某渦旋壓縮機(jī)降噪研究 

董 良,周光宇

(艾默生研發(fā)與整體方案中心,蘇州,215000)

        摘 要：隨著人們對居住環(huán)境舒適度要求的提高,降低應(yīng)用于空調(diào)機(jī)組中渦旋壓縮機(jī)噪聲成為渦旋壓縮機(jī)領(lǐng)域研究熱點(diǎn)。為實(shí)現(xiàn)渦旋壓縮機(jī)降噪目標(biāo),本文應(yīng)用Brüel & Kj?r測試軟件和硬件,首先通過對渦旋壓縮機(jī)模態(tài)、ODS、聲壓、聲功率以及噪聲源定位的測試確定產(chǎn)生噪聲問題的原因 , 然后結(jié)合實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)和理論分析確定降噪方案。通過優(yōu)化軸的設(shè)計(jì)、 降低壓力脈動、增加消音器等技術(shù) , 降低聲功率6.2dB(A)。

        關(guān)鍵詞: 渦旋壓縮機(jī);降低噪聲;模態(tài); ODS ; 聲壓;聲功率 ; 聲源定位

        與其它類型的壓縮機(jī)相比, 渦旋壓縮機(jī)具有效率高、噪音低、結(jié)構(gòu)簡單、振動小、質(zhì)量輕和體積小的優(yōu)點(diǎn),因而廣泛的應(yīng)用于空調(diào)與制冷行業(yè)[1,2]。目前渦旋壓縮機(jī)正在朝著兩兩個方向發(fā)展, 一方面高壓比、大功率的  產(chǎn)品可以替代傳統(tǒng)的并聯(lián)機(jī)組;另一方面小排量的渦旋壓縮機(jī)也在向下發(fā)展, 替代這一領(lǐng)域傳統(tǒng)的滾動轉(zhuǎn)子壓  縮機(jī),尤其是小排量的變頻壓縮機(jī)市場發(fā)展非常迅速[3]。 變頻壓縮機(jī)的高速化、壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)的創(chuàng)新以及新型制冷  劑造成的渦旋壓縮機(jī)振動特性改變都使得壓縮機(jī)的振動  噪音控制變得復(fù)雜化。為降低渦旋壓縮機(jī)的噪聲振動,   國內(nèi)外的學(xué)者做了很多的工作,也取得了卓越的成就。  Akira Hiwata等對渦旋接觸力進(jìn)行了研究[4],Baratti(2012) 研究了壓縮機(jī)和整個機(jī)組的振動能量和噪聲能量之間的相互作用,  Olavo (2014)研究通過優(yōu)化壓縮機(jī)支撐底板來降低振動能量的傳遞,  shoufei Wu研究了壓縮機(jī)噪聲對整個制冷系統(tǒng)噪聲的貢獻(xiàn)[5],paul xiubao Huang 通過控制壓力脈動來降低壓縮機(jī)噪聲[6] 。但是, 很少有文獻(xiàn)提出一套系統(tǒng)化的方法來解決渦旋壓縮機(jī)在實(shí)際工程應(yīng)用中遇到的噪聲振動問題, 因而本文以一款 變頻渦旋壓縮機(jī)為研究對象應(yīng)用Brüel & Kj?r振動測試 和噪聲測試系統(tǒng)對其進(jìn)行了系統(tǒng)的測試和分析,在此基礎(chǔ)上有針對性的進(jìn)行了優(yōu)化改進(jìn),成功實(shí)現(xiàn)渦旋壓縮機(jī)降噪目標(biāo)。

1 渦旋壓縮機(jī)噪聲振動機(jī)理

1.1 渦旋壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)

        典型的封閉式壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)如圖1所示,主要組成部件有動渦旋、靜渦旋、十字滑環(huán)、平衡塊、軸系、主軸承、底軸承、主軸承座、底軸承座、電機(jī)等。定頻壓縮機(jī)使用的是感應(yīng)電機(jī),變頻渦旋壓縮機(jī)使用的是永磁同步電機(jī),通過變頻器改變輸入給電機(jī)的電流頻率實(shí)現(xiàn)壓縮機(jī)的變速運(yùn)行。

圖 1 渦旋壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)[7]

