家用空調壓縮機的噪音

家用空調壓縮機的噪聲分析和

降噪措施的探討

摘 要

首先介紹了空調壓縮機的基本結構和噪音的基本構成。然后從理論上提出了一些降噪措施,并運用到壓縮機的實際產品中。

關鍵詞 空調壓縮機/噪音/消音

DISCUSSION ON THE NOISE ANALYZING AND THE REDUCTION OF NOISE OF COMPRESSOR USED IN

ROOM AIR-CONDITIONER

Abstract

First the basic construction of compressor used in room air conditioner and the basic composing of noise in compressor are introduced .Then based on it ,some new methods to reduce noise are proposed , and also applied in a real products.

Key Words Refrigeration compressor ,Noise ,Noise Reduction 1 前言

滾動活塞式壓縮機,俗稱旋轉式壓縮機,在家用空調壓縮機市場上占據著絕對多數的份額。隨著行業內各廠家紛紛擴能增產,家用空調壓縮機市場在短短幾年內迅速從供不應求轉化為供大于求[1]。為了應對當前激烈

的市場競爭,除了降低成本,提高品質也是一個有效手段。家用空調壓縮機的品質指標有很多,但首當其沖的,除了COP ,恐怕就是噪音了。在此背景下,本文從壓縮機的基本構造入手,對空調壓縮機的噪聲進行了分析并提出一些降噪措施，然后運用到壓縮機的實際產品中。實驗證明,改進后壓縮機的噪聲比改進之前有所降低。

2 家用空調壓縮機的構造

圖1 為典型的家用空調滾動活塞式壓縮機[2]的剖面圖。

在壓縮機的主殼體內,固接著電機和壓縮機的機械組件,我們將此機械組件統稱為機芯。電機[3]通過熱套的方法固定于主殼體上部,機芯通過三點焊的方法固定于主殼體下部。機芯中的曲軸與電機的轉子熱套,驅動活塞高速滾動,完成壓縮機的工作行程。主殼體外連一圓筒形部件,稱為吸氣消聲器,又稱儲液器。圖1 中的黑色箭頭表示制冷劑氣體流動的方向。

3 家用空調壓縮機的噪聲分析

3.1 壓縮機的噪音分類

壓縮機的噪音[4]可分為機械噪音、電磁噪音和氣體動力性噪音,它們分別簡稱為機械音、電磁音和流體音。這三種噪音在噪音頻譜圖上可以說絕大部分相互重疊,基本上不可能只根據某個噪音的頻率值就斷定其屬于哪一類噪音。盡管如此,對于家用空調用壓縮機,仍可認為,在50～500Hz 頻段,以電磁音為主要成分;在500～4000Hz 頻段,以流體音為主要成分;在4000Hz 以上的頻段,以機械音為主要成分。

在有必要對壓縮機噪音種類[5]作出區別標示的情況下,有以下方法可供參考:

(1) 與轉子回轉頻率相關的,頻率為n(1-s)f/P的噪音是流體音或機械音的可能性最大;與電源頻率相關的,頻率為nf 的噪音是電磁音的可能性最大。上式中:f 為電源頻率,s 為轉差率,P 為電機極對數,n 為諧波次數1、2、3、?。

(2) 將壓縮機的電源電壓在一定范圍內(比如±10 %) 進行調節改變,同時記錄壓縮機噪音聲級的變化。隨著電壓變化而變化的噪音是電磁音的可能性最大。

(3) 由于R12 與R22 的熱物理性質不同,在通常的測試條件下(CT:52 ℃/ ET:5 ℃) ,各自對應音速也不同。分別為R22 :180m/ s , R12 :133m/ s。據此,可以用R12 替代R22 在同樣的壓力條件下實施壓縮機噪音實驗,記錄壓縮機噪音聲級的變化。有相應變化的噪音是流體音的可能性最大。無論是機械音、電磁音還是流體音,它們都是由壓縮機內部的某類加振力產生相應類別的振動和噪音,通過各種介質傳導至壓縮

機殼體,再從殼體發射到外部環境。圖2 給出了一個噪音發生機構與傳播途徑圖解。

3.2機械性噪

由于氣缸間隙的存在而導致的氣閥[8]、彈簧、閥座等零部件碰撞、敲擊、摩擦、共振及殼體振動而產生的噪聲構成了壓縮機的機械性噪聲。這類噪聲帶有隨機性,呈寬頻帶特性。對于正常運轉的壓縮機來說, 產生機械噪聲的主要原因是:

(1)轉子系統不平衡產生的振動引起的噪聲,該噪聲頻率是轉子轉動頻率的整數倍，即：

式中 f n ———噪聲頻率

f 0 ———轉子轉動頻率

N ———0 ,1 ,2 , ?

