罗茨真空泵振动噪声机理的研究(2)

3.2、振动噪声谱分析

　　通过声源定位已经查清泵体辐射噪声的优势频率和辐射部位, 为了进一步了解辐射噪声与表面振速之间的内在关系, 测量了泵体表面上一些典型测点的振速和附近测点噪声的功率谱以及它们的相干函数。泵体外表面各典型测点速度谱中主要频率处的振动速度值, 见表2 所列。

表2　泵体外表面典型测点主要频率处的振动速度值　　　　10^-5 m/s

　　测试分析表明:

　　① 各测点的振动与噪声谱极为相似, 在优势频率处两者的相干函数在0.9 以上, 这说明泵体噪声确实来自泵体表面振动声辐射。

　　② 在49.5 Hz 处, 端盖、壳体及轴承座上均有较大的振幅, 该频率恰好是罗茨泵的一阶转频, 说明罗茨泵的转子存在制造和装配误差, 产生不平衡所致。由于在这个频率处结构的声幅射效率很低, 故在噪声谱中49.5 Hz 处并无明显峰值。

　　③ 端盖1、轴承座1 及端盖2 在530 Hz 处均有较大的振幅, 其中以端盖1 和轴承座1 的垂直方向最为突出。

　　④ 各构件在1 000 Hz处均有一定的振幅, 以端盖1 垂直方向尤为突出。

　　⑤ 1 620 Hz 处的振动峰值, 仅出现在端盖1的轴向侧面, 且其振动以中心部位最为强烈。

　　将振动分析结果与罗茨真空泵噪声源识别的实验研究一文中声源定位结果比较可知, 振动速度较大部位与泵体辐射噪声较大部位非常一致, 这进一步说明泵体的声辐射来源于泵体的表面振动。

3.3、谱阵及结构特性测量分析

　　为了进一步查清在各优势频率处振动及噪声峰值产生的原因, 识别峰值振动与转速和结构固有特性之间的关系, 对罗茨泵进行升速过程的谱阵和各主要构件频率响应函数的测试与分析。端盖1 轴向侧面附近的测点上噪声的时间谱阵图, 如图3 所示。由图3 可以看出, 转子达到稳定工作状态时, 噪声的主要频率成分在1 620 Hz, 并且在1 620 Hz 附近形成一条与时间轴平行的“山脉”, 这说明该频率处产生的噪声不随转速变化, 不可能是由与转速有关的激励源所引起, 可能与端盖1 的轴向共振有关, 这一点将被后面端盖1 的频响函数测试所证实。罗茨泵的垂直方向测点的噪声时间谱阵图, 如图4 所示。由图4 可以看出, 在530 Hz 附近始终保持着很大的峰值, 也形成一条与时间轴平衡的“山脉”, 但在1 620 Hz 处, 却未见明显的峰值。

图3　端盖1 轴侧面测点噪声时间谱阵　　　　　　　　　　　图4　垂直方向测点噪声时间谱阵　

　　端盖和轴承座在垂直方向测点上振动的时间谱阵图, 分别为图5 和图6 所示。在530 Hz 处这2 个谱图上都有一条与时间轴平行的“山脉”, 同时在530 Hz 处的样值与原点之间的径向有一系列规律的峰值出现, 并在530 Hz 附近突然增大, 说明530 Hz 处极可能是结构的固有频率, 同时该频率处的振动是由与转速有关的激励源所引起。在1 000 Hz 处并未出现与时间轴平行的振动“山脉”, 可看出1 000 Hz处的振动也是由与转速有关的激励源所引起, 并且在转速接近稳定工作转速时, 振动很快增大。

图5　端盖垂直方向测点振动时间谱阵　　　　　　　　　图6　轴承座垂直方向测点振动时间谱阵

　　由以上测试分析可知, 端盖1 侧面在1 620 Hz 处, 端盖和轴承座在530 Hz 处的振动或噪声谱阵上均出现一条与时间轴平行的“山脉”, 应是结构的固有特性所致, 为此在罗茨泵的端盖、轴承座和腔体上分别进行频响函数测试以验证之。

　　端盖1 沿轴向和垂直方向采用锤击法测得的频率响应函数, 分别为图7 和图8 所示。由图7 和图8可以看出, 在1 620 Hz 和530 Hz 频率处出现突出的峰值, 且激励与响应信号之间具有很好的相关性,说明1620 Hz 是端盖1 侧面轴向振动的一个固有频率, 530 Hz 是其垂向振动的一个固有频率。

图7　端盖1 轴向振动频率响应函数　　　　　　　　　图8　端盖1 垂向振动频率响应函数

　　激励轴承外圈, 在轴承座上表面测得的振动频响曲线, 如图9 所示。由图9 看出, 460 Hz、540 Hz、660 Hz、780 Hz 和996 Hz 为其固有频率。

3.4、振动噪声机理分析

　　由振动激励源分析可知, 单柱滚柱轴承的激励特征频率为240 Hz、249. 3 Hz 和353. 8 Hz; 双列角接触滚珠轴承的激励频率为264.4 Hz、331.6 Hz 和374.7 Hz。其中249.3 Hz 的4 倍频、331.6 Hz 的3倍频与轴承座的固有频率996 Hz 相吻合, 也非常接近振动噪声的优势频率1 000 Hz, 而530 Hz 为264.4 Hz 的2 倍频, 因此轴承是罗茨泵530 Hz 和1 000 Hz振动的主要激励源。轴承振动通过轴承座传递到端盖上, 引起轴承座和端盖在530 Hz 和1 000 Hz处共振。

图9　轴承座振动频响函数

　　端盖1 侧面轴向振动的主要频率是1 620 Hz, 由于在该频率处轴承座上无振动峰值, 故不可能是轴承、齿轮或转子不平衡激励所引起, 经分析验证为齿轮在高速啮合时挤压冷却油液冲击端盖1 内侧面所引起。在罗茨泵表面振动和噪声的特征频率中, 齿轮的啮合频率2 330 Hz 及其倍频、分频的振动值很小, 说明齿轮啮合激振并不是影响泵体的振动和声辐射的主要因素。

4、结束语

　　(1) 振动和噪声谱分析及相干分析的结果表明, 泵体表面振动和噪声之间存在着强烈的因果关系,泵体噪声来自其表面振动所产生的声辐射。

　　(2) 530 Hz 和1 000 Hz 处的振动和噪声峰值来自轴承激励。该激励通过轴承座传递到端盖上, 并引起轴承座和端盖在该频率处共振, 从而形成强烈的共振声辐射。

　　(3) 1 620 Hz 的噪声峰值来自端盖1 侧面轴向共振声辐射, 其振动激励来自齿轮侧冷却油液的高速冲击。

　　(4) 轴承座是530 Hz 和1 000 Hz 泵体表面振动的主要传递通道, 在低噪声设计时对该部件应重点加以考虑。

　　(5) 罗茨泵的转子存在制造和装配误差, 由转子不平衡引起的一阶振动幅值较大, 虽然在基频上并未引起强烈的噪声, 但其高次谐频可能会引起一些部件的共振进而辐射噪声。因此应提高转子的制造和装配精度, 并对其进行现场动平衡。