空調(diào)室外機(jī)低頻噪聲控制及管路配重設(shè)計(jì)

楊俊濤 陳志偉 高智強(qiáng) 程詩(shī)

珠海格力電器股份有限公司 廣東珠海 519070

0 引言

隨著生活水平的提高，人們對(duì)空調(diào)運(yùn)行舒適度的要求也隨之提高，其中最主要的一點(diǎn)便是噪聲要求。對(duì)于空調(diào)室外機(jī)來(lái)說(shuō)，噪聲源主要包括：風(fēng)葉運(yùn)行過(guò)程中產(chǎn)生的氣流聲；壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生的聲音；制冷劑循環(huán)聲；空調(diào)運(yùn)行結(jié)構(gòu)振動(dòng)產(chǎn)生的聲音[1]。由于空調(diào)自身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的原因，上述這些噪聲通常是無(wú)法消除和避免的，在一定的噪聲范圍內(nèi)不會(huì)影響空調(diào)的舒適度[2]。而異常噪聲主要是由于空調(diào)設(shè)計(jì)不合理以及其他人為因素所致，這種噪聲是可以避免和消除的。

空調(diào)管路是空調(diào)系統(tǒng)設(shè)計(jì)中比較關(guān)鍵的部件之一，當(dāng)空調(diào)管路模態(tài)與壓縮機(jī)運(yùn)行頻率及其倍頻比較接近時(shí)，容易發(fā)生共振，進(jìn)而引起管路較大的振動(dòng)。管路振動(dòng)偏大，又會(huì)極易引起管路的低頻噪聲[3]。周奇杰等[4]通過(guò)結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)仿真方法對(duì)管路布局進(jìn)行優(yōu)化，并結(jié)合試驗(yàn)解決了空調(diào)室外機(jī)250 Hz的低頻噪聲。赫家寬等[5]通過(guò)調(diào)整配重布局的方法實(shí)現(xiàn)了管路系統(tǒng)固有頻率遠(yuǎn)離工作頻率的目的，使得管路系統(tǒng)振動(dòng)及整機(jī)噪聲得到明顯改善。王楓等[6]利用正交試驗(yàn)靈敏度分析及非劣排序遺傳算法，對(duì)四個(gè)影響顯著的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，達(dá)到改善管路的振動(dòng)性能和提升管路抗振性能的目的。王利亞等[7]采用管路前6階模態(tài)振型腹點(diǎn)分布統(tǒng)計(jì)的方法，制定管路配重的最優(yōu)布置方案，有效改善了冰箱運(yùn)行時(shí)的低頻振動(dòng)與噪聲。以上可以看出，利用結(jié)構(gòu)模態(tài)仿真和模態(tài)試驗(yàn)分析方法，仍然是診斷和解決低頻振動(dòng)與噪聲的主要措施。然而對(duì)于多階模態(tài)與異常噪聲頻率較為接近時(shí)，如何找出模態(tài)對(duì)異常噪聲的貢獻(xiàn)量及篩選出影響異常噪聲的關(guān)鍵模態(tài)的研究相對(duì)較少，需要進(jìn)一步去研究。

本文先后通過(guò)管路的模態(tài)仿真分析、模態(tài)仿真精度驗(yàn)證、工作變形分析及模態(tài)貢獻(xiàn)量分析等方法，鎖定引起異常低頻噪聲產(chǎn)生的根本原因，并通過(guò)配重的優(yōu)化布局，有效控制了低頻異常噪聲的產(chǎn)生。

1 現(xiàn)有問(wèn)題描述

對(duì)某款變頻空調(diào)室外機(jī)來(lái)說(shuō)，在額定制熱（外側(cè)：7℃，內(nèi)側(cè)：20℃）工況下，噪聲聽(tīng)感測(cè)試可知：壓縮機(jī)94 Hz～104 Hz運(yùn)行時(shí)，整機(jī)存在明顯的“嗚嗚”聲，尤其是在98 Hz運(yùn)行時(shí)，異常噪聲聽(tīng)感最為明顯。在簡(jiǎn)易半消聲室內(nèi)對(duì)該異常噪聲進(jìn)行噪聲測(cè)試診斷，根據(jù)異常噪聲聽(tīng)感大小及方位，在整機(jī)右側(cè)0.5 m處布置1個(gè)傳聲器，試驗(yàn)裝置如圖1 a)所示。在同樣的額定制熱工況下，通過(guò)壓縮機(jī)升頻掃描測(cè)得異常噪聲表現(xiàn)在壓縮機(jī)94 Hz～104 Hz的2倍頻上，即188 Hz～208 Hz之間，其中196 Hz時(shí)噪聲值最大，如圖1 b)所示。