(2)壓縮機工作時, 活塞、閥片等各種運動部件敲擊以及各運行部件相對滑動產生的較高頻率(1～2kHz) 沖擊和摩擦噪聲,但這類噪聲相對低頻噪聲而言,能量很低

3.3 電磁噪聲

壓縮機的電磁噪聲[9]主要是由于內置電動機產聲生的。電機運轉時,基波磁通和高次諧波磁通是沿徑向進入氣隙,它在定子和轉子上產生徑向力,由此而引起徑向的振動和噪聲。此外,它還產生切向力矩和軸向力, 從而產生切向和軸向的振動噪聲。由理論計算,電機切向振動產生的噪聲頻率[12]是:

式中 m = 2 ,4 ,6 , ?(偶數)

f 0 ———轉子的基頻

f 1 ———電網頻率

電機徑向振動[13]引起的噪聲頻率為

:

式中 k = 1 ,2 ,3 , ?

Zz ———轉子槽數

P ———磁極對數

s ———轉差率

3.4 空氣動力性噪聲

氣流脈動性噪聲[15]主要產生在壓縮機進氣端。壓縮機的進氣噪聲是由于氣流在進氣管內的壓力脈動而形成的。電動機定子、轉子中的氣體

流動以及機殼內的氣柱共鳴也產生噪聲。進氣噪聲的基頻與進氣管里的氣體脈動頻率相同(與壓縮機的轉速有關) 。壓縮機的排氣噪聲是由于氣流在排氣管內產生壓力脈動所致。排氣噪聲較進氣噪聲弱,所以考慮壓縮機的空氣動力噪聲一般以吸氣噪聲為主[16]。

4 消聲降噪方法及改進措施

4.1 降低壓縮機的機械性噪音

機械音從廣義上講,是產生于機械摩擦副的各零件之間的相互作用,包括:滾動、滑動、轉動、撞擊等。參考圖1 ,這樣的摩擦副有:

(1) 曲軸短軸與汽缸蓋(2) 曲軸偏心部與活塞(3) 曲軸長軸與機架

(4) 曲軸下止推面與汽缸蓋(5) 曲軸上止推面與機架(6) 活塞與汽缸蓋

(7) 活塞與機架(8) 活塞與滑片(9) 滑片與汽缸(10) 排氣閥與汽缸(11) 排氣閥與升程限位板(12) 活塞與汽缸。其中第(5) 項是因為在原理圖上,曲軸上止推面與機架保持線(面) 接觸,而實際中(參考圖1) ,空調用旋轉式壓縮機為立式結構,機芯部件位于殼體下部,電機部件位于上部,在重力作用下,轉子將熱套于其中的曲軸壓向汽缸蓋[17];而且轉子槽與轉子軸線有一定傾斜度,槽中鋁條在運轉時所感應的電磁力有一個向下的分力,這樣設計的目的主要是為了防止曲軸的異常軸向竄動,特別是起動時。由于以上原因,曲軸上止推面與機架正常情況下不會直接接觸,而是有0. 2mm左右的間隙。其中第(12) 項也是因為在滾動活塞壓縮機的原理上,活塞與汽缸保持點(線) 接觸,而實際上在設計時,活塞與汽缸并不直接接觸,而是留有10μm 級的施間隙,主要依靠間隙中的潤滑油膜隔離汽缸的高壓腔和低壓腔。

