0 引　言

随着经济的发展，噪声污染已成为当今社会环境污染的三大公害之一，给人类健康带来极大的危害。机电设备的噪声越来越受到各行业的重视，降噪减振已成为许多厂家产品升级换代的研究方向。

离心泵广泛应用于水利电力、石油化工、矿山冶金、建筑环保、航天航空、舰船舰艇等各个领域。随着环保意识的增强及对技术性能要求的提高，有些用户对设备噪声的重视程度，甚至超过了节能降耗。如何有效降低泵组噪声，已成为提升其市场竞争能力的一个重要因素。泵类流体机械学科与其他学科的交叉越来越广泛，来自不同行业及不同专业的科研人员，进行跨学科的共同研究越来越普遍，逐步形成全要素、多领域、高效益的军民融合深度发展格局。

1 国内外研究综述

泵组噪声，主要包括离心泵噪声和电动机噪声。根据电动机噪声产生机理的不同方式，大致可分为三大类：电磁噪声、机械噪声、空气动力噪声，其中电磁噪声占很大比例。

引起离心泵运行噪声的因素有很多，除了泵组自身的电气结构和机械结构外，还包括流体动力学因素，运行的转速、流量和扬程等工况，以及输送介质等。离心泵的噪声分为机械噪声和流噪声，几乎全部来自于泵壳内部，与泵壳内流体的压力脉动直接相关^[1]。机械噪声为机械结构振动的辐射噪声，所产生噪声的峰值频率通常为离心泵转速的倍数^[2]。机械噪声主要来自轴承、机封、密封环、平衡鼓等摩擦以及连接螺栓、键销、管接头等的松动。机械噪声通常可以忽略不计，除非有严重的轴承机封磨损或转子擦碰等故障发生。

流噪声包括水动力噪声和气动力噪声，也称为流体动力性噪声，主要由旋转噪声和湍流噪声组成。赵威^[3]指出旋转噪声为离散噪声，与离心泵内部的动静干涉有关。而湍流噪声为宽频噪声，主要与流体与叶片的相互作用、漩涡的生成、扩散和溃灭，汽蚀以及粘性尾流等非定常现象有关。周心一等^[4]指出流噪声的一般特点是频率覆盖域很宽的宽带连续谱噪声，其上也可叠加一些特征线谱。线谱噪声反映了离心泵的结构特征，主要表现为轴频、叶频及其倍频，与离心泵的动平衡、转速以及叶轮的叶片数相关。

蒋爱华等^[5]提出对离心泵噪声进行全局性研究，包括管路、阀门等在内，研究其诱发的噪声对噪声总级的贡献。贺小峰等^[6]指出水流通过的方向遇有面积变化的流道或阀口时，因剪切、摩擦及涡流现象而产生噪声。龚卫锋等^[7]指出在多工况下运行的离心泵，采用变频器变速调节替代阀门节流调节，能够有效地降低离心泵的振动和噪声。张德满等^[8]通过试验研究发现，变频调速时离心泵出口振动更小，因此通过变频调速，可以降低离心泵出口的振动和噪声。柯兵等^[9]等强调在管路系统声学特性测试技术等方面，开展更深入、更细致的研究。

夏极等^[10]针对典型的离心泵组，设计了蓄能器和亥姆赫兹消声器相结合的低噪声排水装置。周志杰等^[11]对管路阀门阻力系数进行了研究，更准确地掌握管路系统的阻力特性，满足节能和低噪声需求。李志印等^[12]对引起管路振动噪声的气流峰值频率进行了分析，提出了降低风管气流速度，关键部位采用双吊架结构隔振。赵大为、沈正帆、王勇、喻萌、蔡标华、孙营辉等^{[13 – 18]}在管路及系统的噪声、压力脉动及减振降噪方面取得了许多研究成果，包括管路压力脉动抑制装置、隔振通舱管件、弹性隔振器、管路约束方式、管路弹性支撑以及液压系统等，对管路系统研究及声波传递特性的研究渐趋成熟。

