方文杰, 張 肅

（美的集團中央研究院，廣東 佛山528311）

壓縮機作為冰箱的重要動力部件，將電能轉(zhuǎn)化為機械能，為冰箱制冷提供動力能量，在其能量轉(zhuǎn)化過程中不可避免地會產(chǎn)生振動和噪聲[1]。國內(nèi)外許多學者對壓縮機減振降噪進行了深入研究，提出了一些有效方法，如通過仿真分析等優(yōu)化壓縮機外殼的形狀[2-3]，通過改進壓縮機壓簧隔振系統(tǒng)的剛度、固有頻率、阻尼[4]或通過改善制冷管道的形狀、氣流脈動、固有頻率避開共振[5-7]。

壓縮機是冰箱最主要的振動來源，運行時產(chǎn)生的振動一部分通過吸、排氣管道傳遞到箱體，另一部分通過壓縮機腳板傳遞給冰箱底板。管道接入箱體后被埋在發(fā)泡層里，減小了振動的傳遞；壓縮機腳板與冰箱底板之間通過橡膠腳墊連接，橡膠腳墊起到減振和隔振的作用，其設計是否合理關系到整個冰箱的振動和噪聲水平[8]。

應用LMS Test. Lab 軟件對某款冰箱的振動進行TPA(Transfer Path Analysis)實驗分析，試圖弄清壓縮機產(chǎn)生的振動如何經(jīng)過底板向箱體傳遞。根據(jù)分析結果，對隔振橡膠腳墊的結構進行精準設計，以提高橡膠腳墊的隔振效果，減小壓縮機的振動傳遞，從而改善冰箱在較高轉(zhuǎn)速運行時產(chǎn)生的“嗡嗡聲”。

1 TPA基本理論

傳遞路徑分析(Transfer Path Analysis)簡稱TPA，是一種以實驗為基礎的噪聲、振動分析方法，其基本原理基于如下假設：來自不同路徑的所有部分貢獻構成了總響應，如式(1)所示[9]

其中：Pk為分析目標點k處的總振動，Pijk為傳遞路徑i在j方向?qū)Ψ治瞿繕它ck處總振動的部分貢獻，如式(2)所示

其中：Hijk為傳遞路徑i上j方向到目標點k的頻響函數(shù)，F(xiàn)ij為傳遞路徑i上j方向的實際激勵。

根據(jù)式(2)可知：傳遞路徑實驗分析需要進行各傳遞路徑的頻響函數(shù)與實際工況噪聲、振動值測量。

2 測試與分析

2.1 冰箱振動測試

某款冰箱在壓縮機運行頻率達到68 Hz（轉(zhuǎn)速為4 080 r/min）以上時，開始出現(xiàn)比較明顯的“嗡嗡聲”。通過調(diào)整或按壓冰箱內(nèi)的抽屜、隔板與風道板等，此“嗡嗡聲”有一些改善，經(jīng)過一些實驗測試與分析，診斷出此“嗡嗡聲”是由于壓縮機在較高轉(zhuǎn)速運行產(chǎn)生的振動，經(jīng)過底板傳遞到箱體內(nèi)的抽屜、隔板、風道板等被放大，從而產(chǎn)生的結構振動噪聲。但由于箱體內(nèi)的這些零部件結構薄弱且為活動部件，固有頻率低，模態(tài)復雜、密集，很難從結構模態(tài)方面進行改善，也嘗試過不同結構、硬度、材料的橡膠腳墊，改善效果均不佳。

為了更好反映產(chǎn)生“嗡嗡聲”的零件的振動特點，選取冰箱開門時門體及冷藏室玻璃隔板手感振動最大的部位作為研究目標，在其上各布置一個三向加速度傳感器進行測試，如圖1所示。

圖1 門體、玻璃隔板振動測點布置

定義X、Y、Z方向分別為冰箱前后、左右、上下方向。測得壓縮機以頻率70 Hz（4 200 r/min）運行時的振動值如表1所示。

2.2 TPA實驗分析

為進一步弄清楚壓縮機產(chǎn)生的基頻（70 Hz）振動如何傳遞到門體與隔板上，對壓縮機4 個機腳的振動傳遞進行TPA實驗分析，每個機腳3個方向，共12條傳遞路徑，每條傳遞路徑布置2個指示點，底板上布置1 個單向加速度傳感器作為參考點，各傳感器布置位置如圖2所示。

表1 冰箱原始狀態(tài)下門體、隔板振動測試值

圖2 傳感器布置與傳遞函數(shù)測試

測試壓縮機在以頻率70 Hz 正常運行時的振動值，作為TPA分析的實際振動數(shù)據(jù)；卸掉振動激勵源壓縮機，用力錘敲擊底板上每個支撐點的三個方向，所得TPA分析的振動傳遞函數(shù)如圖2、圖3所示。

