合肥工业大学学报（自然科学版）bookmark0罗茨真空泵振动噪声机理的研究陈晓东陈心昭陆益民刘正士张宝夫（1.合肥工业大学机械与汽车工程学院，安合肥230009；2浙江真空设备集团有限公司，浙江台州318000）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。

　　在前期的研究和研究的基础上，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|2 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131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I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所示的一个多输入单输出模型来描述中X1（/），X2（/），。"，Xq（/）表示各种激励力，这些激励力作用在泵的结构上；H1（/），H2（/），。"，Hq（/）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Vf），并由此产生的辐射噪声p（/）还与该表面的声辐射效率e/）有关；M（/）和n（/）分别为振动和噪声测量时的随机干扰根据系统中多输入与单输出的基本关系|4，并假设Xi（/）与M（/）N（/）之间互不相关Jlj测量的振动或噪声的自谱有其中，上标*表示共轭；Svv（/）Spp（/）、S（/）和Snn（/）分别是表面振动信号v（t>结构辐射的噪声信号户⑴和振动测量中的随机干扰m⑴或噪声测量中的随机干扰n⑴的自功率谱；Sx；x（/）包括激励输入的自功率谱（i=j时）和输入间的互功率谱（j时）如果各激励信号xi（t）为彼此不相关的独立输入，亦即（/）=0（怅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，如所示噪声信号由传声器BK4155接收，经声级计K2230放大，计权后以模拟量输出振动信号由加速度计BK4384拾取，经电荷放大器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（250s）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。

　　3.由可以看出，转子达到稳定工作状态时艄声的主要频率成分在u1P-0lefcis620lg近形成1条与时间轴平行的山脉，盖加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，如所示。由可以看出，在530Hz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 620Hz处，却未见明显的峰值。

　　端盖和轴承座在垂直方向测点上振动的时间谱阵图，分别为和所示。在530Hz处这2个谱图上都有一条与时间轴平行的“山脉”，同时在530Hz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530Hz附近突然增大，说明530Hz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1000Hz处并未出现与时间轴平行的振动“山脉”，可看出1 000Hz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，振动很快增大由以上测试分析可知，端盖1侧面在1 620Hz处，端盖和轴承座在530Hz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，分别为和所示。由和可以看出，在1620Hz和530Hz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1620Hz是端盖1侧面轴向振动的一个固有频率，530Hz是其垂向振动的一个固有频率激励轴承外圈，在轴承座上表面测得的振动频响曲线，如所示。由看出，460Hz 780Hz和996Hz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240Hz249.3Hz和353.8Hz；双列角接触滚珠轴承的激励频率为264.其中249.3Hz的4倍频、331.6Hz的3倍频与轴承座的固有频率996Hz相吻合，也非常接近振动噪声的优势频率1000Hz，而530Hz为264.4Hz的2倍频，因此轴承是罗茨泵530Hz和1000Hz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530Hz和1000H处共振端盖1侧面轴向振动的主要频率是1 620Hz，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 330Hz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。

　　000Hz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。

　　1620Hz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。

　　000Hz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陈晓东，李志远，陈心昭，等。罗茨真空泵噪声源识别的实验研究。真空科学与技术学报，2001，汤和，朱梦周，张纪锁。产品低噪声的设计原理和方法一一论降低机械噪声的根本途径。噪声与振动控制，1993，杨乃恒。真空获得设备。北京：冶金工业出版社，1987.76-99.姜建国，曹建中，高玉明。信号与系统分析基础。北京：清华大学出版社，1994.屈维德，唐恒龄。机械振动手册。北京：机械工业出版社，2000.诺顿。工程噪声和振动分析基础。盛元生译。北京：航空出版社，1993.