目前国内外离心泵噪声特性的研究，主要侧重于单级离心泵，对于大功率高扬程多级离心泵，则不多见。多级离心泵的计算模型，大多未充分考虑密封环、平衡鼓、回水管、轴承、轴向力等多个因素之间的耦合作用，无法满足多级离心泵在大流量、高扬程及多转速下的计算需求。流场计算时通常只计算出叶轮转动几周或十几周的瞬态流场结果，对更长运转时间的结果缺少分析和验证。多级离心泵噪声特性的试验研究，对于降低离心泵组噪声水平，提高其整体性能具有重要意义。

2 试验介绍

某型号泵组由多级离心泵、电机、变频器、控制箱等组成。根据设计要求，离心泵有3个运行工况，分别为小流量工况、额定流量工况、大流量工况。在每个运行工况下，测试离心泵的噪声特性。

离心泵配用两极三相异步电动机，电流频率50 Hz。测试点工况为额定流量工况和小流量工况，小流量工况运行流量为额定工况的0.5倍。泵组的轴频50 Hz，首级叶轮叶频250 Hz，次级叶轮叶频350 Hz。

该泵设计为径向吸入和径向排出结构，水力部件通过导轴承支撑，并通过联轴器与电机连接。采取节段式壳体设计，具有多个扭曲叶片的闭式离心式叶轮。滑动轴承采用高分子复合材料。机械密封采用集装式，用于输送清洁或含泥沙颗粒的淡水、海水。为了降低整个泵组的噪声，在泵的结构上采取了高强度高精度的设计，优化设计了叶轮、导叶及压水室等流道结构。

2.1 试验台系统

试验台系统由离心泵、电机、进出口阀门、管路、水箱、压力表、压力变送器、流量计等组成，如图1所示。水流从水箱流出，经过泵进口阀到达泵的进口，在离心泵内加压后从出口流出，经过泵出口阀、管路、流量计等回到水箱内，构成一个闭式循环。

主要测试仪器：噪声振动多分析系统、声级校准器、传声器组、标准激励器、压力表、压力变送器、流量计等。

试验台系统：用于水泵性能测试的闭式试验台，其测试不确定度小于0.5%。设备仪器仪表标定证书符合GB/T 3216及GJB 4058的精度要求。

2.2 噪声试验环境及测点布置

试验环境：多级离心泵为立式结构，采取腰部支撑弹性安装于试验支架上，支架与基础平台刚性连接，进出口管路采用弹性安装。在进出管路及阀门部位包上吸音棉，以减轻干扰。出口阀门在管路上距离泵10 m以外，可以忽略其噪声对测试结果的影响。测试现场背景噪声A声级不超过45 dB，低于被测设备A声级10 dB以上，本次测试数据无需修正。实验室内空间高大宽阔，室内空气流速小于1 m/s，除地面反射外，周边墙体及顶棚距离较远反射可忽略不计，是比较理想的声学测量环境。

噪声测点布置见图2，其中1～5号测点为噪声测点。各测点离泵组表面的距离均为1 m。5号测点布置在泵组正上方1 m处。其中1～4号测点布置在泵组的前后左右，离地面基础平台的高度为1.5 m。

2.3 噪声测量系统

噪声测量系统及流程见图3。通过5个测点的传声器取得信号，经过放大分析计算后，分别输出5个噪声数据，然后计算平均值。根据泵组不同频带的空气噪声A计权声压级，绘成频谱图。

3 试验内容及步骤

泵组空气噪声的测量包括，空气噪声A计权声压级（20 Hz～10 kHz）和空气噪声1/3倍频程频带声压级（20 Hz～10 kHz）。离心泵配用变频水冷电机，在模拟负载下单独测得的水冷电机的空气噪声A计权声压级较低，相对于离心泵的噪声而言可忽略不计。

