夏 凱，劉 煜，門群英，康玉勛，張亞國

（1.空調(diào)設(shè)備及系統(tǒng)運(yùn)行節(jié)能國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東 珠海 519070；2.廣東省制冷設(shè)備節(jié)能環(huán)保技術(shù)企業(yè)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東 珠海 519070；3.珠海格力電器股份有限公司，廣東 珠海 519070）

近年來隨著空調(diào)產(chǎn)品的廣泛應(yīng)用，消費(fèi)者在低噪聲方面對(duì)空調(diào)提出了更高的要求。家用中央空調(diào)因其具有控制靈活、舒適度高、美觀緊湊等優(yōu)點(diǎn)，被越來越多的消費(fèi)者所接受。相比普通家用空調(diào)室外機(jī)，家用中央空調(diào)室外機(jī)容量大，噪聲更高，對(duì)消費(fèi)者的影響更大，這對(duì)家用中央空調(diào)室外機(jī)的噪聲控制提出了更大挑戰(zhàn)。

空調(diào)室外機(jī)噪聲包括壓縮機(jī)本體噪聲、風(fēng)機(jī)系統(tǒng)噪聲、壓縮機(jī)或風(fēng)機(jī)電機(jī)引起的整機(jī)結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲、管內(nèi)冷媒引起的氣體動(dòng)力性噪聲或結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲等多個(gè)方面。當(dāng)前，關(guān)于空調(diào)室外機(jī)噪聲的研究以壓縮機(jī)噪聲[1–5]為主，對(duì)空調(diào)整機(jī)結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲[6]、管內(nèi)氣體動(dòng)力性噪聲[7]的研究較少，而直接針對(duì)家用中央空調(diào)室外機(jī)整機(jī)噪聲的研究更是缺乏。本文針對(duì)某型家用中央空調(diào)室外機(jī)嗡嗡聲異響問題，通過對(duì)整機(jī)進(jìn)行噪聲測(cè)試分析，對(duì)管路系統(tǒng)結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)和仿真分析，確定引起嗡嗡聲異響的原因，通過仿真分析制定噪聲控制方案，并開展有效性驗(yàn)證實(shí)驗(yàn)。

1 噪聲測(cè)試及分析

某型家用中央空調(diào)室外機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。包括雙風(fēng)機(jī)、壓縮機(jī)、換熱器等核心零部件，壓縮機(jī)及其配管組成的管路系統(tǒng)置于前側(cè)板、右側(cè)板、中隔板和上蓋板組成的空間內(nèi)。管路系統(tǒng)三維模型如圖2所示。壓縮機(jī)采用滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)，大汽分掛在中隔板上。半消聲室內(nèi)整機(jī)噪聲測(cè)點(diǎn)布置如圖3所示。4個(gè)測(cè)點(diǎn)距離地面的高度保持一致，按照相對(duì)整機(jī)的方位分別命名為風(fēng)機(jī)正前方、壓縮機(jī)側(cè)、壓縮機(jī)45°和風(fēng)機(jī)側(cè)。

圖1 整機(jī)示意圖

圖2 管路系統(tǒng)三維模型

圖3 噪聲測(cè)點(diǎn)布置圖

名義制冷工況下噪聲體驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，整機(jī)在壓縮機(jī)4 200 r/min～4 500 r/min 運(yùn)行時(shí)發(fā)出使人厭煩的嗡嗡聲，靠近風(fēng)機(jī)側(cè)尤其明顯，音質(zhì)不可接受。壓縮機(jī)4 320 r/min 運(yùn)行時(shí)風(fēng)機(jī)側(cè)噪聲頻譜如圖4所示?？梢钥闯鲈肼暱傊禐?8.70 dB(A)，第一峰值位于壓縮機(jī)的4 倍頻289 Hz 處，達(dá)57.7 dB(A)，總值與峰值差僅為1 dB，說明嗡嗡聲異常噪聲是由289 Hz處的噪聲成分引起。壓縮機(jī)4 200 r/min、4 260 r/min、4 380 r/min、4 500 r/min 運(yùn)行時(shí)風(fēng)機(jī)側(cè)噪聲總值與第一峰值見表1。與壓縮機(jī)4 320 r/min運(yùn)行時(shí)類似，噪聲第一峰值頻率均表現(xiàn)為壓縮機(jī)4 倍頻。并且，隨著壓縮機(jī)運(yùn)行頻率的增加，噪聲第一峰值存在先增大后減小的趨勢(shì)，壓縮機(jī)4 320 r/min 運(yùn)行時(shí)在其4 倍頻289 Hz 附近達(dá)到最大值，這說明有可能某個(gè)或某些結(jié)構(gòu)在289 Hz附近存在固有頻率，受壓縮機(jī)振動(dòng)或冷媒脈動(dòng)壓力激發(fā)產(chǎn)生共振而輻射結(jié)構(gòu)聲。盡管如此，由于整機(jī)結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，仍不能鎖定噪聲源，但可以通過排除法進(jìn)一步縮小噪聲源的尋找范圍。