機械音的消音對策[19]有:(1) 通過精密加工和精確裝配,最大限度地消除曲軸系統的不平衡慣性力和力矩;(2) 合理設計各摩擦副的配合間隙;(3) 加強各摩擦副之間的潤滑;(4) 必要時在機架或汽缸蓋的配合端面開設環形卸載槽,在改善摩擦磨損的同時獲得噪音的改善;(5) 改進汽缸的設計與裝配工藝,降低在裝配過程中引起的汽缸中滑片槽的變形(比如汽缸與主殼體的三點焊) ;(6) 優化排氣閥片的形狀、剛性與最大升程,在保證性能和可靠性的前提下以期獲得最小的閥片開合沖擊力;(7) 對

汽缸排氣口處的閥座進行表面處理,降低其剛性;(8) 對升程限位板進行表面處理或選用其他低剛性材料;

(9) 提高汽缸剛性以減少振動;(10) 另外,由于吸氣消聲器[20](儲液器) 與汽缸及主殼體通過支架和管件(消聲器排出管) 連接,汽缸和殼體的振動會沿此管傳遞到吸氣消聲器上,造成幅度更大的振動。這也是一種機械音的聲源,可在消聲器排出管與汽缸的連接處采取減振措施。實際上自滾動活塞式壓縮機大批量投產以來,已有30 年以上的歷史,對于機械音的消除,人們已做了大量的工作。比如隨著精密加工和裝配技術的長足進步,目前壓縮機各機械摩擦副的配合間隙[22]基本上都在10～30μm 之間。再比如,目前排氣閥片的最大升程都已控制在3mm 以內。因此,對機械音的進一步消除,空間很小,困難較大。

盡管如此,以上的消音對策仍有一定的指導及參考價值。

4.2 降低壓縮機的電磁性噪音

電磁音的產生源于于電磁場的失衡。對于家用空調用定速(頻) 壓縮機,采用的是單相感應式異步電動機,其電磁音的產生主要有兩個因素:主副繞組的電磁場不平衡及電機轉子與定子間的間隙不均衡。圖3 給出了一個不同卷線規格、不同定轉子偏心率對電磁音聲級影響的實驗結果。從圖3 中可以看到:(1) 改善后的卷線式樣(B) 與改善前的卷線式樣(A) 相比,電磁音有明顯下降。所謂卷線式樣(A) 和卷線式樣(B) 的主要差別在于:繞組匝數的不同,電磁線方位的不同,轉子鋁條尺寸和傾斜角的不同等等。(2) 電機轉子與定子間的間隙不均衡度用偏心率表示,隨著偏心率的增加,無論何種卷線式樣,電磁音均顯著上升。最大升幅在10dB(A) 以上。因此,改善電磁音的對策[23]主要有二,一是改進電機卷線式樣,二是控制定轉子的偏心率。

4.3 降低壓縮機的空氣動力性噪聲

從圖4可以看出:氣流流經氣閥[24]產生的噪聲Lp 隨Δp的增大而增大。當吸氣壓力ps 在1 ×105～3 ×105 Pa之間變化時,Δp的取值差別很大, 但三條曲線Lp 的最大值卻相差不大;而實際上曲線為兩條重合的曲線,由于ΔP隨曲拐轉角θ的變化呈正弦變化, 故在此圖中表現為曲線在最高點折回。這些曲線也與前面轉角θ～聲壓級Lp 曲線所反映的情況相符。另外從圖4還可以看出:隨Δp逐漸增大, Lp 變化曲線趨于平緩。

以上定量分析表明:吸氣噪聲與吸氣壓力和通過閥片前后的壓力損失有很大關系。吸氣過程中,通過閥片前后的壓差Δp增大, Lp 值也隨之增大;對同一吸氣壓力, Lp 和Δp均隨曲拐轉角的變化有峰值出現。由此可得出結論, 若減小吸氣壓力ps 或吸氣閥片前后的壓力

損失Δp,就有利于降低吸氣過程中產生的噪聲。為了尋找更具體的解決途徑, 引入瞬時相對壓力損失δ,定義如下:

由式(4)可見,通過氣閥的相對流動壓力損失與閥隙氣流平均馬赫數M 的平方成正比, 并與其它的絕熱指數K、曲拐半徑與連桿長度之比λ有關,同時隨曲拐轉角θ而變化。

從前面的分析結果也可以看出, Lp 與ps 或Δp并不存在線性關系,通過引入δ可知,減小δ就可以改善Lp , 即閥隙氣流平均馬赫數M 應盡可能小。但M 過小將受到氣缸直徑、進、排氣閥孔布置的限制。若想通過增加升程以減小M 數, 由于同時還要兼顧簧片閥的流量系數,則會受到( h0 / ( d /2) )限制( h0 為簧片閥特征升程, d為閥孔直徑) 。另外,升程過高將使簧片閥壽命下降。