3.1 试验内容

对于同一台多级离心泵，在不同运行条件下分别进行了3次噪声测试。测试单位、人员和地点都相同。泵运行时没有汽蚀现象发生，对噪声的影响可以忽略。噪声测试时，泵的进口阀门全开，出口阀门开度根据工况调整。

第1次试验测试时，泵组仅仅经过数小时的性能试验及汽蚀试验，为全新的状态。第2次试验测试时，泵组已完成了连续3个多月的清水运行试验及1个多月的泥沙运行试验，为轻微磨损状态。第3次试验测试时，泵组已进行了拆检清洗，叶轮和导叶的流道再次打磨，经修复还原配合间隙。

3.2 试验步骤

1）检查试验场地环境是否符合要求，检查电机、变频器、控制柜接线是否正确。

2）完全打开泵进口阀门并关闭出口阀门，通电点动试运转，检查电机旋向是否正确。选择低速启动，然后缓慢调节转速，逐步上升到额定值。最后逐渐打开出口阀门使流量扬程到额定工况点。泵组应始终平稳运行，没有异常振动或噪声。

3）测量泵的进出口压力、转速、流量、电流、电压及空气噪声等。

4 试验结果及分析

泵组在小流量工况和额定流量工况分别做了3次测试，得到了多组噪声频谱数据。每组数据各不相同，但是发现了共同的变化趋势。由于电机噪声和离心泵机械噪声在这里忽略不计，因此从离心泵流噪声的角度来对试验结果进行分析。

4.1 小流量工况

泵组的空气噪声A计权声压级，第1次测试为较优水平，比常规产品低3 dB以上。第2次测试比第1次高出2 dB。第3次测试最好，比第1次低2 dB。总体噪声水平第2次最高，第3次最低，与泵组的实际运行状态相符合。在全部5个测点中，经过多次测量统计分析，在泵的出口方向测点3的声压级最高，与之相对在泵的出口背后测点1的声压级最低，相差2个多分贝。可以看出噪声辐射的主要方向为泵的出口。

泵组的空气噪声1/3倍频程频带声压级，3次测试的频谱图变化趋势基本相同，可以归纳为三峰两谷（见图4）。将3次测试的声压级平均值绘成1条曲线，则空气噪声1/3倍频程频带声压级的变化趋势，更加清晰明朗（见图5）。

第1个波峰的频率为50 Hz，为泵组的轴频，与振动的频谱图高度吻合，同为第1个波峰。主要是由于转子的几何中心与质量中心不一致引起的噪声，与泵转子和电机转子的动平衡质量有密切关联。离心泵转子轴系的不平衡，在制造及运行过程中需要高度重视。蒋劲等^[19]指出，转子不平衡包括转子系统的质量偏心，以及运行中转子部件出现的缺损或变形造成新的质量偏心。陈炯等^[20]通过频谱分析，发现汽轮机和发电机的轴频较为突出，指出要重视整机轴系的动平衡。第1个波谷的频率为100 Hz，恰好是交流电频率的2倍，为电磁噪声和装配不对中导致零件碰擦引起的摩擦噪声，其幅值较小，一方面是电机轴和泵轴的对中非常好，另一个方面是电机采用了水冷结构，噪声通过水体衰减较大。

第2个波峰的频率为250 Hz，为泵组首级叶轮的叶频（叶频f=n*Z/60），降低叶轮出口的流速，减小对导叶的冲击，可以消减该波峰。泵组次级叶轮的叶频为350 Hz，该点处于高位但未形成波峰，噪声影响没有首级叶频大。由于多级离心泵的叶轮在键槽加工及转子装配上，为避免叶轮叶片旋转过程产生低倍频激励，采取了相邻叶轮的叶片在圆周方向角度均匀错开布置方案，使得多个次级叶轮叶频噪声的峰值在时间上并不同步，削弱了其叠加峰值。

