蘭同宇，王孚懋，孫海濱，韋艷娟，張玉環(huán)

（1.山東科技大學 機械電子工程學院，山東 青島266590；2.青島萬寶壓縮機有限公司，山東 青島266590）

近20年來我國冰箱技術發(fā)展很快，全球市場占有率已經達到了16%。節(jié)能、高效與低噪聲已經成重要的性能指標，影響冰箱等家電產品的市場占有率[1]。壓縮機是冰箱的主要動力源，也是振動與噪聲的主要來源，消聲器、壓簧、制冷劑管道等結構的動力學問題依然是目前的研究熱點[2]。如Kim 等用數值方法設計新吸氣消聲器，提升了壓縮機整機性能[3]。Chang等使用遺傳算法（GA）對消聲器結構參數進行評估并完成了設計[4]。王孚懋等建立冰箱壓縮機隔振系統(tǒng)模型，研究了壓簧剛度、支撐間距等參數變化對力傳遞率的影響特性[5]。Han 等通過改變蒸發(fā)器入口管形狀及布局，降低了冰箱管道振動輻射噪聲[6]。

冰箱壓縮機噪聲來源較為復雜，在噪聲控制工程中，對主要噪聲源進行識別分析顯得尤為重要。本文針對某型號壓縮機在標準工況下運轉時整機噪聲與低頻振動偏大等問題，對樣機進行試驗測試與噪聲分析，根據分析結果提出改進方案并進行了方案驗證。

1 壓縮機噪聲信號采集系統(tǒng)

1.1 壓縮機簡介

此型號壓縮機為單杠活塞式壓縮機，運行時額定功率為600 W，額定電流為3 A，額定轉速為2 950 r/min，應用范圍為LBP/MBP，制冷量820 W，適應于商用冰箱及大型商超冷柜，主要內部結構見圖1。

圖1 壓縮機主要內部結構

1.2 噪聲信號采集系統(tǒng)

噪聲測試環(huán)境為半消聲室，符合《GB/9098-2008電冰箱用全封閉型電動機-壓縮機》測試標準要求。壓縮機配用減振墊，地腳螺栓不固定；壓縮機吸/排氣管與消聲室外代用制冷系統(tǒng)連接，使用非剛性連接方式。采用A 計權聲功率級噪聲水平的測定方法，半球面測量表面半徑為r（r>=1.0 m），采用10 測點布置法。測試中使用丹麥GRAS-46AE 聲學傳感器、朗德公司（HEAD）Recorder4.0 數據采集系統(tǒng)和Artemis Suite6.0 數據分析軟件進行數據處理，其中半消聲室環(huán)境及10測點位置見圖2。

半消聲室10 測點測試架表面的平均A 聲級dB（A）為

式中：LpAi為在第i個測點測得的A聲級dB(A)；

K1i為第i個測點上的背景噪聲修正值。

2 壓縮機噪聲測試及頻譜分析

2.1 拆除各元件噪聲測試試驗

圖2 半消聲室內壓縮機測試系統(tǒng)

為識別壓縮機在穩(wěn)態(tài)工作時輻射的主要噪聲源，根據可再現性原則設計了5種不同測試工況：

（1）標準工況，見表1，制冷劑為R404a；

（2）拆除氣動元件（吸/排氣閥片、汽缸蓋、消音蓋、吸氣消聲器、排氣管）時的空載（不充注制冷劑）工況；

（3）拆除氣動與運動元件（活塞、活塞銷、連桿、彈性定位銷）時的空載工況；

（4）拆除吸氣消聲器時的標準工況；

（5）拆除排氣管，測試工況盡可能接近標準工況。壓縮機（機芯）拆除零部件后狀態(tài)見圖3。

圖3 壓縮機拆除零部件后狀態(tài)

將拆除各元件的機芯放置在新機殼內重新進行密封焊接，注入與標準工況相同的油量。放入半消聲室，連接制冷系統(tǒng)管路進行聲壓測試及聲功率級計算，10測點測試結果見表2。

拆除氣動元件后在空載工況下運轉時，噪聲以壓縮機機械噪聲與電磁噪聲為主。在標準狀況下運轉時，除機械噪聲和電磁噪聲外，還存在制冷劑氣流脈動噪聲[7]。對比整機噪聲測試數據，兩者聲功率級相差18.45 dB，得知氣流脈動對壓縮機整機噪聲影響較大。拆除氣動元件和運動元件后空載運轉時，壓縮機主要噪聲源為電磁噪聲，測試噪聲值為29.47 dB，與半消聲室背景噪聲差異較小。與僅拆除氣動原件壓縮機比較，由表2 可知，機械噪聲差異值為38.19–29.47=8.72 dB，可知該型號壓縮機的主要噪聲源為氣動噪聲，其次為機械噪聲，而電磁噪聲對整機噪聲影響較小。