因此,在設計壓縮機的氣閥時,M 的選取應有一個合理的范圍, 對小型制冷壓縮機簧片閥設計時一般取:

式中, K、R 為該氣體工質的絕熱指數和氣體常數;對R134a, K按照溫度取值,取R = 81. 488J /( kg·K) ,故前面計算即按此選值。設計中除了選取適當的閥隙馬赫數M 之外,要改善吸氣噪聲, 還可以減小閥片的剛性、厚度,這樣也可以達到降低氣流通過氣閥前后的壓力損失Δp,從而降低吸氣閥噪聲Lp。

5 改進措施的理論依據

5.5.1 在壓縮機殼體增設加強筋

全封閉壓縮機是把壓縮機和電機密封裝在壓縮機機殼內,因此壓縮機和電機產生的噪聲和振動通過機殼向外界傳播, 這屬于通過薄板的振動問題。假設機殼均勻等厚度, 以厚度方向為x軸,與殼厚方向垂直為y 軸, t 為時間坐標, 則其振動方程為:

由于機殼與底座是焊死的, 即相當于周邊均為剛性支撐的平板。則機殼的固有頻率:

由機殼的固有頻率計算公式可以看出, 適當改變機殼的厚度可以改變機殼的固有頻率。加強筋[24]的作用就是在機殼振動噪聲大的部位增加殼體的厚度,使得機殼的固有頻率變小,以達到減振降噪的目的。

5.5.2 加大排氣消聲腔

現有的壓縮機排氣消聲腔為擴張管式消聲器,其消音量為:

加深排氣消聲腔可以增大消聲器的消聲量,加厚排氣消聲蓋是為了防止消聲器內的氣體通過消聲蓋向外散音。

5.5.3 采用高阻尼排氣閥限位板

采用高阻尼排氣閥限位板[25]能有效地抑制共振從而降低噪聲, 還可以使脈沖噪聲的脈沖持續時間延長,降低峰值噪聲強度。阻尼材料的損耗因子:

η= c/ (ω0M)

所以采用高阻尼材料的排氣閥限位板可以增大損耗因子,從而減小透過聲。

6 結束語

產品的噪聲水平是企業品質形象的一個重要方面,綜合體現了制造企業的設計制造水平,因此空調器的噪音控制技術得到了廣大空調制造企業的一貫重視。相對而言,壓縮機的機械噪音較容易采取對策加以分析改善,但在采取優化設計前,需要了解前人對哪些零部件,在什么條件下已進行了優化,這樣將會事半功倍。目前聲學理論的發展已經比較成熟,各式各樣的減噪原理和方法也已建立。但將這些原理和方法運用到具體的產品結構設計中,還需要相關工作者具有寬廣堅實的知識和開拓創新的思維方式。因此,對于空調壓縮機的設計者,不但要熟悉產品結構原理,還需了解噪聲控制的相關理論

[26],這樣才可能將減噪工作做得更好。

參考文獻

[1] 周鶯, 張華俊, 李積杰1 世界制冷壓縮機現狀及發展動向[J ]1 壓縮機技術, 2001 (4) : 39 - 46

[2 ] 曲振國, 田樹喜1 全封閉制冷壓縮機的發展趨勢[J ]醫療衛生裝備, 2000

(2) : 27 - 28

[3 ] 馬大猷. 噪聲控制學[M] . 北京:科學出版社,1987.

[4 ] 周新祥. 噪聲控制及應用實例[M] . 海洋出版社,1999.

[5 ] 馬大猷. 噪聲與振動控制工程手冊[M] . 北京:機械工業出版社,2002.