第3个波峰的频率为1 250 Hz，则是轴频、叶轮叶频、导叶叶频等多次谐波以及泵组或零部件的固有频率的叠加，成因比较复杂。从均值来看是最高的一个波峰，而且该波峰的频率有一定的波动性，每次测试并不固定，第3次测试时是1 000 Hz。第3个波峰过后噪声频谱曲线迅速下行，而同时测得的机脚振动加速度频谱曲线，则是继续上行，说明高频噪声在传播途中迅速衰减。

第2次测试的曲线与第1次对比，发现1 000 Hz以上频率的声压级普遍增加，1 000 Hz以下的则有升有降。泵组修复后第3次测试的曲线与第2次测试对比，发现500 Hz以上频率的声压级普遍降低，500 Hz以下的则有升有降。说明高频噪声在泵组长时间运行磨损后会增大，主要原因在于磨损后主要零件的配合间隙增大。

第3次测试是在泵组修复后进行的，测试的曲线与第1次测试对比，同样也发现500 Hz以上频率的声压级普遍降低。泵组修复后主要零件的配合间隙减小，还原到了初始状态。但叶轮和泵体的流道，经过含泥沙水1个多月的冲刷磨损后，表面粗糙度降低，说明高频噪声降低与泵组的流道表面粗糙度降低密切关联。李环等^[21对表面粗糙度做了详细的研究，表面粗糙度降低则高频噪声随之降低，表面粗糙度噪声在高频水动力噪声中占重要地位。总体说来，泵组长时间运行磨损后，因配合间隙增大噪声会增大。经修复还原配合间隙后，因流道表面粗糙度降低噪声又会降低，甚至低于第1次出厂时的状态。

4.2 额定流量工况

以上的频谱图及数据分析，是基于运行流量为额定流量0.5倍的小流量工况下做出的。在运行流量为额定流量的工况下，得到的结论也是相似的。3个典型波峰的频率依旧分别是50 Hz，250 Hz，1 250 Hz，只是幅度有所降低。频率1 250 Hz的噪声声压级基本没有变化，轴频50 Hz的噪声声压级降低了约2个分贝，叶频250 Hz的噪声声压级降低了最多，约4个分贝（见图6），工况1表示0.5倍的额定流量下的小流量工况，工况2表示额定流量工况。

在额定流量工况下，泵组的效率最高，噪声要低于小流量工况。在小流量工况或大流量工况下，叶轮出口的水流与导叶或者隔舌间的冲击损失很大，并且在流道内会形成有害涡流，使叶频及其谐波分量有所增加，造成了较大的振动和噪声。另外大流量工况下由于流速增加，还会加大湍流噪声。赵威等^[22]通过研究得出，离心泵在流量小于额定工况时，偏离额定工况越大，噪声越大。在孙霖等^[23]的研究中，也印证了该现象。在同一转速下，设计工况的噪声水平低于非设计工况，非设计工况下的较强的压力脉动和不稳定流动加剧了噪声水平。

海尔曼^[24]（Dieter-Heinz Hellmann）在其专著《离心泵大全》中指出，在无空化状态下运行时，离心泵有10^–9～10^–6的功率需求量被转化成噪声级。噪声类型包括固体声、液体声和空气声。不论是处于节能，还是处于减振降噪等原因，都应使水泵经常在最佳效率工况点下运行，这样，额定转速下的噪声辐射程度最小。

5 噪声特性

从电机轴端输出的能量主要用于流体的输送，较少部分转化为热能，极少部分以振动噪声等形式向外辐射传播。通常效率高的离心泵，振动和噪声都会相对比较小，其水力设计、机械设计及产品制造装配等都会处于较优的水平。但振动和噪声相对较小的离心泵，其效率不一定高。例如采用切割叶轮增大叶轮和蜗壳隔舌之间间隙的离心泵，通过牺牲效率来减振降噪，以及采用阻尼机架及隔振吸音材料的离心泵，其测得的振动和噪声会比较小，但效率则是高低参差不齐。