圖3 冰箱振動TPA實驗測試

根據(jù)以上測試數(shù)據(jù)，應用LMS Test.Lab軟件進行TPA 實驗分析，采用矩陣求逆分析方法計算激勵力。經(jīng)過分析，得到門體振動從12條路徑傳遞的貢獻量大小，如圖4所示（排序越靠上端，貢獻量越大），3#機腳（右后）的Y向與4#機腳（右前）的X向機腳的貢獻量較大，Z向貢獻量均較小，即壓縮機產(chǎn)生的振動主要通過機腳徑向（X、Y向）傳遞到箱體。

圖5為1#機腳X方向傳遞路徑對門體Y向振動全頻率貢獻量的分析結果（虛線為單條路徑頻率響應結果，細實線為所有路徑頻率響應合成計算結果，粗實線為實際工況振動測試值），粗實線與細實線重合較好，說明主要路徑完整，實驗分析準確。

同樣，分析1#機腳Y向與Z向傳遞路徑對門體Y向振動全頻率貢獻量，Y向與X向類似，但Z向的虛線在低頻部分幾乎均明顯低于實線，尤其在70 Hz 頻率處，說明X、Y方向（徑向）振動貢獻相對較大，Z向貢獻量相對較小，與圖4分析結果一致。

圖4 門體基頻振動傳遞路徑貢獻分析結果

圖5 1#機腳X向路徑全頻率貢獻量分析結果

3 腳墊隔振設計

隔振效果常用振動傳遞系數(shù)T描述，是指通過隔振元件傳遞的力與擾動力（激勵力）之間的比值，或傳遞的位移與擾動之間的比值，T值越小，則反映通過隔振元件傳遞的振動越小，隔振效果越好。單自由度有阻尼隔振系統(tǒng)的振動傳遞系數(shù)T為[10]

式中：z=ω/ω0，稱為歸一化頻率，ω為簡諧激勵力頻率，ω0為隔振系統(tǒng)固有頻率；ξ=c/Cc，為阻尼比，c為黏性阻尼系數(shù)，Cc為臨界阻尼系數(shù)。

從式(3)可知：當z＞時，T＜1，隔振系統(tǒng)進入隔振區(qū)，隔振元件開始起隔振作用，z值越大，T值越小。故要想減小T值，要求設計隔振系統(tǒng)固有頻率f0比系統(tǒng)激勵頻率f越小越好。

3.1 腳墊結構優(yōu)化

橡膠腳墊剛度k的大小決定了減振系統(tǒng)的固有頻率及橡膠墊的臨界阻尼，從而影響壓縮機向冰箱系統(tǒng)的振動傳遞[8]。根據(jù)橡膠隔振系統(tǒng)固有頻率f0（Hz）與機組重力作用下的靜態(tài)壓縮量x（cm）之間的關系式(4)[10]，可知：要減小f0，可以增大靜態(tài)壓縮量x，或減小橡膠腳墊的剛度。

式中：x為橡膠隔振體靜態(tài)壓縮量，Ed、Es分別為橡膠動態(tài)、靜態(tài)彈性模量

根據(jù)以上理論，要想減小壓縮機振動的徑向傳遞，可減小隔振橡膠腳墊的徑向剛度，增大腳墊的徑向壓縮變形，從而減小隔振系統(tǒng)的徑向固有頻率，提高腳墊的隔振效果。將如圖6所示結構原配腳墊改為如圖7所示結構設計，通過減小套筒圓柱面與腳墊的徑向配合面積，增大腳墊的徑向壓縮變形，同時在腳墊外圓柱面上開設環(huán)形槽，增大腳墊的軸向壓縮變形。

圖6 原配橡膠腳墊結構剖面圖

圖7 優(yōu)化腳墊安裝結構剖面圖

3.2 系統(tǒng)固有頻率測試

在冰箱中實際安裝原配腳墊、優(yōu)化后腳墊，在單獨冰箱底板上進行隔振系統(tǒng)固有頻率測試（經(jīng)過驗證，與箱體上測試結果幾乎相同），如圖8所示，用力錘敲擊壓縮機前后、左右、上下3 個方向，測得原配腳墊、優(yōu)化腳墊對應的隔振系統(tǒng)的三向固有頻率，如表2所示，優(yōu)化腳墊對應的隔振系統(tǒng)徑向（X、Y向）固有頻率減小了約6 Hz，軸向固有頻率減小10 Hz。