圖4 壓縮機(jī)4 320 r/min運(yùn)行時(shí)風(fēng)機(jī)側(cè)聲壓級(jí)頻譜

表1 風(fēng)機(jī)側(cè)噪聲總值和第一峰值(聲壓級(jí)/dB(A))

依次拆去上蓋板、前側(cè)板、右側(cè)板后，嗡嗡聲有所減弱但依然很明顯，音質(zhì)較差，從而可排除上蓋板和左右側(cè)板的影響。嗡嗡聲有所減弱的原因在于拆去部分殼體后形成了開放空間從而削弱了噪聲的混響效果。

觸摸吸氣管、大汽分、中隔板等結(jié)構(gòu)件，主觀感受振感強(qiáng)烈。在吸氣管中部貼兩塊共400 g 左右的阻尼塊，音質(zhì)改善明顯，但仍不能接受。貼阻尼塊后壓縮機(jī)4 320 r/min運(yùn)行時(shí)風(fēng)機(jī)側(cè)噪聲頻譜如圖5所示。噪聲總值下降5.9 dB，289 Hz 峰值噪聲下降15.64 dB。阻尼塊的改善作用體現(xiàn)在兩個(gè)方面，一是本身作為一個(gè)質(zhì)量體加在吸氣管上，可能改變了吸氣管振動(dòng)模態(tài)及響應(yīng)，這一點(diǎn)需要借助模態(tài)仿真或測(cè)試手段作進(jìn)一步判斷；二是阻尼吸收了部分振動(dòng)能量從而起到減振降噪的作用。此外，吸氣管為豎直走向，加之空間的限制，在吸氣管中部設(shè)置阻尼塊的方案存在生產(chǎn)不可控風(fēng)險(xiǎn)，不能作為最終整改方案。

圖5 壓縮機(jī)4 320 r/min運(yùn)行時(shí)阻尼對(duì)風(fēng)機(jī)側(cè)噪頻譜的影響

通過以上分析，初步判斷空調(diào)管路結(jié)構(gòu)系統(tǒng)在289 Hz 附近存在固有頻率，受到壓縮機(jī)4 200 r/min～4 500 r/min 運(yùn)行時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)頻率的4 倍頻激勵(lì)而發(fā)生共振，進(jìn)而輻射出嗡嗡聲異常噪聲。

2 管路模態(tài)分析

為了鎖定管路系統(tǒng)中的共振噪聲源，以便有針對(duì)性地提供整改措施，本節(jié)利用有限元分析軟件ANSYS Workbench對(duì)管路模態(tài)進(jìn)行分析，利用LMS Test.Lab設(shè)備開展管路模態(tài)試驗(yàn)以及中隔板固有頻率測(cè)試，對(duì)模態(tài)仿真結(jié)果進(jìn)行有效性驗(yàn)證，并鎖定噪聲源。

2.1 仿真模型建立

由上一節(jié)分析可知，噪聲源可能位于吸氣管或中隔板上。考慮到其它連接結(jié)構(gòu)對(duì)吸氣管和中隔板模態(tài)的影響，選取各管件、罐體、閥件、壓縮機(jī)和中隔板組成的結(jié)構(gòu)系統(tǒng)為研究對(duì)象，建立其有限元模型，如圖6所示。