[6 ] 馬大猷. 現代聲學理論基礎[M] . 北京: 科學出版

[7]管華,楊家華1 冰箱壓縮機降噪的實驗分析[J ]1 北京工業大學學報,1996 ,

(2) :922981

[8 ] 歸振華,陳熙源1 冰箱用壓縮機殼體的隔聲效果研究[J ]1 噪聲與振動控制,1994 , (5) :252301

[9] 張華俊, 王俊1 家用空調壓縮機的發展趨勢[J ]1 制冷與空調, 2000 (4) : 10 - 12

[10] 曲振國, 田樹喜1 全封閉制冷壓縮機的發展趨勢[J ]1醫療衛生裝備, 2000

(2) : 27 - 28

[11 ] 趙軍朋, 張薇, 王智家用空調壓縮機的噪音忠1 空調壓縮機制冷量測量及其不確定度分析[J ]1 壓縮機技術, 2004 (2) : 5 - 6

[12] 呂彥力, 蘇運東1 汽車空調制冷壓縮機性能測試與研究[J ]1 制冷學報, 1998 (4) : 34 - 37

[13 ] 林穗斌1 汽車空調壓縮機性能測試臺[J ]1 電機電器技術, 2001 (1) : 12 – 14

[14] 周鶯, 張華俊, 李積杰1 世界制冷壓縮機現狀及發展動向[J ]1 壓縮機技術, 2001 (4) : 39 - 46

[15] 張華俊, 王俊1 家用空調壓縮機的發展趨勢[J ]1 制冷與空調, 2000 (4) : 10 - 12

[16] 曲振國, 田樹喜1 全封閉制冷壓縮機的發展趨勢[J ]1醫療衛生裝備, 2000

(2) : 27 - 28

[17] 趙軍朋, 張薇, 王智忠1 空調壓縮機制冷量測量及其不確定度分析[J ]1 壓縮機技術, 2004 (2) : 5 - 6

[18] 呂彥力, 蘇運東1 汽車空調制冷壓縮機性能測試與研究[J ]1 制冷學報, 1998 (4) : 34 - 37

[19] 林穗斌1 汽車空調壓縮機性能測試臺[J ]1 電機電器技術, 2001 (1) : 12 - 14

[20] 楊玉致. 機械噪聲控制技術[M] . 北京:中國農業機械出版社,1983. 66 - 92.

[21] 彭正文,謝洋波,麥景林,等. 聲強測量法在空調器噪聲源識別中的應用研究. 家電科技,2003 , (8) :43 - 44.

[22] 梁 杰,黎曉鷹,程 鵬,等. S493Q 型柴油機表面噪聲源識別的試驗研究

[J ] . 農業機械學報,20003 ,31 (5) :120 - 122.

[23] 連小珉,劉起元,蔣效煜. 聲強法識別大客車主要噪聲源[J ] . 汽車工程,1994 ,16 (6) :334 - 339.

[24] 劉月輝,郝志勇,韓松濤. 車用發動機表面輻射噪聲源識別的研究[J ] . 汽車技術,2002 , (3) :15 - 18.

[25] 貝達特J S ,皮爾索A G. 相關分析和譜分析的工程應用[M] . 凌福根譯. 北京:國防工業出版社,1983. 41 - 73.

[26] 紐蘭D E. 隨機振動及譜分析概論[M] . 方 同譯. 北京:機械工業出版社,1980. 72 - 106.

[27] 陳觀生,熊百祥. 活塞式冰箱壓縮機凹閥板的優化設計[ J ]. 壓縮機技術, 2003, 2: 12 - 14.

[28] M. J. Assael, L. Karagiannidis, S. M. Richardson, and W. A. Wakeham, Int. J. Thermophys.13:223 (1992).

[29] J. J. Healy, J. J. de Groot, and J. Kestin, Physica 82:392 (1976).

[30] B. A. Younglove and M. O. McLinden, J. Phys. Chem. Ref. Data 23:731 (1994).

[31]. A. R. H. Goodwin and M. R. Moldover, J. Chem. Phys. 93:2741 (1990).

[32] J. M. Smith and H. C. Van Ness, Introduction To Chemical Engineering Thermodynamics, 3rd ed. (McGraw-Hill, New York, 1975).

[33] Liu Yue2hui , Hao Zhi2yong , Bi Feng2rong , et al . Enginenoise source ldentification wit h different met hods [ J ] .Transactions of Tianjin University , 2002 , 8 ( 3 ) :174 - 177.

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