往復泵振動和噪聲機理分析及減振降噪措施

袁東紅 華鎖寶 顧則紅 潘政廣 魯 飛

1海軍駐中國艦船研究設計中心軍事代表室，湖北 武漢430064 2合肥通用機械研究院，安徽 合肥230031

往復泵振動和噪聲機理分析及減振降噪措施

袁東紅1華鎖寶2顧則紅2潘政廣2魯 飛2

1海軍駐中國艦船研究設計中心軍事代表室，湖北 武漢430064 2合肥通用機械研究院，安徽 合肥230031

介紹了往復泵的特點，并通過對其工作原理、運動、流量和受力等的分析，找出了往復泵產(chǎn)生振動和噪聲的主要振源，進而有針對性的提出了往復泵的減振降噪措施，對潛艇艙底泵的改進具有借鑒意義。

潛艇；往復泵；振動；噪聲；減振降噪

1 引言

機械設備的振動和噪聲對設備本身來說，會造成其使用壽命的減少和可靠性的降低；對外界環(huán)境來說，會造成污染，并影響工作人員的正常工作，危害健康；對潛艇來說，會使整艘艇的噪聲大、聲隱身能力差，易被敵方探測到，從而影響其執(zhí)行任務的能力。因此，機械設備的減振降噪對于增強艦艇的戰(zhàn)斗力顯得尤為重要。

在各種工業(yè)裝置和艦船系統(tǒng)中，泵是應用最為廣泛的一種機械設備。其中往復泵雖然在應用數(shù)量上所占的比重不大，但都是應用于高壓、小流量或需要定量排出等關鍵場合，是其他類型的泵不可替代的［1］。艙底泵便是一種往復泵，是潛艇上的重要設備，用于日常艙底積水和生活污水在水下全深度的對外疏排，以及特殊情況下的艙底疏水和均衡疏水。由于易滿足高背壓的使用條件和適應艙底積水及生活污水等介質(zhì)環(huán)境，尤其在設備故障時，具有自然阻斷艇外壓力水的安全特性，該艙底泵的往復泵結構一直沿用至今。

目前，我國的往復泵和其他大部分機械設備一樣，存在著技術水平低和噪聲振動大的情況。也正因為如此，艙底往復泵減振降噪的改進難度較大。本文將對此予以探討，進而提出具有針對性的措施［2］。

2 往復泵的特點

往復泵屬于容積泵，其借助活塞或柱塞在液缸工作腔內(nèi)的往復運動（或通過隔膜、波紋管等撓性元件在工作腔內(nèi)周期性地產(chǎn)生彈性變形）實現(xiàn)工作腔容積產(chǎn)生周期性的變化。在結構上，工作腔通過密封裝置與外界隔開。工作時，原動機的機械能經(jīng)往復泵直接轉(zhuǎn)化為被輸送液體的壓力能。

其主要特點有：

1）流量是脈動的。

2）平均流量是恒定的，理論上其大小只取決于泵的結構參數(shù)，而與出口壓力無關。

3）泵的壓力取決于管路特性，與流量無關，對輸送介質(zhì)有較強的適應性。

4）有良好的自吸能力，啟動前無需灌泵，泵的排出壓力最高可得1 500 MPa；

5）在出口壓力很高而流量又很小時，往復泵是唯一的選擇，其不僅能滿足性能需要，而且效率也較高。

3 往復泵的工作原理

3.1 活塞（滑塊）速度及加速度：

往復泵借助于曲柄連桿機構將電機的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)榛钊耐鶑瓦\動。典型的曲柄連桿機構傳動原理如圖1所示。

圖1 曲柄連桿機構傳動示意圖

圖中，x為活塞位移，以遠離曲柄中心為正。x的坐標原點取在活塞前死點，即前死點的坐標x＝0，后死點的坐標x＝－S（S為行程長度）。φ為曲柄轉(zhuǎn)角，逆時針為正，x＝0時，φ＝0；r為曲柄半徑；L為連桿長度；λ為連桿比（λ＝r／L），ω為曲柄角速度；θ為連桿夾角。

