某渦旋壓縮機降噪研究 

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)機組中渦旋壓縮機噪聲成為渦旋壓縮機領(lǐng)域研究熱點。為實現(xiàn)渦旋壓縮機降噪目標(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)合實驗數(shù)據(jù)和理論分析確定降噪方案。通過優(yōu)化軸的設(shè)計、 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;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相比, 渦旋壓縮機具有效率高、噪音低、結(jié)構(gòu)簡單、振動小、質(zhì)量輕和體積小的優(yōu)點,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)機組;另一方面小排量的渦旋壓縮機也在向下發(fā)展, 替代這一領(lǐng)域傳統(tǒng)的滾動轉(zhuǎn)子壓  縮機,尤其是小排量的變頻壓縮機市場發(fā)展非常迅速[3]。 變頻壓縮機的高速化、壓縮機結(jié)構(gòu)的創(chuàng)新以及新型制冷  劑造成的渦旋壓縮機振動特性改變都使得壓縮機的振動  噪音控制變得復(fù)雜化。為降低渦旋壓縮機的噪聲振動,   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等對渦旋接觸力進行了研究[4],Baratti(2012) 研究了壓縮機和整個機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)化壓縮機支撐底板來降低振動能量的傳遞,  shoufei Wu研究了壓縮機噪聲對整個制冷系統(tǒng)噪聲的貢獻[5],paul xiubao Huang 通過控制壓力脈動來降低壓縮機噪聲[6] 。但是, 很少有文獻提出一套系統(tǒng)化的方法來解決渦旋壓縮機在實際工程應(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)對其進行了系統(tǒng)的測試和分析,在此基礎(chǔ)上有針對性的進行了優(yōu)化改進,成功實現(xiàn)渦旋壓縮機降噪目標(biāo)。

1 渦旋壓縮機噪聲振動機理

1.1 渦旋壓縮機結(jié)構(gòu)

        典型的封閉式壓縮機結(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、電機等。定頻壓縮機使用的是感應(yīng)電機,變頻渦旋壓縮機使用的是永磁同步電機,通過變頻器改變輸入給電機的電流頻率實現(xiàn)壓縮機的變速運行。

圖 1 渦旋壓縮機結(jié)構(gòu)[7]

1. 2 噪聲振動機理

        渦旋壓縮機噪聲主要包括機械噪聲、電磁噪聲和流體噪聲(氣態(tài)、液態(tài)及氣液兩相)。其中,機械噪聲主要由軸系不平衡、滑動摩擦、機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,主要電機轉(zhuǎn)子產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)氣流、進排氣的氣流脈動、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而向外部空間輻射噪聲。 因此,本文通過測試渦旋壓縮機殼體表面振動和近聲場噪聲,綜合分析渦旋壓縮機的結(jié)構(gòu)特性、運行時的振動形態(tài)及噪聲特征以確定產(chǎn)生壓縮機噪聲的主要原因,  然后基于分析結(jié)果做出有針對性的優(yōu)化設(shè)計,從而實現(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型號渦旋壓縮機的4500RPM(轉(zhuǎn)每分)的ARI點在半消聲室中進行了聲功率測試。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,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,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

        運用B&K  Noise  source  Identification模塊中的Intensity Mapping對壓縮機進行噪聲源定位測試,如圖6所示, 1為B&K 聲強傳感器, 2為被測壓縮機,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

        用移動力錘法進行模態(tài)實驗,3個加速度傳感器布置在壓縮機殼體的不同方向獲取壓縮機的響應(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,參考點加速度傳感器固定在壓縮機殼上,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殼體表面的振動。實驗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噪聲的貢獻較大,降低這些頻率的噪聲可有有效降低壓縮機的噪聲。聲源定位測試表明,中心頻率為800Hz時壓縮機的噪聲主要來自壓縮機底部,中心頻率為1000Hz時壓縮機的噪聲主要來自壓縮機渦旋區(qū)域和底部區(qū)域,中心頻率為1250Hz時壓縮機的噪聲主要來自壓縮機渦旋區(qū)域、電機區(qū)域以及底部區(qū)域,中心頻率為2500Hz時壓縮機的噪聲主要來自壓縮機的主軸承座區(qū)域和電機區(qū)域。模態(tài)結(jié)果表明電機定子橢圓模態(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定子的三角形模態(tài)振型,電機定子的三角形模態(tài)固有頻率為2329Hz ,但是模態(tài)實驗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時壓縮機的噪聲主要來自壓縮機的主軸承座區(qū)域和電機區(qū)域,電機區(qū)域高亮度區(qū)域的面積較小且中心位置的聲強值也較小),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3 階徑向力波為激勵引起電機定子共振(電機定子橢圓模態(tài)的固有頻率為1395Hz) 造成的。壓縮機在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)計以減小氣體脈動,增加了消聲結(jié)構(gòu)。

3. 2 改進后的測試結(jié)果

        圖11為改進前后壓縮機聲功率對比結(jié)果, 改進前的聲功率(Total 值)為 72.9dB(A) , 改進后的聲功率   (Total值)為66.7dB(A),通過本次改進降低壓縮機噪聲6.2dB(A) 。改進前后的聲壓頻譜如圖 12 所示, 頻譜結(jié) 果表明改進后的壓縮機樣機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,這可能由于壓縮機樣 機裝配時的裝配誤差過大造成的。

圖 11 改進前后壓縮機聲功率對比圖

圖 12 改進前后壓縮機聲壓對比圖

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,  成功降低壓縮機噪聲 6.2dB(A) 。實踐驗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 渦旋壓縮機噪聲的方法論是可行可靠的。

參考文獻

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[7]  www.google.com.copeland一scroll;