表1 壓縮機標準測試工況

進氣噪聲和排氣噪聲亦是活塞式壓縮機的主要噪聲源，吸氣消聲器和排氣管設計的合理性對抑制進氣和排氣噪聲有較大影響[2,8]。在壓縮機拆除吸氣消聲器后對比標準狀況噪聲值，聲功率級上升5.42 dB。拆除排氣管后噪聲值與標準狀況相差4.18 dB，可見進氣噪聲強于排氣噪聲。

2.2 拆除各元件后噪聲頻譜分析

為進一步明確壓縮機噪聲源分布及降噪頻段，利用Artemis Suite6.0軟件對5種不同工況噪聲數據進行頻譜分析，噪聲頻譜見圖4、圖5。

從圖4中標準工況與拆除氣動元件工況的噪聲源頻譜對比看出，壓縮機氣動噪聲主要分布在200 Hz～800 Hz和1 500 Hz～16 000 Hz 2個頻段，呈寬頻分布特征，尤其在2 000 Hz左右，氣動噪聲最大差異值為33 dB，這是壓縮機降噪控制的主要消降頻段。由同時拆除氣動和運動元件工況下的噪聲源頻譜可知，電磁噪聲峰值為20 dB，對應頻率為1 600 Hz，可見電磁噪聲對整機噪聲影響較小。將僅拆除氣動元件工況與同時拆除氣動和運動元件工況噪聲源頻譜對比，得知壓縮機機械噪聲主要分布在100 Hz～200 Hz 和500 Hz～4 000 Hz 之間，是由轉子系統(tǒng)不平衡力引發(fā)的振動噪聲及由曲軸-活塞-連桿相互運動產生的摩擦噪聲，4 000 Hz 以上影響較小。

圖4 拆除氣動及運動元件工況下1/3倍頻程譜圖

由圖5 可知，拆除吸氣消聲器工況下壓縮機噪聲頻率在100 Hz～400 Hz 和630 Hz～1 250 Hz，在其它頻段波動較小。

圖5 拆除吸氣及排氣元件工況下1/3倍頻程譜圖

因此，吸氣消聲器主要降低中低頻噪聲，對抑制2 000 Hz左右的高頻氣動噪聲作用較小。對比標準狀況噪聲源頻譜，拆除排氣管后，壓縮機在50 Hz、100 Hz、150 Hz、200 Hz處噪聲幅值均有降低。根據理論分析，排氣管振動噪聲激勵源為壓縮機，激勵頻率為f=n?z?i/60，其中n 為轉速，z 為氣缸參數（單缸取1），i 為諧頻階次，計算噪聲諧頻分別為49.2 Hz、98.4 Hz、147.6 Hz等，與試驗測試值基本一致。排氣管固有頻率與壓縮機激振頻率相接近，會產生共振。在1 500 Hz～2 600 Hz之間，標準工況下噪聲值明顯高于壓縮機無排氣管工況，且此頻段為氣動噪聲主要分布頻段，2 000 Hz 處無排氣管壓縮機噪聲值降低約15 dB，由此推斷，制冷劑在排氣管內產生的周期性氣流脈動和氣流噴注噪聲是2 000 Hz峰值噪聲的主要影響因素。

表2 壓縮機10測點噪聲測試數據/dB

3 壓縮機改進措施

3.1 消聲器結構設計

針對壓縮機腔內排氣管振動與噪聲問題，根據試驗分析結果，提出在排氣管彎管處安裝減振彈簧，提高排氣管固有頻率，避開壓縮機低頻結構共振頻率。同時在靠近排氣管進氣端口處設計消聲器，減少由制冷劑流經排氣管產生脈動壓力作用所引起的周期振動或瞬時沖擊，降低2 000 Hz氣動峰值噪聲，排氣管消聲器具體結構見圖6。

圖6 壓縮機排氣管消聲器結構簡圖

這是一個二級串接抗性消聲器，由入口管、擴張腔、孔板和出口管等4 部分組成。受壓縮機腔內空間結構限制，排氣管消聲器的擴張腔長度L4與內徑尺寸D2變動余量較小，故本文重點對消聲器內孔板位置、孔板內徑和內插管長度進行設計。為減少變量，保證壓縮機運行可靠性，入口管和出口管仍使用原排氣管，材料為鍍鋅鋼管，外徑為4.78 mm，壁厚為0.7 mm。