活塞位移x為：

將式（2）代入式（1）得

活塞速度u為：

活塞加速度a為：

從式（5）及式（6）可以看出，當λ＝r／L＝0時，

即速度u與加速度a的波形分別為標準的正弦波形和余弦波形，速度u的變化范圍為［－rω，rω］，加速度a的變化范圍為［－rω2，rω2］。

當λ≠0時，速度u及加速度a的波形發(fā)生偏離，對應極值的相位角發(fā)生一些變化，但對分析往復泵的振動機理影響不大。為簡化運算，本文僅討論λ＝0的情況。

3.2 泵的瞬時流量分析

在不考慮容積損失的情況下，泵在每一瞬間排出或吸入的流量稱為理論瞬時流量（簡稱“瞬時流量”）。對于多缸多作用泵，總的瞬時流量等于各個工作腔在同一瞬間的瞬時流量之和。

1）單缸單作用泵的瞬時流量

單缸單作用泵工作時，曲軸每轉(zhuǎn)1圈，工作腔完成吸入和排出各1次（圖2），瞬時流量為：

式中，q為瞬時流量；A為活塞面積。

圖2 流量曲線圖

很顯然，在單缸單作用泵的吸入管路及排出管路內(nèi)，瞬時流量是間隙和脈動的，在［0，π］區(qū)間，泵僅完成吸入；在［π，2π］區(qū)間，泵僅完成排出。

2）單缸雙作用泵的瞬時流量

單缸雙作用泵運行時，活塞兩側(cè)的工作腔為：一個腔吸入時，另一個腔排出。曲軸每轉(zhuǎn)1圈，吸入2次和排出2次。其瞬時流量圖形如圖3所示。

圖3 單缸雙作用泵流量曲線圖

設無桿腔的活塞面積為A，瞬時流量為q1；有桿腔的活塞面積為Ar，瞬時流量為q2，引入系數(shù)K，

則

總的瞬時流量q為：

在單缸雙作用泵的吸入與排出管路內(nèi)，雖然其瞬時流量是脈動的，但在［0，2π］區(qū)間，泵完成2次吸入和2次排出，在2次吸入或2次排出之間無間隙，流量脈動情況有所改善。

因雙缸單作用泵的瞬時流量與單缸雙作用泵瞬時流量曲線極為相似，故在此不作分析。

3）三缸單作用泵的瞬時流量

三缸的結構及幾何尺寸相同，相位相差120°，曲軸每轉(zhuǎn)1圈，每個缸的工作腔交替吸入和排出1次。設3個缸的瞬時流量分別為q1、q2、q3，則有合成瞬時流量為：

圖4為三缸單作用泵的流量曲線圖，圖5為三缸單作用泵的排出流量曲線圖。從圖4、圖5中可以看出：對三缸單作用泵而言，無論是出口管路還是進口管路，合成以后的管內(nèi)瞬時流量最大值為rωA，瞬時流量最小值為0.866rωA，變化范圍較單缸單作用泵或單缸雙作用泵均有較大幅度的降低。

圖4 三缸單作用泵流量曲線圖

圖5 三缸單作用泵出口合成流量圖

3.3 流量脈動分析

流量脈動率δ是衡量流量脈動程度的指標，設δ1為上振幅的脈動率，δ2為下振幅的脈動率，其值為：

式中，qmax為瞬時最大流量；qm為瞬時流量平均值；qmin為瞬時最小流量

因為泵的瞬時流量平均值不是算術平均值，所以瞬時流量的上下振幅不一定相等。

對單缸、雙缸、三缸至六缸單作用泵的流量脈動率進行計算，其值如下表：

表1 1～6缸泵的瞬時流量脈動率

分析表格中的數(shù)據(jù)，可以得出如下結論：

1）單缸泵的流量脈動率最大；

2）多缸泵的流量脈動率較小，但奇數(shù)缸泵的流量脈動率小于偶數(shù)缸泵。

4 往復泵振動原因分析

往復泵的曲柄連桿傳動機構容易產(chǎn)生較大的振動和噪聲，特別是當曲軸軸頸與連桿瓦間隙過大時，振動和噪聲更大；往復運動的活塞慣性力和偏心輪轉(zhuǎn)矩的不平衡同樣也產(chǎn)生振動［3，4］。