1. 2 噪聲振動機(jī)理

        渦旋壓縮機(jī)噪聲主要包括機(jī)械噪聲、電磁噪聲和流體噪聲(氣態(tài)、液態(tài)及氣液兩相)。其中,機(jī)械噪聲主要由軸系不平衡、滑動摩擦、機(jī)械碰撞以及裝配誤差引起,通過軸承、軸承座及殼體向外傳遞和輻射; 電磁噪聲主要由定子磁場和轉(zhuǎn)子磁場產(chǎn)生的徑向力和轉(zhuǎn)矩波動、轉(zhuǎn)子靜偏心和動偏心產(chǎn)生的不平衡磁拉力以及變頻器載 波調(diào)制引起,通過定子、通過軸承、軸承座和殼體向外傳遞和輻射; 流體噪聲很復(fù)雜,主要電機(jī)轉(zhuǎn)子產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)氣流、進(jìn)排氣的氣流脈動、氣體縫隙泄漏引起,通過空腔及殼體向外傳遞和輻射, 液體噪聲由制冷劑、潤滑油射流和氣穴引起,通過流體、殼體向外傳遞和輻射。封閉式渦旋壓縮機(jī)是一個全封閉的整體,其噪聲包括空氣噪聲和結(jié)構(gòu)噪聲,且以結(jié)構(gòu)噪聲為主,而結(jié)構(gòu)噪聲由殼體振動引起殼體表面空氣振動進(jìn)而向外部空間輻射噪聲。 因此,本文通過測試渦旋壓縮機(jī)殼體表面振動和近聲場噪聲,綜合分析渦旋壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)特性、運(yùn)行時的振動形態(tài)及噪聲特征以確定產(chǎn)生壓縮機(jī)噪聲的主要原因,  然后基于分析結(jié)果做出有針對性的優(yōu)化設(shè)計(jì),從而實(shí)現(xiàn)降噪的目標(biāo)。

2 應(yīng)用B&K測試系統(tǒng)確定產(chǎn)生噪聲的原因

2. 1 聲功率測試

        基于聲壓法和B&K聲功率測試模塊對D型號渦旋壓縮機(jī)的4500RPM(轉(zhuǎn)每分)的ARI點(diǎn)在半消聲室中進(jìn)行了聲功率測試。測試設(shè)備如圖2所示, 1為B&K聲壓傳感器, 2被測壓縮機(jī),3為B&K信號采集板卡,  4為電腦用于安裝B&K測試軟件。測試結(jié)果如圖3所示,總的聲功率為72.9 dB (A)。 降低噪聲5dB(A)是 本文的研究目標(biāo),從聲功率測試結(jié)果初步確定需要降噪的頻段: 710-1120Hz , 1800-2800Hz 和 3500-5000Hz。

圖 2 聲功率測試

圖 3 聲功率測試結(jié)果

2. 2 聲壓測試

        聲壓測試設(shè)備如圖4 所示, 1為B&K聲壓傳感器,  2為被測壓縮機(jī),3為B&K信號采集板卡, 4為電腦用于安裝B&K測試軟件。測試結(jié)果如圖5所示 ,在748Hz、896Hz、1046Hz、1349Hz、1797Hz、2094Hz、2618Hz、3599Hz、4880Hz 聲壓幅值較大。

圖 4 聲壓測試

圖 5 聲壓測試結(jié)果

2. 3 聲源定位

        運(yùn)用B&K  Noise  source  Identification模塊中的Intensity Mapping對壓縮機(jī)進(jìn)行噪聲源定位測試,如圖6所示, 1為B&K 聲強(qiáng)傳感器, 2為被測壓縮機(jī),3為 B&K 信號信號采集板卡, 4為電腦用于安裝 B&K 測試軟件。聲功率值較高的頻段的測試結(jié)果如圖7所示。

圖 6 聲源定位

圖 7 聲學(xué)定位結(jié)果 

2. 4 模態(tài)測試

        用移動力錘法進(jìn)行模態(tài)實(shí)驗(yàn),3個加速度傳感器布置在壓縮機(jī)殼體的不同方向獲取壓縮機(jī)的響應(yīng),力錘和3個加速度傳感器接在B&K信號采集板卡上,B&K信號采集板卡與電腦連接,應(yīng)用 B&K PULsE Labshop 完成所有數(shù)據(jù)的采集,最后將模態(tài)數(shù)據(jù)導(dǎo)入后處理軟件完成模態(tài)參數(shù)提取。模態(tài)測試設(shè)備如圖 8 所示。電機(jī)定子橢圓模態(tài)和三角形模態(tài)的固有頻率分別為1395Hz和2329Hz。

圖 8 模態(tài)測試

2.5 ODS測試

        ODS測試設(shè)備如圖 9 所示,參考點(diǎn)加速度傳感器固定在壓縮機(jī)殼上,由于加速度傳感器數(shù)量有限,在測試過程中需要移動其他傳感器來壓縮機(jī)殼體表面的振動。實(shí)驗(yàn)過程中需要采集所有傳感器的自譜和移動的傳感器 相對參考點(diǎn)的互譜,在后處理時基于自譜數(shù)據(jù)和互譜數(shù)據(jù)完成ODS的FRF擬合,最后可計(jì)算出各個頻率上的ODS振型。所有加速度傳感器都和B&K 信號采集板卡連接,應(yīng)用B&K PULSE LabShop完成所有數(shù)據(jù)的采集。聲壓幅值較大的頻率對應(yīng)的ODS測試結(jié)果如圖10 所示,  圖中上面的亮線為主軸承座所在的位置, 下面的亮線為電機(jī)所在的位置。

