罗茨真空泵振动噪声机理的研究(1)

来源:真空技术网(www.chvacuum.com)合肥工业大学机械与汽车工程学院 作者:陈晓东

  罗茨真空泵因其高抽速而得以广泛的应用。日益增高的环境要求迫切需要低噪声罗茨真空泵, 而其振动噪声机理的研究是进行罗茨真空泵低噪声设计的前提, 文章以ZJ-150A 罗茨真空泵为研究对象, 综合采用多种信号测试和分析处理方法, 分析罗茨真空泵振动噪声产生的机理, 查明了泵体振动噪声在各优势频率处产生的原因、振动的主要激励源及其传递路径, 为罗茨真空泵的低噪声设计提供了依据。

  在前期的研究(更多详细文章请见罗茨真空泵专栏)中, 已经对ZJ-150A 型罗茨真空泵的主要噪声源进行了识别和排队, 从中发现在采取隔振措施和改善联接支撑方式后, 罗茨泵的支架和电机噪声可以得到有效控制。罗茨泵的泵体已成为最主要的噪声源, 泵体是由多个部件组成的封闭腔体, 其中包含了泵的主要运动和传动部件,即包含了主要振动激励源。通过采用声强测量技术对泵体进行声功率测试和表面噪声辐射分布的研究,发现泵体辐射噪声的优势频率为530 Hz、1000 Hz 及1620 Hz, 而且这3 个优势频率处噪声的能量约占总能量的70%。因此, 解决泵体振动声辐射问题是进行罗茨真空泵低噪声设计的关键。

  通过声源定位分析知道, 1620 Hz 处的噪声由端盖1 轴侧表面振动声辐射产生, 530 Hz 和1000 Hz处的噪声由泵体上、下表面振动声辐射产生, 且以端盖1上、下表面最为突出。但是, 这些优频率处噪声峰值产生的原因尚不清楚, 有待于进一步的分析验证。本文在真空技术网前文研究的基础上, 采用多种信号测试和分析处理的方法, 研究罗茨泵振动和噪声产生的机理, 即查清引起泵体表面振动和声辐射的主要激励源及其传递途径, 为罗茨真空泵的低噪声设计提供依据。

1、振动噪声机理分析的理论依据

  通过分析ZJ-150A 型罗茨真空泵的结构和抽、排气工作原理可知, 罗茨真空泵在正常工作运行时, 其封闭结构内部可能存在的振动激励源有: 转子不平衡惯性力、轴承激励力、齿轮激励力及高速冷却油液冲击4 种。这些激励源一方面本身产生一次空气声辐射, 另一方面激励引起的振动通过各构件间的联接进行传递, 形成所谓的“固体声”传递。

  由于罗茨真空泵为全封闭结构, 机组运行稳定时泵体内部空气稀薄, 故其内部激励源产生的一次空气声辐射引起的泵体表面振动是非常微弱的, 罗茨真空泵向外部空间辐射的噪声主要是由激励源传递出来的固体声引起泵体外壳表面振动声辐射所产生。

  罗茨真空泵表面振动与噪声产生的机理可用图1所示的一个多输入单输出模型来描述。图1中X1(f ) , X2(f ) , ⋯, Xq(f ) 表示各种激励力, 这些激励力作用在泵的结构上; H1(f ) , H2(f ) , ⋯, Hq(f ) 表示各激励源到振动表面的传递函数; 激励传递到主要发声表面所产生的振动为V(f) , 并由此产生的辐射噪声P(f) 还与该表面的声辐射效率R(f) 有关;M(f) 和N(f) 分别为振动和噪声测量时的随机干扰。