圖6 有限元分析模型

模型處理包括：

（1）將換熱器視為剛性部件，僅保留與之連接的集氣管組件分管，并固定分管根部；壓縮機(jī)底腳、閥門支架均看作剛性端，將其安裝孔固定；此外，中隔板安裝孔也作固定約束處理。

（2）管件材料為銅，壓縮機(jī)、大汽分、油分、等罐體以及中隔板、閥門支架等結(jié)構(gòu)的材料為鋼，管固定塊的材料為橡膠，本文所用材料屬性見表2。

表2 材料屬性

（3）為保證建模質(zhì)量和計(jì)算效率，對(duì)復(fù)雜缸體結(jié)構(gòu)如壓縮機(jī)、大汽分、油分以及閥體結(jié)構(gòu)如電磁閥，將其內(nèi)部結(jié)構(gòu)等效為集中質(zhì)量附加到外殼上，均采用殼單元建模；管固定塊、大小閥門件均采用實(shí)體單元建模，且省去其上的細(xì)小結(jié)構(gòu)特征如螺紋、倒角等；殼單元數(shù)量87 854，實(shí)體單元數(shù)量6 841；不同零部件之間的連接部位采用綁定接觸方式進(jìn)行建模，選擇MPC算法。

2.2 仿真結(jié)果與測(cè)試結(jié)果對(duì)比分析

分別通過模態(tài)仿真分析、錘擊法模態(tài)試驗(yàn)分析，獲取吸氣管在100 Hz～400 Hz頻段內(nèi)的仿真模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)。試驗(yàn)?zāi)B(tài)頻響函數(shù)如圖7所示。各階次模態(tài)頻率仿真值與實(shí)測(cè)值對(duì)比見表3。振型對(duì)比如圖8所示。仿真模態(tài)與實(shí)測(cè)模態(tài)基本一致，說明仿真模型準(zhǔn)確。

圖7 模態(tài)試驗(yàn)獲取的吸氣管頻響函數(shù)

圖8 吸氣管實(shí)測(cè)模態(tài)（左）與仿真模態(tài)（右）對(duì)比

表3 吸氣管模態(tài)

此外，中隔板的固有頻率測(cè)試結(jié)果中含有287 Hz 頻率成分。從4 階仿真模態(tài)振型可以看出，4 階振型表現(xiàn)為吸氣管與中隔板的耦合振動(dòng)。如圖9所示。并且試驗(yàn)?zāi)B(tài)頻率282.6 Hz 接近壓縮機(jī)4 200 r/min～4 500 r/min 運(yùn)行時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)頻率的4 倍頻，這是導(dǎo)致機(jī)組存在嗡嗡聲的主要原因：壓縮機(jī)振動(dòng)的4倍頻成分激發(fā)了吸氣管共振，吸氣管輻射部分噪聲的用時(shí)將其振動(dòng)傳遞給中隔板，引起中隔板的振動(dòng)并輻射出噪聲。

圖9 4階模態(tài)振型

3 管路優(yōu)化設(shè)計(jì)及效果驗(yàn)證

3.1 吸氣管仿真優(yōu)化設(shè)計(jì)

基于前文分析，鎖定了噪聲源在吸氣管和中隔板。中隔板作為借用結(jié)構(gòu)件，結(jié)構(gòu)改動(dòng)限制大，因此，本文通過優(yōu)化吸氣管的結(jié)構(gòu)來改善機(jī)組的嗡嗡聲噪聲問題。主要優(yōu)化思路是改變吸氣管結(jié)構(gòu)，使其模態(tài)頻率避開壓縮機(jī)4 200 r/min～4 500 r/min 運(yùn)行時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)頻率的4倍頻，避免共振，阻斷壓縮機(jī)振動(dòng)向大面積中隔板的傳遞。

通常滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)切向振動(dòng)比徑向、軸向振動(dòng)劇烈，因而吸氣管出管走向應(yīng)盡量貼近壓縮機(jī)剛體中心線與自帶小氣分中心線組成的平面，以減弱壓縮機(jī)切向振動(dòng)向吸氣管的傳遞。為此，綜合考慮管路空間特點(diǎn)，將吸氣管的純U 彎優(yōu)化設(shè)計(jì)為兩個(gè)直角彎，同時(shí)拉長直角彎的高度100 mm，以起到更好的減振效果。此外，在吸氣管兩個(gè)直角彎之間的水平管段增加400 g阻尼塊，以達(dá)到減振降噪的目的，新方案在水平段加阻尼更加可靠，生產(chǎn)更可控。吸氣管方案優(yōu)化前后對(duì)比如圖10所示。