圖 9 ODS 測試

圖 10 ODS 振型

2. 6 測試數(shù)據(jù)分析

        聲功率測試結(jié)果表明710-1120Hz , 1800-2800Hz 和4000-6400Hz 這三個頻段噪聲值偏大,這三個頻段是本文降噪研究的主要頻率范圍。在此三個頻段范圍內(nèi)通過  聲壓頻譜分析可知, 748Hz、896Hz、1046Hz、1349Hz、1797Hz、2094Hz、2618Hz、3599Hz、4880Hz處的聲壓幅值較大,這些頻率的噪聲對整個壓縮機(jī)噪聲的貢獻(xiàn)較大,降低這些頻率的噪聲可有有效降低壓縮機(jī)的噪聲。聲源定位測試表明,中心頻率為800Hz時壓縮機(jī)的噪聲主要來自壓縮機(jī)底部,中心頻率為1000Hz時壓縮機(jī)的噪聲主要來自壓縮機(jī)渦旋區(qū)域和底部區(qū)域,中心頻率為1250Hz時壓縮機(jī)的噪聲主要來自壓縮機(jī)渦旋區(qū)域、電機(jī)區(qū)域以及底部區(qū)域,中心頻率為2500Hz時壓縮機(jī)的噪聲主要來自壓縮機(jī)的主軸承座區(qū)域和電機(jī)區(qū)域。模態(tài)結(jié)果表明電機(jī)定子橢圓模態(tài)和三角形模態(tài)的固有頻率分別為1395Hz和2329Hz。1340Hz的ODS振型和電機(jī)定子橢圓模態(tài)振型一致, 2393Hz的ODS振型包括明顯的主軸承座的橢圓振型和微小的電機(jī)定子的三角形模態(tài)振型,電機(jī)定子的三角形模態(tài)固有頻率為2329Hz ,但是模態(tài)實(shí)驗(yàn)沒有識別出主軸承座的固有頻率。再結(jié)合聲源定位測試結(jié)果 (中心頻率為2500Hz時壓縮機(jī)的噪聲主要來自壓縮機(jī)的主軸承座區(qū)域和電機(jī)區(qū)域,電機(jī)區(qū)域高亮度區(qū)域的面積較小且中心位置的聲強(qiáng)值也較小),可以確定該頻段的噪聲主要由軸系傳遞給主軸承座的振動引起的。而中心頻率為1000Hz的的頻段的噪聲主要由 電機(jī)2階徑向力波產(chǎn)生的受迫振動引起的,中心頻率為1250Hz的的頻段的噪聲主要由軸的18階諧頻和電機(jī)3 階徑向力波為激勵引起電機(jī)定子共振(電機(jī)定子橢圓模態(tài)的固有頻率為1395Hz) 造成的。壓縮機(jī)在3500-5000Hz范圍內(nèi)噪聲主要由吸排氣的氣流壓力脈動造成的。

3 降噪措施與結(jié)果

3.1 降噪措施

        為降低中低頻噪聲,本文對壓縮機(jī)內(nèi)部做了結(jié)構(gòu)優(yōu)化,同時增加殼體厚度降低殼體向外輻射的能量。為降

低高頻噪聲,本文優(yōu)化了渦旋和吸排氣結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以減小氣體脈動,增加了消聲結(jié)構(gòu)。

3. 2 改進(jìn)后的測試結(jié)果

        圖11為改進(jìn)前后壓縮機(jī)聲功率對比結(jié)果, 改進(jìn)前的聲功率(Total 值)為 72.9dB(A) , 改進(jìn)后的聲功率   (Total值)為66.7dB(A),通過本次改進(jìn)降低壓縮機(jī)噪聲6.2dB(A) 。改進(jìn)前后的聲壓頻譜如圖 12 所示, 頻譜結(jié) 果表明改進(jìn)后的壓縮機(jī)樣機(jī)的基頻噪聲全頻段都降低了, 而諧頻在中低頻段沒有明顯改善,這可能由于壓縮機(jī)樣 機(jī)裝配時的裝配誤差過大造成的。

圖 11 改進(jìn)前后壓縮機(jī)聲功率對比圖

圖 12 改進(jìn)前后壓縮機(jī)聲壓對比圖

4 結(jié)論與展望

        本文基于Brüel & Kj?r測試系統(tǒng),通過對渦旋壓縮機(jī)模態(tài)、ODS、聲壓、聲功率以及聲源定位的測試確定 產(chǎn)生噪聲問題的原因, 然后提出了有針對性降噪措施,  成功降低壓縮機(jī)噪聲 6.2dB(A) 。實(shí)踐驗(yàn)證了本文提出的系統(tǒng)性應(yīng)用Brüel & Kj?r振動測試和噪聲測試功能降低 渦旋壓縮機(jī)噪聲的方法論是可行可靠的。

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