振动、噪声产生机理的描述

图1 振动、噪声产生机理的描述

  根据系统中多输入与单输出的基本关系 , 并假设Xi(f) 与M(f)、N(f) 之间互不相关, 则测量的振动或噪声的自谱有

  其中, 上标3表示共轭; Svv(f)、Spp(f)、Smm(f)和Snn(f)分别是表面振动信号v(t)、结构辐射的噪声信号p(t) 和振动测量中的随机干扰m ( t) 或噪声测量中的随机干扰n(t)的自功率谱; Sxixj(f) 包括激励输入的自功率谱(i=j时) 和输入间的互功率谱( i≠j时)。如果各激励信号xi(t) 为彼此不相关的独立输入, 亦即Sxixj(f)=0(i≠j 时) , 则(1)式和(2)式可写成

  由(3) 式和(4) 式可知, 在结构表面振动谱和噪声谱中都包含着各个激励源的丰富信息, 因此可以通过罗茨泵表面振动和噪声的测试分析识别出振动噪声的主要来源。

2、测试系统

  罗茨真空泵振动和噪声测量系统示意, 如图2 所示。噪声信号由传声器B&K4155 接收, 经声级计B&K2230 放大, 计权后以模拟量输出。振动信号由加速度计B&K4384 拾取, 经电荷放大器B&K2635 放大后输出。输出的振动和噪声信号经模拟低通滤波器滤波后接到信号处理分析系统的A/D 输入端口,进行各种信号分析与处理。调速电机在变频器控制下, 不仅可以进行额定工作转速下的振动噪声测试分析, 也可以使泵在启动时, 在设定的时间内(250 s) 以恒定的转速间隔升速, 以便以等时间或等转速间隔采样进行振动和噪声的谱阵分析。

罗茨泵结构简图和测量系统示意图

1. 端盖1 2. 轴承座1 3. 腔体 4. 轴承座2 5. 端盖2 6. 电机支架 7. 电机

图2 罗茨泵结构简图和测量系统示意图

3、实验与分析

  振动是产生噪声的根本原因, 泵体表面声辐射来源于泵体表面的振动, 而表面振动一方面与某个或某些振动的激励源有关, 同时也和构件间的传递特性以及构件本身的动特性密切相关。因此, 机器振动噪声的机理分析就是要查清噪声中的主要频率成分与各振动激励源和结构特性之间的关系。

3.1、泵体振动的主要激励源及其特征频率

  (1) 转子不平衡惯性力。由转子上的不平衡量所产生, 激励频率为转子旋转基频f r及其高次谐频。即

  其中, n 为电机的转速( r/min) , 高次谐频为旋转基频f r 的整数倍。

  (2) 齿轮激励。ZJ-150 型罗茨泵有一对传动比为1 的斜齿轮, 且属厚类齿轮, 故其激励主要受啮合频率影响, 激励频率为啮合频率及其倍频和分频。若齿数为z , 则其啮合频率为

  (3) 轴承激励。该泵一对啮合转子上装有两种型号的滚动轴承, 滚动轴承的振动激励主要是由轴承内外圈、滚动体的加工误差和缺陷所引起, 它们可能产生若干离散激励频率。若转轴的回转频率为f r, 则保持架的转动频率ft

  滚动体的自转频率fs为

  其中, d为滚动体直径; E为轴承节径; B为接触角。由于滚动体表面不规则引起激励基频为fB= 2fs, 由于轴承内、外圈的轨道不规则引起激励基频为fir= N ·f t,N 为滚动体数目。

  (4) 齿轮冷却油液冲击。高速啮合旋转的齿轮带动和挤压冷却油液冲击密封端盖1。由于冲击作用时间很短, 其激励频率呈宽带分布。

  该泵的工作转速n 为2 970 r/min, 齿轮的齿数Z 为47, 电机侧轴承座2 上为2307 型单列滚柱轴承, 齿轮侧轴承座1 上为3065307 型双列角接触球轴承, 各激励源的激励频率见表1 所列。

表1 JZ-150 型罗茨泵主要激励源的激励基频    Hz

JZ-150 型罗茨泵主要激励源的激励基频

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