Jr/ω2
兩個(gè)Ⅰ階平衡量MPⅠ用以平衡轉換后的Ⅰ階慣性力，每個(gè)Ⅰ階平衡鐵的重徑積為:
MpⅠRⅠ＝0.25MsR
兩個(gè)Ⅱ階平衡量MpⅡ用以平衡轉換后的Ⅰ階慣性力，每個(gè)Ⅱ階平衡鐵的重徑積為：
MpⅡRⅡ＝0.433MsRλ
通過(guò)優(yōu)化各運動(dòng)件的質(zhì)量，可基本平衡慣性力，使得空壓機振動(dòng)降低約10％，噪聲約可降低3～4dB(A)。
三、輕量化的設計
1、活塞-連桿的輕量化
經(jīng)對往復式空壓機的振源和聲源的分析，及對測試數據的分析，發(fā)現機組二列活塞部位的數值較大。為此，從下列方面實(shí)行減振降噪的措施。
對二列活塞的運動(dòng)部件進(jìn)行輕量化改進(jìn)，達到降低慣性力，減少機組的振動(dòng)和沖擊力。將活塞-連桿等運動(dòng)零件的材料改為鈦合金材料，在保持材料原有強度的前題下，零件的重量減輕了42.7％，降低了慣性力矩。
2、連桿計算
已知：B=2.8 cm； b=2.2 cm；
H=4.25 cm；h=3.25 cm；
1）連桿桿身截面幾何力學(xué)(圖8)
A、面積
A=B H-bh=2.8×4.25-2.2×3.25=4.75 cm2
B、截面二次矩
C、重心到相應邊的距離
D、截面模型
E、回轉半徑
2）連桿強度校核
A、活塞力F活i
∵ P3=8.5 MPa；A3=0.00197 m2；
P4=40 MPa；A4=0.000445 m2；
∴ 三級活塞力：F活3=P3A3=8.5×0.00197
=16.75kN
四級活塞力：F活4=P4A4=40×0.000445
=17.8kN
B、應力校核σ
3）總應力
已知：F=FS+Fr =8.73+5.629=14.359
A=4.75 cm2；L=26.4 cm；C=0.00015～0.0005（取C=0.000325）
Ix=11.62 cm4；IY=7.83 cm4；
A、連桿運動(dòng)平面X－X的總應力
B、連桿運動(dòng)平面Y－Y的總應力
4）慣性矩核算
為了提高強度和剛性，在連桿體的z*薄弱環(huán)節作了增厚處理，連接圓弧由R30改成R100，厚度由35 mm增加至37 mm。慣性矩提高了14.9％。
改進(jìn)前：B1=2.8 cm； b1=2.2 cm；H1=3.5 cm；h1=2.5 cm；
改進(jìn)后：B2=2.8 cm； b2=2.2 cm；H2=3.7 cm；h2=2.7 cm；
A、改進(jìn)前的慣性矩：
B、改進(jìn)前的慣性矩：
C、慣性矩的增加度：
四、其它措施
1、氣缸蓋、罩的改進(jìn)
由于氣缸內氣體壓力脈動(dòng)和活塞的擺動(dòng)和橫向運動(dòng)產(chǎn)生的敲擊聲。造成缸蓋、缸罩的結構共振聲。為此，采取了以下措施：
1）增加了缸蓋內容積，以改變膨脹共振頻率。
2）在Ⅲ、Ⅳ級排氣閥出口處增設了混合阻抗性消聲裝置。
3）在缸蓋中用NOPD（非阻塞性顆粒）阻尼機理，增加了抗振性能，大大減少了振動(dòng)力。
4）將缸罩的金屬材料改為高分子材料，增加了吸音性能，形成了吸音降噪部件。
2、氣閥閥片改進(jìn)
氣閥閥片采用高分子PEEK材料，它具有運動(dòng)慣量小，抗沖擊能強，沖擊速度降低，沖擊力減小，閥片的激振量降低，減小閥片對閥座的敲擊聲，同時(shí)，PEEK材料與閥座的密封性好，且密封面不易破壞。
3、振動(dòng)傳遞的阻隔
在曲軸兩端的軸承座處，添加阻尼材料，增加了振動(dòng)質(zhì)量，提高了機械阻抗，達到了阻隔振源的傳遞途徑。
4、基座的改進(jìn)
機組基座采用組合式方式，在壓縮機和電機下端壁墻中增加了非阻塞性顆粒，來(lái)提高底座的強度剛性和阻尼特性，有效地防隔振動(dòng)途徑，減少振動(dòng)能量，改善機組整體的減振能力。
五、效果
