高智強，楊俊濤，陳志偉，夏增強

（珠海格力電器股份有限公司，廣東珠海 519070）

0 引言

隨著房間空調(diào)器的普及使用，居民家電耗能也在不斷攀升，有數(shù)據(jù)表明，在我國建筑能耗約占社會總能耗的四分之一，而在民用建筑中，空調(diào)耗電量占整個建筑耗電量的比例約40%~60%[1]，因此空調(diào)節(jié)能非常必要。自2020年7月1日起正式啟用的GB 21455—2019《房間空氣調(diào)節(jié)器能效限定值及能效等級》[2]，對空調(diào)的能效進行顯著的提升，而且也會進一步加大變頻空調(diào)的普及力度。

空調(diào)的核心之一就是轉(zhuǎn)子壓縮機，有資料表明，我國轉(zhuǎn)子壓縮機的產(chǎn)能超過2億臺，并且朝著壓縮機小型化、電機高效化不斷發(fā)展[3-4]。由于變頻空調(diào)更具節(jié)能、舒適的效果，在空調(diào)市場的份額也越來越大。此外，新的能效評價方式、新型環(huán)保冷媒的引入（如R32）等[5-6]，也會進一步提升空調(diào)系統(tǒng)的能效。

根據(jù)工作原理和使用環(huán)境的特點，變頻壓縮機當前主要采用永磁同步電機驅(qū)動?？紤]到家用空調(diào)使用的環(huán)境復雜多變，壓縮機的負載也會發(fā)生顯著變化，如果啟動控制程序不合理、啟動力矩不夠，就會存在壓縮機啟動失敗的現(xiàn)象。李慶堅等[7]分析不同樣機的啟動波形，指出合理的啟動方式一般包含轉(zhuǎn)子預定位、電流開環(huán)控制和閉環(huán)控制，并且通過增大啟動電流和啟動次數(shù)，從而獲得更大啟動力矩。楊啟超等[8]分析了壓縮機啟動負載特性，介紹了不同種類的啟動方式。張耀中等[9-10]的研究表明采用改進型磁鏈觀察器的啟動方式可以使電機更順利的啟動和平穩(wěn)切換。孫常權(quán)[10]指出，變頻壓縮機啟動失敗的一個重要原因是系統(tǒng)壓差過大，導致壓縮機啟動負載偏大，一般要求系統(tǒng)壓差控制在0.2 MPa以內(nèi)。黃輝等[14]和李曉陽等[15]均提出了一種自動估算當前負載狀況的有效方法，根據(jù)當前估算的負載自動進行轉(zhuǎn)矩電流前饋補償，顯著降低了壓縮機低速時的轉(zhuǎn)速波動。

實際上，隨著變頻壓縮機的不斷小型化、高效化，其一些關(guān)鍵指標也不斷發(fā)生變化，如轉(zhuǎn)動慣量和轉(zhuǎn)矩常數(shù)等。如果維持原有的啟動模式或參數(shù)，往往導致壓縮機在啟動過程中的振動響應發(fā)生顯著變化，從而造成整機振動和異響的情況加劇。

筆者將結(jié)合具體工程案例問題，分析此類問題，并從中提煉出合理的解決方案。

1 壓縮機轉(zhuǎn)矩特性分析

1.1 壓縮機驅(qū)動轉(zhuǎn)矩分析

根據(jù)變頻壓縮機永磁同步電機工作原理（圖1），其機械運動方程：

圖1 壓縮機永磁同步電機工作原理

式中，J為轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量，kg?m2；Ω為角速度，rad/s；Te為電磁驅(qū)動轉(zhuǎn)矩，N?m；T1為壓縮機負載轉(zhuǎn)矩，N?m；B為黏滯系數(shù)，(N?m?s)/rad。

驅(qū)動力矩的方程：

式中，p為壓縮機極對數(shù)；?f為轉(zhuǎn)子磁鏈，Wb；Ld、Lq為d軸、q軸電感，mH；id、iq為d軸、q軸電流，A。

為了簡化計算，一般可以將式(2)轉(zhuǎn)化為：

式中，i*為等效輸入電流，A；Kt為測量轉(zhuǎn)矩常數(shù)，(N?m)/A。

1.2 壓縮機負載（轉(zhuǎn)子）力矩分析

轉(zhuǎn)子壓縮機的工作原理是采用曲軸帶動滾子在密閉腔內(nèi)連續(xù)運轉(zhuǎn)，實現(xiàn)氣體的壓縮和排出（圖2）。根據(jù)轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)受力特性，轉(zhuǎn)子負載力矩的方程為：

圖2 壓縮機轉(zhuǎn)子力矩分析

式中，R為氣缸內(nèi)圓半徑，m；L為氣缸高度，m；τ=e/R為偏心率；po和ps分別為排氣壓力和吸氣壓力，Pa；θ為轉(zhuǎn)角，rad。

1.3 壓縮機啟動關(guān)鍵因素分析

在常溫工況下，壓縮機啟動時制冷劑黏滯系數(shù)B很小，產(chǎn)生的負載轉(zhuǎn)矩也比較小，因此可以忽略。所以式(1)和式(3)可以簡化為：

由式(5)可知，變頻壓縮機在啟動過程中，如果環(huán)境工況一致時（近似吸排氣壓力保持一致），轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動慣量降低、輸入力矩電流增大和轉(zhuǎn)矩常數(shù)增加都會導致壓縮機在啟動過程中，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的加速度增大，從而導致整個壓縮機的抖動增大，進而帶動與之連動的結(jié)構(gòu)件，發(fā)生碰撞和產(chǎn)生異響。