由于輸送高壓介質(zhì)，往復泵中的吸排閥片與閥座的開合，改變了介質(zhì)的流動方向和速度，引起了振動和噪聲。一般而言，高壓往復泵液力端產(chǎn)生的噪聲往往比傳動（電動機）端的噪聲還要大。

往復泵的減速由蝸輪、蝸桿傳動機構或齒輪傳動機構來完成，上述傳動機構本身噪聲也較大，如果加工精度低，則噪聲更大。

我們認為，除上述基本因素外，引起往復泵振動的振源主要有以下幾個方面：

1）瞬時流量不均勻是引起進出口管路振動的主要振源

實際上，脈動的瞬時流量導致管內(nèi)流動液體的加速和減速，不僅引起了入口管路和出口管路內(nèi)液體壓力的脈動，而且在節(jié)流部位及彎頭處會產(chǎn)生液體沖擊。

由于管路及管路元件內(nèi)流體的壓力與流量呈線性或非線性的正比關系，故在相同管路特性的前提下，脈動率的大小就代表了振源的強度。

在同樣工藝運行條件下，單缸泵及其管路系統(tǒng)振動最大就說明了這一點。

理論分析和試驗研究表明：低流量脈動率結構設計和合理選型是往復泵減振降噪的最好措施之一，可以達到事半功倍的效果。

2）進出口閥組的運動

進出口閥組的功能是：伴隨活塞（或柱塞）的往復運動，周期性地開啟和關閉，交替地溝通與截斷工作腔與進出口管路之間的通道，完成泵的吸入或排出過程。

一方面，當曲柄轉(zhuǎn)角φ＝0時，亦即活塞處于吸入行程開始的瞬間，進口閥還處于關閉狀態(tài)。直到曲柄轉(zhuǎn)到某一角度φ＝β1時 （β1稱為開啟滯后角），由于排出閥的關閉，吸入閥才開始開啟。而當曲柄轉(zhuǎn)角φ＝π時，即活塞處于吸入行程終止的瞬間，進口閥還處于開啟狀態(tài)。直到曲柄轉(zhuǎn)到某一角度φ＝π＋β2時（β2稱為關閉滯后角），吸入閥才關閉。閥的啟閉滯后使流量及壓力相位發(fā)生了改變，引起噪聲和振動。

另一方面，無論是平板閥、錐閥還是球閥，液體通過時，其方向和速度都發(fā)生了改變，根據(jù)閥口流量—壓差的對應關系式，流量的變化必然會引起壓力的變化，從而引起噪聲和振動。

進出口閥組的運動也是系統(tǒng)的振源之一。

3）傳動端曲軸受交變作用力

對單缸單作用泵而言，曲柄每轉(zhuǎn)1圈，活塞在液缸內(nèi)往復1次，活塞力F為：

式中，p為工作腔的壓力；A為活塞面積。

以上分析已表明，工作腔的壓力p是交變的，活塞受力F以及活塞通過滑塊、連桿作用在曲軸上的力也是交變的，這將引起曲軸兩端的軸承承載和電機的工作扭矩都不均勻，這是典型的受迫振動的模型。

4）管路系統(tǒng)能量損失、空穴及共振等

液體流動時由于液體內(nèi)部、液體和管壁之間都有摩擦力存在，沿其流動方向要逐漸損失掉的一些能量，稱為“沿程能量損失”；液體流過管口、彎頭、突然變化的截面等處，由于流速的大小或方向發(fā)生急劇變化，也要損失一些能量，這些局部部位的能量損失稱為“局部能量損失”。沿程能量損失和局部能量損失之和稱為管路系統(tǒng)能量損失。

沿程能量損失和局部能量損失的大小均與流速相關，交變的流量引起交變的流速，所以總的能量損失也是交變的。

如果因流速變化造成的壓降引起了介質(zhì)的汽化而使氣泡產(chǎn)生，這就是空穴。這些氣泡隨著液流流到壓力較高的部位時會因承受不了高壓而破滅，產(chǎn)生局部的液壓沖擊，發(fā)出噪聲并引起振動。

由于泵速是固定的，流量脈動的頻率和閥組的運動頻率也是固定的，流體通過管口、彎頭、節(jié)流等處引起的壓力脈動頻率相同，系統(tǒng)內(nèi)部各個振源之間的相互作用不能忽略。