圖10 吸氣管優(yōu)化前（左）與優(yōu)化后（右）結(jié)構(gòu)

吸氣管優(yōu)化前后仿真模態(tài)頻率對(duì)比見表4。需要關(guān)注的4 階振型對(duì)比如圖11 所示?？梢钥闯?，優(yōu)化后各階模態(tài)頻率變化明顯，模態(tài)頻率避開了壓縮機(jī)4 200 r/min～4 500 r/min 運(yùn)行時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)頻率的4 倍頻，滿足設(shè)計(jì)要求。

圖11 吸氣管優(yōu)化前（左）與優(yōu)化后（右）4階模態(tài)振型

表4 吸氣管優(yōu)化前后模態(tài)頻率對(duì)比

3.2 效果驗(yàn)證

與原方案相同測(cè)試工況下，對(duì)采用優(yōu)化方案的樣機(jī)進(jìn)行噪聲實(shí)驗(yàn)，音質(zhì)體驗(yàn)明顯改善，原嗡嗡聲異常噪聲消失，壓縮機(jī)4 200 r/min～4 500 r/min運(yùn)行時(shí)噪聲測(cè)試結(jié)果如表5。

表5 優(yōu)化后風(fēng)機(jī)側(cè)噪聲總值和第一峰值(聲壓級(jí)/dB(A))

與原方案測(cè)試結(jié)果（見表1）比較可以看出，該頻段內(nèi)噪聲總值明顯下降，最大降幅達(dá)8 dB，發(fā)生在壓縮機(jī)4 260 r/min 運(yùn)行時(shí)；優(yōu)化方案噪聲第一峰值對(duì)應(yīng)頻率由原方案的壓縮機(jī)運(yùn)行頻率的4倍頻轉(zhuǎn)移到6 倍頻至7 倍頻區(qū)間，第一峰值噪聲顯著降低，最大降幅達(dá)20.1 dB，發(fā)生在壓縮機(jī)4 260 r/min 運(yùn)行時(shí)；噪聲總值與第一峰值之差明顯拉大，均在10.4 dB以上。優(yōu)化方案驗(yàn)證有效，解決了嗡嗡聲異響問題。

為了進(jìn)一步說明優(yōu)化方案對(duì)原方案289 Hz 附近噪聲峰值的降噪效果，圖12 給出了壓縮機(jī)4 320 r/min 運(yùn)行時(shí)優(yōu)化前后噪聲頻譜。優(yōu)化方案在289 Hz 處的峰值較原方案降幅高達(dá)28.7 dB，優(yōu)化效果顯著。

圖12 壓縮機(jī)4 320 r/min運(yùn)行時(shí)吸氣管優(yōu)化前后噪聲頻譜

4 結(jié)語

針對(duì)某家用中央空調(diào)室外機(jī)在壓縮機(jī)4 200 r/min～4 500 r/min運(yùn)行時(shí)存在的嗡嗡聲異響問題開展噪聲控制研究。通過噪聲特性測(cè)試發(fā)現(xiàn)噪聲源第一峰值頻率成分集中在壓縮機(jī)的4 倍頻，進(jìn)一步通過結(jié)構(gòu)模態(tài)仿真和模態(tài)試驗(yàn)分析確定噪聲源的位置為吸氣管及中隔板，鎖定吸氣管共振是引起嗡嗡聲異響的原因。借助模態(tài)仿真手段提出吸氣管優(yōu)化方案，并進(jìn)行有效性驗(yàn)證。優(yōu)化后噪聲實(shí)驗(yàn)的結(jié)果表明，壓縮機(jī)4 200 r/min～4 500 r/min運(yùn)行時(shí)整機(jī)噪聲總值最大降幅達(dá)8 dB，4 倍頻處噪聲峰值降幅達(dá)20 dB以上，優(yōu)化方案有效解決了嗡嗡聲異響問題。