圖1 噪聲測(cè)試裝置圖及噪聲掃頻測(cè)試結(jié)果

2 低頻噪聲產(chǎn)生機(jī)理分析

2.1 初步診斷

壓縮機(jī)是空調(diào)室外機(jī)的主要?jiǎng)恿υ?，但也是主要的振?dòng)噪聲源。管路是制冷劑介質(zhì)在壓縮機(jī)、蒸發(fā)器、冷凝器、節(jié)流部件之間流通的必要通道，但也是壓縮機(jī)振動(dòng)能量傳遞的主要路徑。右側(cè)板是壓縮機(jī)振動(dòng)能量傳遞的主要接受者，也是通過(guò)空氣介質(zhì)向外輻射噪聲的直接體現(xiàn)。綜上，壓縮機(jī)、管路、右側(cè)板是空調(diào)室外機(jī)產(chǎn)生異常噪聲的最有可能的三個(gè)關(guān)鍵部件，分別在壓縮機(jī)殼體、四通閥（管路交匯處）、右側(cè)板上布置一個(gè)三向加速度傳感器。

圖2為壓縮機(jī)80 Hz～106 Hz制熱運(yùn)行時(shí)，壓縮機(jī)、四通閥、右側(cè)板的2倍頻振動(dòng)與整機(jī)右側(cè)2倍頻噪聲的數(shù)據(jù)對(duì)標(biāo)?？梢钥闯?，四通閥振動(dòng)與異常噪聲的變化趨勢(shì)較為一致，說(shuō)明管路系統(tǒng)與異常噪聲具有較強(qiáng)的相關(guān)性，需要重點(diǎn)關(guān)注管路系統(tǒng)的振動(dòng)特性。

圖2 異常2倍頻噪聲與關(guān)鍵部件振動(dòng)對(duì)標(biāo)

2.2 管路模態(tài)仿真分析

為了更加準(zhǔn)確地定義吸、排氣管口的約束邊界條件，管路系統(tǒng)仿真模型中添加了壓縮機(jī)模型。壓縮機(jī)模型對(duì)殼體、上蓋、電機(jī)、泵體、下蓋、分液器六個(gè)部分進(jìn)行了簡(jiǎn)化，并以壓縮機(jī)實(shí)際質(zhì)量定義在壓縮機(jī)仿真模型上。四通閥是管路系統(tǒng)的樞紐，模型簡(jiǎn)化是否合理直接制約管路模態(tài)仿真的精度，四通閥線圈質(zhì)量較大，仿真模型中必須考慮，并以實(shí)際質(zhì)量定義在仿真模型中。另外，減振墊圈、消音器的密度通過(guò)實(shí)際質(zhì)量進(jìn)行校核定義。材料參數(shù)定義如表1所示。

表1 材料參數(shù)

在網(wǎng)格劃分上，根據(jù)分析對(duì)象的重要程度、體積大小、計(jì)算速度等因素制定網(wǎng)格劃分的尺寸，具體單元尺寸定義如下：壓縮機(jī)為10 mm；四通閥、減振墊圈及消音器為3.5 mm；管路為2 mm。在邊界條件定義上，冷進(jìn)管和大閥門(mén)管的自由管口面及減振墊圈的下底面采用固定約束的方式，有限元模型如圖3所示。

圖3 空調(diào)管路有限元模型

由于異常噪聲表現(xiàn)在壓縮機(jī)98 Hz運(yùn)行時(shí)的2倍頻196 Hz上，因此，重點(diǎn)分析其臨近的160 Hz～220 Hz之間的模態(tài)?？照{(diào)管路系統(tǒng)模態(tài)計(jì)算結(jié)果如表2所示?？梢钥闯?，模態(tài)仿真的第3階、第4階固有頻率與異常2倍頻196 Hz較為接近，這兩階模態(tài)振型如圖4所示。

表2 管路模態(tài)仿真結(jié)果（160 Hz～220 Hz）

圖4 管路第3階、第4階模態(tài)振型示意圖

2.3 管路模態(tài)仿真精度驗(yàn)證

管路模態(tài)仿真的準(zhǔn)確性需要通過(guò)試驗(yàn)?zāi)B(tài)來(lái)檢驗(yàn)，對(duì)于仿真的多階模態(tài)與異常噪聲頻率較為接近時(shí)，驗(yàn)證管路模態(tài)仿真準(zhǔn)確性尤為重要。

通過(guò)試驗(yàn)?zāi)B(tài)驗(yàn)證仿真模態(tài)準(zhǔn)確性的方法有很多種，常用的一種方法是模態(tài)置信判據(jù)（Modal Assurance Criterion，縮寫(xiě)為MAC），其值介于0、1之間。如果模態(tài)置信判據(jù)為1，則這兩個(gè)向量在一個(gè)比例系數(shù)內(nèi)是完全等同的；如果模態(tài)置信判據(jù)為0，那么兩個(gè)向量之間不存在線性關(guān)系，即沒(méi)有相關(guān)性[8,9]。MAC關(guān)系式為：