3.2 消聲器聲學性能評價

目前對設計的消聲器進行聲學性能評價時，大都采用三維有限元方法進行傳遞損失計算。隨著計算機的發(fā)展，三維有限元較一維平面波理論具有更高的適用性、精準性，而傳遞損失TL（dB）定義為消聲器入口與出口處聲功率級之差，不受聲源和末端阻抗影響[9]，計算公式為

式中：Lin、Lout分別為消聲器輸入聲功率級、輸出聲功率級；Win、Wout分別為消聲器輸入聲功率、輸出聲功率。對此本文采用比利時公司的三維有限元聲學仿真軟件LMS Virtual.lab Acoustic對消聲器傳遞損失進行數值模擬。

模擬計算時,消聲器擴張腔長度L4為70 mm，內徑D2為22 mm。初始位置孔板距離消聲器入口端面L1為35 mm，孔板內徑D1為3.38 mm，進/出口內插管L2/L3為0 mm。排氣管內制冷劑為R404a，密度為1.62 kg/m3，聲速為240 m/s。而且在模擬過程中，僅改變孔板位置、孔板內徑、進/出口內插管長度等某一結構參數值，其它參數值保持不變，消聲器不同結構參數見表3。

表3 消聲器結構參數

3.3 聲學模擬結果分析

不同結構參數對消聲器傳遞損失的影響見圖7，由此得知：

(1)隨著孔板與入口端面的距離L1不斷增大，消聲器消聲頻帶逐漸向高頻移動，當L1接近消聲器擴張腔長度的1/2 時，消聲低谷頻帶變寬。由此可知，孔板設計應避開消聲器中心位置。

(2)隨著孔板內徑D1的不斷增大，消聲器整體消聲性能減弱，傳遞損失峰值由50 dB 降低到42 dB。因此，進行排氣管消聲器結構設計時，孔徑不宜過大。

(3)當進/出口內插管長度L2/L3較短時，消聲器在3 800 Hz 處存在通過頻率，消聲量為零。隨著L2/L3長度增加，通過頻率消失，消聲性能得到改善，可知進/出口內插管長度影響消聲器通過頻率，且長度不宜太短。

通過對排氣管消聲器設計尺寸的消聲分析，結合壓縮機降噪頻率，設計了一種帶有消聲器與減振彈簧的新排氣管，整機裝配結構見圖8。

4 壓縮機效果驗證

由于受測試設備限制，不能直接測量排氣管消聲器的傳遞損失，只能測量裝有新排氣管壓縮機的整機噪聲。將6臺裝有新排氣管的壓縮機進行整機噪聲測試并取數據測試均值，與原排氣管壓縮機噪聲頻譜進行對比，1/3倍頻程噪聲頻譜見圖9。

對比得知，裝有新排氣管的壓縮機在1 500 Hz～2 500 Hz之間噪聲降低，2 000 Hz處聲壓級由原來的49.3 dB降低到35.5 dB，降低值為13.8 dB，在轉軸旋轉基頻及諧頻處噪聲也有改善。

圖7 消聲器結構參數對傳遞損失的影響

圖8 裝有新排氣管壓縮機的整機結構

圖9 排氣管改進前后噪聲源頻譜對比

然而在6 300 Hz～16 000 Hz 之間，壓縮機噪聲幅值有所升高，可見壓縮機噪聲來源較為復雜。通過計算，裝有新排氣管的壓縮機聲功率級均值為54.81 dB，相對于改善前整機噪聲降低1.83 dB。

5 結語

通過對壓縮機5 種工況的對比測試分析，確認氣動噪聲為主要噪聲源，機械噪聲為次要聲源，電磁噪聲對整機噪聲影響較小。壓縮機氣動噪聲呈寬頻分布特征，進氣噪聲強于排氣噪聲，噪聲峰值為49.3 dB，對應頻率為2 000 Hz。壓縮機激振頻率引發(fā)排氣管低頻振動。

根據測試分析結果，提出設置排氣管消聲器與安裝彎管減振彈簧等改進措施，并進行樣機制作與測試。在轉軸旋轉基頻及諧頻處，裝有新排氣管的壓縮機噪聲值均有所降低，其中2 000 Hz 處氣動噪聲峰值由49.3 dB 降為35.5 dB，整機聲功率級降低1.83 dB，具有明顯的降噪效果，但結構設計需要進一步優(yōu)化。