經(jīng)過(guò)輕量化優(yōu)化設計及降振減噪的措施，每列活塞－連桿的重量減輕了26.67％，慣性力和慣性力矩減少了約20％。由于往復運動(dòng)件重量的減輕，減少了空壓機的機架和基礎的沖擊力。由于在減少振源的同時(shí)，對振動(dòng)的途徑采取阻隔措施，預見(jiàn)機組的振動(dòng)烈度可降低，噪聲降低3～4dB(A)。
參考文獻
?。?］ 郁永章主編.容積式壓縮機技術(shù)手冊.北京：機械工業(yè)出版社 2005
?。?］ 田濤 王仁德. V型壓縮機力學(xué)性能研究 《機電設備》 2001［6］
?。?］ 船用壓縮機手冊.《機電設備》編輯部
?。?］ 活塞式壓縮機設計. 北京：機械工業(yè)出版社1974
作者簡(jiǎn)介：
李偉杰（1960—），男，工程師，擅長(cháng)壓縮機設計及維修，是該領(lǐng)域專(zhuān)家級人才，具有豐富的理論及實(shí)踐經(jīng)驗。
來(lái)源：■文/李偉杰 劉國棟
【壓縮機網(wǎng)】一、前言
壓縮機噪聲按其性質(zhì)可分為機械性質(zhì)噪聲源和空氣動(dòng)力性噪聲源兩大類(lèi)。機械性噪聲的控制應從控制振動(dòng)、撞擊及傳遞入手，這就需要降低激振力、降低受激系統的響應和減少受激輻射面積。
降低激振力的主要措施就是：1）減少運動(dòng)部件的沖擊；2）提高平衡精度（其中減少不平衡的慣性力和慣性力矩是減少往復壓縮機整體振動(dòng)特別重要的措施）；3）降低往復質(zhì)量，可大大降低不平衡的往復慣性力，從而降低激振力和振動(dòng)。
二、不平衡慣性力和慣性力矩
往復式空壓機由于受力情況復雜，較一般回轉式空壓機的振動(dòng)更大。如何平衡機組內部的各種力，消除振源對空壓機減振降噪具有關(guān)鍵的意義。
1、初始數據
2、慣性力的計算（假設兩列往復運動(dòng)質(zhì)量相等）
1）旋轉慣性力： JR= MR1Rω2+MRLRLω2
2）往復慣性力
A、Ⅰ階往復慣性力:
B、Ⅱ階往復慣性力：
3）慣性力計算結果（表2）
3、慣性力的平衡
?、耠A往復慣性力為橢圓路徑。Ⅱ階往復慣性力為圓路徑，其角速度為曲軸的一倍（詳見(jiàn)圖2）。所以，在曲軸反向加平衡鐵的方法不能完全將Ⅰ階、Ⅱ階往復慣性力平衡。
旋轉慣性力主要由連桿、曲柄銷(xiāo)、曲柄產(chǎn)生，連桿、曲柄銷(xiāo)的旋轉質(zhì)量產(chǎn)生的旋轉慣性力：
Jr＝MR1Rω2＋MRLRLω2
依據“蘭切斯特法”平衡原理，平衡鐵MP除了平衡旋轉慣性力外，還須轉換Ⅰ階往復慣性力。平衡鐵產(chǎn)生的旋轉慣性力：
Jpr＝MPRPω2
平衡鐵的重徑積為［2］：
MpRp＝MsR＋Jr/ω2
兩個(gè)Ⅰ階平衡量MPⅠ用以平衡轉換后的Ⅰ階慣性力，每個(gè)Ⅰ階平衡鐵的重徑積為:
MpⅠRⅠ＝0.25MsR
兩個(gè)Ⅱ階平衡量MpⅡ用以平衡轉換后的Ⅰ階慣性力，每個(gè)Ⅱ階平衡鐵的重徑積為：
MpⅡRⅡ＝0.433MsRλ
通過(guò)優(yōu)化各運動(dòng)件的質(zhì)量，可基本平衡慣性力，使得空壓機振動(dòng)降低約10％，噪聲約可降低3～4dB(A)。
三、輕量化的設計
1、活塞-連桿的輕量化
經(jīng)對往復式空壓機的振源和聲源的分析，及對測試數據的分析，發(fā)現機組二列活塞部位的數值較大。為此，從下列方面實(shí)行減振降噪的措施。
對二列活塞的運動(dòng)部件進(jìn)行輕量化改進(jìn)，達到降低慣性力，減少機組的振動(dòng)和沖擊力。將活塞-連桿等運動(dòng)零件的材料改為鈦合金材料，在保持材料原有強度的前題下，零件的重量減輕了42.7％，降低了慣性力矩。
2、連桿計算
已知：B=2.8 cm； b=2.2 cm；
H=4.25 cm；h=3.25 cm；
1）連桿桿身截面幾何力學(xué)(圖8)