在离心泵的研究领域。噪声振动和效率是2个独立的研究课题，但彼此又存在交集。噪声源于振动，振动源于力的作用，都随着时间的变化而变化，不停地向四周扩散，体现了能量的传递与转化。正如效率与汽蚀难以兼顾一样，效率与噪声也难以兼顾，必要时牺牲效率来降低噪声。

多级离心泵的流噪声来源主要有三点：一是隔舌部位，末级叶轮出水对压水室隔舌部位的冲击引起，也是最大的噪声源。受叶轮出口射流尾迹流动和叶片与隔舌动静干涉作用的双重影响，在能量转换的过程中，其内部流动很不均匀。二是导叶的进口边部位，首级叶轮和次级叶轮出水对导叶进口边的冲击引起。三是密封环及平衡鼓间隙部位，由高压水流的回流扩散引起。

水流的速度及压力急剧变化的部位，最容易产生脱流、漩涡、汽蚀等复杂流态，最容易诱发振动引起噪声。转子不平衡或与电机轴心线不对中，以及运行时偏额定工况产生的较大径向力，都会引起轴心线弯曲偏移，加大上述噪声。另外轴承和机封的磨损以及连接螺栓和键销等松动，也会诱导间隙振动引起高频噪声。

噪声在传播的过程中，受流体不均匀分布和边界的影响和制约，存在反射、折射和干涉等现象，会产生声线弯曲、信号起伏和畸变，并且高频噪声易被流体吸收。噪声源及传播路径存在多样化，某一时刻测量的噪声值实际上来自多个相近时刻的噪声源。一部分噪声是通过泵壳体向空气中传播，另一部分是先通过水流传播，再通过管壁及阀门等向空气中传播。在金属壳体中、水中及空气中的声速各不相同，并且差异很大。另外部分噪声由高速旋转的叶轮产生，噪声源在高速运动中，传播时可能产生多普勒频移现象。

6 主动降噪措施

降低离心泵组的噪声水平，对于保障战术技术性能增强战斗力，提高舰船的声隐身能力，及改善工作环境具有重要的作用。在离心泵主动降噪方面，有如下几点改进措施：

1）应用双流道蜗壳或带导叶扩散体，减小泵的径向力，减轻轴承的磨损；

2）提高转子部件的刚度及动平衡精度、提高电机轴和泵轴的对中精度；

3）提高零件加工精度减小装配间隙、尽可能降低流道表面的粗糙度；

4）选择合理的叶轮与导叶进口边或与蜗壳隔舌的间隙、合理的密封环间隙；

5）提高螺栓连接及键销连接的装配精度、控制螺栓连结的预紧力矩；

6）优化电机的电磁方案及结构设计、确保磁力中心线与机械中心线重合；

7）选用优质的低噪声轴承、采用变频调速电机及水冷方案；

8）避免泵组出现共振诱发噪声，最好的解决方法是改变固有频率^[25]，调整泵组质量或机架刚度，使泵组及其零部件的固有频率与振动源的频率错开；

9）运行时优先选择额定转速和流量下的高效工况点等。

7 结　语

本文回顾了国内外离心泵噪声特性研究的技术特点及发展趋势，总结了离心泵的噪声特性及来源，并提出了具体的降噪措施。探索声振，动中求静。离心泵噪声振动是泵行业的研究热点和前沿，并且将持续发展。

在多次测试多级离心泵的噪声特性基础上，发现噪声辐射的主要方向为泵的出口，最大噪声源在于压水室隔舌部位。分析了某型号多级离心泵声压级在各种频率下的变化趋势。典型特征是在频谱图上出现了3个较大的波峰，对应的噪声频率是轴频、叶频等多种特征频率的叠加。在额定流量工况下，泵组的噪声要低于小流量工况，主要是叶频噪声降低较多。高频噪声在泵组长时间运行后，随着因磨损密封间隙的增大而增大，导致泵组的总体噪声增大。