5 往復泵振動和噪聲機理

5.1 振動類型

對單缸單作用泵而言，活塞速度u、加速度a、流量q及柱塞力F的函數(shù)式為：

除工作腔壓力p取決于管路特性而不能用簡單的函數(shù)式表示外，u、a、q均為簡諧運動的函數(shù)式，其瞬時值僅與相位角φ相關。

活塞力、加速度引起的慣性力、流量脈動引起的壓力脈動都是周期性的，在它們的持續(xù)作用下，系統(tǒng)將被迫發(fā)生振動，故往復泵的振動類型以受迫振動為主：將傳動部件作為一個子系統(tǒng)，曲軸承受的交變作用力是激振力；將進出口管路作為一個子系統(tǒng)，周期性的流量脈動所引起的壓力脈動是激振力；將電機作為一個子系統(tǒng)，交變的扭矩就是激振力。由于激振力具有非線性特性，故不能運用疊加原理。

5.2 振動合成

對單缸單作用泵，曲軸每轉(zhuǎn)1圈，活塞往復1次，進出口閥各開啟關閉1次，流量脈動1次……，其頻率相同，由此引起了同頻率的多個簡諧振動，如不考慮擾動（當然，擾動肯定存在），合成振動仍為簡諧振動。

實際上，由于連桿比λ≠0，u、a、q的波形都是有偏離的正弦波形，λ愈大，偏離愈多。

5.3 噪聲原理

機械噪聲就其物理本質(zhì)來說，是一種機械波，根據(jù)其產(chǎn)生和傳播過程所通過的媒質(zhì)狀態(tài)的不同而有不同的稱謂。對應液體媒質(zhì)、固體媒質(zhì)和空氣媒質(zhì)的噪聲分別稱為流體噪聲、固體噪聲和空氣噪聲［2］。

空氣噪聲可以直接由人耳來感受或用儀器來測量空氣的壓力波動，流體噪聲可以用儀器來測量流體的壓力波動（液體振動），而固體噪聲則可以用儀器來測量固體的結構振動?？諝庠肼晫嵸|(zhì)上是流體噪聲和固體噪聲向空氣中擴散的結果。

測試結果表明，往復泵噪聲頻譜較寬，由許多頻率分量組成。曲軸每轉(zhuǎn)1圈，活塞往復1次，曲軸承受的活塞力交變1次，曲軸振動頻率（簡稱軸頻）等于其每秒鐘的轉(zhuǎn)數(shù)，由于制造誤差或裝配不當，便要產(chǎn)生軸頻的兩倍頻、四倍頻或更高的頻率分量。活塞往復運動時，工作腔容積周期性變化，在管路特性的作用下，形成壓力脈動。

6 往復泵減振降噪措施

往復泵減振降噪措施的技術途徑分主動降噪和被動降噪兩種。主動減振，是通過改善泵的基本結構或運行狀態(tài)，從而最大限度地控制噪聲源和振動源所產(chǎn)生的能量；被動減振，則是通過采取適當措施來達到減小振源的強度或阻斷振動傳播的途徑的目的［5］。

6.1 主動減振措施

1）總體結構選型設計

由表1可知，在系統(tǒng)振動和噪聲要求較高的場合，應采用三缸往復泵，其流量脈動率之和（δ1＋δ2）僅為單缸泵的4.4%或雙缸泵的8.8%，流量脈動減小必然引起壓力脈動的減小，流體噪聲將會大幅下降。

另一方面，壓力脈動減小后，作用在活塞上的作用力F＝pA（即曲軸受力）的變化范圍相應減小，結構振動也將減小。

2）閥組結構選型和設計

泵閥有平板閥、球閥、錐形閥、環(huán)形閥等，應根據(jù)輸送介質(zhì)的不同和系統(tǒng)的要求選擇。不同的閥結構有不同的閥組開啟滯后角和關閉滯后角，其流道是否通暢，密封是否可靠等均應予以考慮。