筆者進一步匯總、分析同冷量機型的不同壓縮機，隨著電機、壓縮機結(jié)構(gòu)的不斷優(yōu)化改進，整個壓縮機的關(guān)鍵信息也在不斷發(fā)生變化。如果還是采用原有的電機控制參數(shù)，勢必導致壓縮機產(chǎn)生不同的振動效果。圖3所示為同壓縮機關(guān)鍵信息對比，由圖3可知，在同樣的驅(qū)動參數(shù)下，A款壓縮機的啟動振動要比C款壓縮機的振動增大1倍多。

圖3 不同壓縮機關(guān)鍵信息對比

2 壓縮機啟動分析

由于壓縮機內(nèi)部無法安裝位置傳感器，當前的變頻轉(zhuǎn)子壓縮機基本上采用無位置磁場定向控制算法。該算法的關(guān)鍵之處在于針對壓縮機啟動控制。為了保證壓縮機能夠在各種負載工況下，都能夠可靠啟動，典型的啟動方案如圖4所示。

圖4 壓縮機啟動波形

由圖4可知，壓縮機的驅(qū)動力矩，在開環(huán)階段比較大，需要克服轉(zhuǎn)子慣性和阻力矩等因素，才能保證轉(zhuǎn)子順利旋轉(zhuǎn)起來。因此，在啟動電流開環(huán)控制階段中，因驅(qū)動力矩較大，壓縮機的振動也會變得較大，這也是容易產(chǎn)生異響的關(guān)鍵時間段。

3 工程案例分析

3.1 壓縮機隔振系統(tǒng)

根據(jù)壓縮機的安裝結(jié)構(gòu)特點，上部通過吸排氣口與管路系統(tǒng)相連，下部通過壓縮機基腳與隔振系統(tǒng)相連，其隔振系統(tǒng)實物如圖5所示。

圖5 壓縮機隔振系統(tǒng)實物

圖6所示為壓縮機隔振系統(tǒng)。由圖6可知，壓縮機的基腳（運動）與底盤定位螺栓（非運動）之間設計一定的間隙（一般1 mm左右），用于防止壓縮機的振動傳遞定位螺栓，進而導致結(jié)構(gòu)振動或異響。

圖6 壓縮機隔振系統(tǒng)

3.2 壓縮機啟動仿真分析

為了深入分析某款壓縮機在啟動過程中通過壓縮機基腳振動產(chǎn)生的異響，需要計算并確定壓縮機基腳啟動過程的變形和沖擊，進而設計合理的改進方案。分析的對象如圖7所示，壓縮機的關(guān)鍵特性如表1所示。

表1 某款變頻轉(zhuǎn)子壓縮機的特性相關(guān)參數(shù)

圖7 壓縮機瞬態(tài)轉(zhuǎn)動分析有限元模型

在常溫工況下壓縮機啟動時，一般要求系統(tǒng)的壓差小于0.2 MPa，經(jīng)計算此時轉(zhuǎn)子負載力矩，相比驅(qū)動力矩要小很多（大約是驅(qū)動力矩的1/8）。因此為了簡化計算，瞬態(tài)分析時，壓縮機的激勵載荷，按式(3)計算，具體加載如表2所示。

表2 瞬態(tài)分析載荷加載

計算結(jié)果表明該款壓縮機的啟動過程中，基腳的最大形變超過2 mm（圖8），原有的設計間隙是偏小的（1 mm）。

圖8 壓縮機啟動基腳瞬態(tài)形變（單位：mm）

3.3 實驗對比驗證

為進一步驗證壓縮機啟動過程中，是基腳與定位螺栓設計間隙偏小導致的問題，通過實驗對比驗證。通過監(jiān)測壓縮機定位螺栓的振動情況并結(jié)合主觀聽感，確認壓縮機在啟動過程的異音，具體如圖9所示。

圖9 壓縮機定位螺栓監(jiān)測

圖10所示為優(yōu)化前后定位螺栓振動響應對比。由圖10可知，原機狀態(tài)下，定位螺栓的振動超過2 g，并且可以顯著聽到結(jié)構(gòu)撞擊的異響聲。結(jié)構(gòu)基腳啟動位移變形量，增大基腳與定位螺栓的間隙，再次測試發(fā)現(xiàn)，螺栓振動顯著降低（小于0.3 g），沒有聽到撞擊異響，整個壓縮機啟動過程，平穩(wěn)且無異常噪音。

圖10 優(yōu)化前后定位螺栓振動響應對比

4 結(jié)論

本文針對某款變頻壓縮機啟動過程產(chǎn)生的異常噪音，分析了變頻壓縮機的驅(qū)動力矩與負載力矩的特性以及安裝結(jié)構(gòu)特性，得出如下結(jié)論：

1）變頻壓縮機啟動過程中的開環(huán)運行，驅(qū)動力矩最大，其與輸入電流和電機轉(zhuǎn)矩常數(shù)都呈正相關(guān)；壓縮機的轉(zhuǎn)動慣量不斷降低，也會進一步增大壓縮機啟動過程的振動響應；

2）通過對壓縮機-管路系統(tǒng)進行瞬態(tài)動力學分析，可以得出壓縮機啟動過程中，壓縮機基腳最大位移2.1 mm，遠大于設計安裝間隙1.0 mm；

3）在無法降低啟動電流時，可適當增大安裝結(jié)構(gòu)壓縮機基腳和定位螺栓的配合間隙，從而可以避免因壓縮機啟動時，振動增大導致的結(jié)構(gòu)異響。