A、面積
A=B H-bh=2.8×4.25-2.2×3.25=4.75 cm2
B、截面二次矩
C、重心到相應邊的距離
D、截面模型
E、回轉半徑
2）連桿強度校核
A、活塞力F活i
∵ P3=8.5 MPa；A3=0.00197 m2；
P4=40 MPa；A4=0.000445 m2；
∴ 三級活塞力：F活3=P3A3=8.5×0.00197
=16.75kN
四級活塞力：F活4=P4A4=40×0.000445
=17.8kN
B、應力校核σ
3）總應力
已知：F=FS+Fr =8.73+5.629=14.359
A=4.75 cm2；L=26.4 cm；C=0.00015～0.0005（取C=0.000325）
Ix=11.62 cm4；IY=7.83 cm4；
A、連桿運動(dòng)平面X－X的總應力
B、連桿運動(dòng)平面Y－Y的總應力
4）慣性矩核算
為了提高強度和剛性，在連桿體的z*薄弱環(huán)節作了增厚處理，連接圓弧由R30改成R100，厚度由35 mm增加至37 mm。慣性矩提高了14.9％。
改進(jìn)前：B1=2.8 cm； b1=2.2 cm；H1=3.5 cm；h1=2.5 cm；
改進(jìn)后：B2=2.8 cm； b2=2.2 cm；H2=3.7 cm；h2=2.7 cm；
A、改進(jìn)前的慣性矩：
B、改進(jìn)前的慣性矩：
C、慣性矩的增加度：
四、其它措施
1、氣缸蓋、罩的改進(jìn)
由于氣缸內氣體壓力脈動(dòng)和活塞的擺動(dòng)和橫向運動(dòng)產(chǎn)生的敲擊聲。造成缸蓋、缸罩的結構共振聲。為此，采取了以下措施：
1）增加了缸蓋內容積，以改變膨脹共振頻率。
2）在Ⅲ、Ⅳ級排氣閥出口處增設了混合阻抗性消聲裝置。
3）在缸蓋中用NOPD（非阻塞性顆粒）阻尼機理，增加了抗振性能，大大減少了振動(dòng)力。
4）將缸罩的金屬材料改為高分子材料，增加了吸音性能，形成了吸音降噪部件。
2、氣閥閥片改進(jìn)
氣閥閥片采用高分子PEEK材料，它具有運動(dòng)慣量小，抗沖擊能強，沖擊速度降低，沖擊力減小，閥片的激振量降低，減小閥片對閥座的敲擊聲，同時(shí)，PEEK材料與閥座的密封性好，且密封面不易破壞。
3、振動(dòng)傳遞的阻隔
在曲軸兩端的軸承座處，添加阻尼材料，增加了振動(dòng)質(zhì)量，提高了機械阻抗，達到了阻隔振源的傳遞途徑。
4、基座的改進(jìn)
機組基座采用組合式方式，在壓縮機和電機下端壁墻中增加了非阻塞性顆粒，來(lái)提高底座的強度剛性和阻尼特性，有效地防隔振動(dòng)途徑，減少振動(dòng)能量，改善機組整體的減振能力。
五、效果
經(jīng)過(guò)輕量化優(yōu)化設計及降振減噪的措施，每列活塞－連桿的重量減輕了26.67％，慣性力和慣性力矩減少了約20％。由于往復運動(dòng)件重量的減輕，減少了空壓機的機架和基礎的沖擊力。由于在減少振源的同時(shí)，對振動(dòng)的途徑采取阻隔措施，預見(jiàn)機組的振動(dòng)烈度可降低，噪聲降低3～4dB(A)。
參考文獻
?。?］ 郁永章主編.容積式壓縮機技術(shù)手冊.北京：機械工業(yè)出版社 2005
?。?］ 田濤 王仁德. V型壓縮機力學(xué)性能研究 《機電設備》 2001［6］
?。?］ 船用壓縮機手冊.《機電設備》編輯部
?。?］ 活塞式壓縮機設計. 北京：機械工業(yè)出版社1974
作者簡(jiǎn)介：
李偉杰（1960—），男，工程師，擅長(cháng)壓縮機設計及維修，是該領(lǐng)域專(zhuān)家級人才，具有豐富的理論及實(shí)踐經(jīng)驗。
來(lái)源：■文/李偉杰 劉國棟
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