閥組材料配對是影響閥組振動的另一個重要因素。試驗研究表明，在雙缸雙作用泵上，采用金屬－非金屬材料組合較金屬－金屬組合可以降低噪聲2 dB。

3）其它

通過工藝措施提高零件的加工精度，保證裝配質(zhì)量，通過合理的結構設計提高系統(tǒng)的剛度等都是減小振幅的有效措施。

6.2 被動減振措施

1）在原有裝置減振降噪改造時，在泵的進出口管路上安裝緩沖器吸收壓力脈動［6］是可行的方法，但必須要對泵及緩沖系統(tǒng)進行動態(tài)匹配，以求得最佳減振降噪效果。作者曾為滿足某型液泵工藝參數(shù)大范圍調(diào)整的需要，在泵的出口管線設計并配置了三組氮氣增壓式緩沖器，取得了非常好的效果，測試結果表明，泵與管線的振動較安裝緩沖器以前降低了90%。

2）阻尼減振 系統(tǒng)共振振幅H為：

式中，as為比例系數(shù)；E為楊氏模量；η為損耗因素。

為降低共振振幅，應該選用高楊氏模量E和高損耗因素的材料。

3）采用隔振墊、管路消振器［7］降噪等。

7 結束語

盡管高速離心泵、高速磁力泵、高壓齒輪泵等各類泵型得到了很大的發(fā)展，并且在一些場合已經(jīng)成功取代了往復泵，但往復泵仍以其鮮明的特點得到廣泛應用。雖然往復泵總量僅占泵總量的18%左右，但很多場合往復泵是唯一的選擇。潛艇艙底泵因其特殊的使用條件、介質(zhì)環(huán)境和安全性要求等，其往復結構型式仍應予以保留。

要完全消除往復泵的流量脈動是不可能的，要消除柱塞力的交變性也是不可能的，但通過理論分析和試驗驗證，采取主動減振和被動減振的措施，使振動和噪聲控制在規(guī)定的范圍內(nèi)是完全可行的。采用三缸往復泵，減小流量脈動，并對蝸桿軸承、進出口閥進行改進設計以及變換配對材料等，都是潛艇艙底泵減振降噪的可行途徑和有效措施。

對于潛艇艙底疏水系統(tǒng)，應改進目前艙底泵的雙缸雙作用結構方式，從振源入手降低流量脈動率；應改進閥的結構型式以及配對材料改善流體的流動狀態(tài)降低閥組的能量消耗。同時開展被動減振的研究和試驗，選用高楊氏模量和高功耗因素的材料；在出口管路上采取緩沖措施以及實現(xiàn)泵與管路特性之間良好的匹配來達到系統(tǒng)低噪聲的目的。

［1］ 《往復泵設計》編寫組.往復泵設計［M］.北京：機械工業(yè)出版社，1987.

［2］ 徐世勤，王檣.工業(yè)噪聲與振動控制［M］.北京：冶金工業(yè)出版社，1999.

［3］ 崔書海.脈沖阻尼器在往復泵中的應用 ［J］.河北化工，2008，31（7）：51－52.

［4］ 黃義剛，朱榮生.泵振動原因及其消除措施［J］.排灌機械，2007，25（6）：56－59.

［5］ 尹錫禹.柱塞泵振動原因分析 ［J］.中國設備工程，2004（10）：29.

［6］ 宋玲.往復泵管路振動的分析與治理 ［J］.湖北化工，1997（2）：58.

［7］ 崔洪峰，李光華.艇用往復泵組的振動分析與防范措施［J］.中國修船，2005（6）：26－27.

Analysis of Reciprocating Pump Vibration and Noise Mechanism and Reduction Measures

Yuan Dong-hong1Hua Suo-bao2Gu Ze-hong2Pan Zheng-guang2Lu Fei2
1 Military Representative Office of the 701 Research Institute，Wuhan 430064，China 2 Hefei General Mechanical Research Institute，Hefei 230031，China

The characteristics of reciprocating pump are introduced.By analyzing the working principle，motion，flux and stress of reciprocating pump，the main sources of vibration and noise are discovered and modifying designs are proposed to minimize the effects of vibration and noise of reciprocating pump. This can be taken as a reference for the improving design of bilge pump in submarine.

submarine；reciprocating pump；vibration；noise；vibration and noise reduction

U674.703.8

A

1673－3185（2009）05－75－06

2009－03－19

袁東紅（1964－），男，高級工程師。研究方向：艦船輪機及機械工程