圖9為原配腳墊與優(yōu)化腳墊對應的隔振系統(tǒng)Z向（軸向）測試頻響函數(shù)對比。

根據(jù)隔振理論，隔振系統(tǒng)徑向要進入隔振區(qū)，優(yōu)化腳墊要求激勵頻率＞30 Hz（原配腳墊＞39 Hz）；隔振系統(tǒng)軸向要進入隔振區(qū)，優(yōu)化腳墊要求激勵頻率＞55 Hz（原配腳墊＞70 Hz）。如冰箱以68 Hz 頻率運行，原配腳墊對應的隔振系統(tǒng)軸向仍在共振區(qū)，振動被放大，徑向隔振效果低于優(yōu)化腳墊。

圖8 腳墊隔振系統(tǒng)三向固有頻率測試

表2 原配、優(yōu)化腳墊對應的隔振系統(tǒng)三向固有頻率值

圖9 隔振系統(tǒng)軸向固有頻率測試對比

3.3 傳遞系數(shù)測試

將橡膠腳墊、三向力傳感器與壓縮機一起按照如圖10所示方式安裝在工裝上，進行振動傳遞系數(shù)T實驗測試，用腳墊上端的力傳感器測試隔振前的激勵力F0，用下端的力傳感器測試隔振后的傳遞力P0。

圖10 振動傳遞系數(shù)T測試實驗

調(diào)節(jié)壓縮機運行頻率，從25 Hz～70 Hz 進行掃頻測試，每間隔5 Hz采集一組數(shù)據(jù)，隔振前、后均取4個力傳感器測試幅值的平均進行計算。得經(jīng)過原配腳墊、優(yōu)化腳墊隔振后的軸向傳遞力P0幅值對比，如圖11所示。

圖11 隔振后軸向傳遞力P0幅值對比

運行頻率＞55 Hz時，優(yōu)化腳墊軸向隔振進入隔振區(qū)（原配腳墊在共振區(qū)），軸向傳遞力P0幅值明顯低于原配腳墊。

根據(jù)式(5)，計算原配腳墊、優(yōu)化腳墊對應的隔振系統(tǒng)測試所得到的軸向、徑向振動傳遞系數(shù)T，對比結果分別如圖12、圖13所示。

圖12 掃頻測試所得軸向傳遞系數(shù)T對比

圖12顯示運行頻率＞45 Hz 時，優(yōu)化腳墊軸向傳遞系數(shù)明顯低于原配腳墊，運行頻率＜40 Hz 時，雖然隔振效果略變差，但此時產(chǎn)生的振動激勵較小，此時隔振后傳遞力P0也較小；圖13顯示在所有運行頻率，優(yōu)化腳墊徑向傳遞系數(shù)均低于原配腳墊，徑向隔振效果更優(yōu)。

式中：P0為傳遞力幅值，F(xiàn)0為擾動力幅值。

圖13 掃頻測試所得徑向傳遞系數(shù)T對比

4 效果驗證

在同一臺冰箱上，用優(yōu)化腳墊替換已測試的原配腳墊，壓縮機運行頻率70 Hz 時，測試冰箱門體、玻璃隔板的振動，門體X、Y、Z三向加速度值分別為0.03 m/s2、0.06 m/s2與0.05 m/s2；玻璃隔板三向加速度值分別為0.03 m/s2、0.05 m/s2與0.04 m/s2。與原配腳墊測試的結果進行對比，如圖16所示。

圖16 腳墊優(yōu)化前后門體、隔板振動對比

優(yōu)化腳墊后三向振動均明顯減小，其中X、Y向振動減小約80%。冰箱從25 Hz～72 Hz 掃頻運行時，所有頻率處均未出現(xiàn)明顯的“嗡嗡聲”。

5 結語

文中應用LMS Test.Lab測試分析軟件，對某款冰箱振動傳遞進行TPA分析，根據(jù)分析結果，對橡膠腳墊進行精準結構優(yōu)化設計，得到：

(1)在冰箱門體、隔板的振動傳遞中，主要貢獻量為壓縮機機腳的徑向（X向、Y向）傳遞；

(2)根據(jù)TPA振動傳遞分析結果，對橡膠腳墊結構進行精準優(yōu)化設計：徑向固有頻率下降約6 Hz，軸向固有頻率下降10 Hz，隔振系統(tǒng)的軸向、徑向傳遞系數(shù)明顯減小，增強了腳墊的隔振效果；

(3)冰箱測試驗證：更換優(yōu)化腳墊后，冰箱門體、隔板的振動減小約80%，在所有頻率處運行均未出現(xiàn)“嗡嗡聲”。