其中：Ψi、Ψj分別為相關(guān)性分析的第i階、第j階模態(tài)振型向量，分別為Ψi、Ψj的共軛。

在試驗(yàn)?zāi)B(tài)測(cè)試之前，應(yīng)合理建立管路系統(tǒng)的幾何模型。激勵(lì)點(diǎn)、響應(yīng)點(diǎn)選擇是否合理直接影響試驗(yàn)?zāi)B(tài)振型分辨率[10]。為避免測(cè)點(diǎn)數(shù)過(guò)少導(dǎo)致模態(tài)出現(xiàn)空間混疊，可在測(cè)試前借助有限元仿真對(duì)激勵(lì)點(diǎn)、響應(yīng)點(diǎn)進(jìn)行預(yù)測(cè)。為了試驗(yàn)?zāi)B(tài)振型的完整體現(xiàn)及提高試驗(yàn)?zāi)B(tài)測(cè)試效率，管路線框模型選取了35個(gè)測(cè)點(diǎn)，如圖5所示。在管路模態(tài)測(cè)試時(shí)，選取西門(mén)子24通道LMS采集系統(tǒng)、PCB的356A01三向加速度傳感器、PCB的086C03力錘傳感器及LMS Test.Lab.16A軟件。測(cè)試采用移動(dòng)振動(dòng)傳感器的方式，為了避免傳感器附加質(zhì)量對(duì)管路模態(tài)結(jié)果的影響，多個(gè)傳感器分散布置在管路的測(cè)點(diǎn)上；為了充分激起管路的各階模態(tài)，力錘分別激勵(lì)四通閥的上下、左右、前后方向。

圖5 管路試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析線框模型

在LMS Virtual.Lab軟件的Correlation模塊中進(jìn)行管路模態(tài)仿真準(zhǔn)確性驗(yàn)證。驗(yàn)證結(jié)果如圖6所示，可以看出，非對(duì)角線MAC值很低，說(shuō)明模態(tài)振型相關(guān)性小，未出現(xiàn)模態(tài)混疊的現(xiàn)象。對(duì)角線MAC值較高，說(shuō)明試驗(yàn)與仿真模態(tài)振型具有較高一致性，如管路仿真模態(tài)160.3 Hz與試驗(yàn)?zāi)B(tài)157.1 Hz的振型對(duì)標(biāo)如圖7所示，可以看出，兩者振型均表現(xiàn)在排氣管的第4彎處，具有較高的一致性。綜上，管路模態(tài)仿真結(jié)果具有較高的可信度。

圖6 MAC模態(tài)置信判據(jù)結(jié)果

圖7 第1階模態(tài)仿真與試驗(yàn)振型對(duì)標(biāo)

2.4 管路ODS分析

通過(guò)管路模態(tài)仿真分析及準(zhǔn)確性驗(yàn)證，確定管路模態(tài)的第3、第4階固有頻率接近異常噪聲對(duì)應(yīng)的頻率，但無(wú)法確定異常噪聲是由這兩階固有頻率共同作用，還是由其中一階作用。因此，還需要進(jìn)一步分析這兩階模態(tài)對(duì)異常噪聲的貢獻(xiàn)量。

模態(tài)對(duì)異常噪聲的貢獻(xiàn)量的分析方法較多，本文通過(guò)異常噪聲對(duì)應(yīng)頻率下的管路真實(shí)振動(dòng)響應(yīng)與管路模態(tài)之間的相關(guān)度來(lái)評(píng)判，即運(yùn)行頻率下管路的振動(dòng)響應(yīng)與管路模態(tài)進(jìn)行模態(tài)置信判據(jù)（MAC），若某階模態(tài)與響應(yīng)的相關(guān)度高，說(shuō)明該階模態(tài)對(duì)響應(yīng)的貢獻(xiàn)量大、參與度高。

本文利用工作變形分析（Operational Deflection Shape，ODS）獲取異常噪聲峰頻196 Hz對(duì)應(yīng)的管路振動(dòng)響應(yīng)。在ODS試驗(yàn)時(shí)，所有測(cè)點(diǎn)數(shù)據(jù)最好為同一批次測(cè)得，如果傳感器或通道數(shù)量不夠，需要分批次測(cè)量，則要保證有一個(gè)測(cè)點(diǎn)作為相位參考，即這個(gè)測(cè)點(diǎn)的傳感器不移動(dòng)，每個(gè)批次都要測(cè)。ODS測(cè)試使用的線框模型與試驗(yàn)?zāi)B(tài)測(cè)試使用的線框模型相同，即35個(gè)測(cè)點(diǎn)。本次試驗(yàn)參考點(diǎn)布置在了四通閥上，測(cè)點(diǎn)分散布置在管路上，圖8為某一輪參考點(diǎn)與測(cè)點(diǎn)的布置示意。在額定制熱工況下，壓縮機(jī)運(yùn)行頻率為98 Hz，且盡可能保證每輪測(cè)試時(shí)工況的一致性。計(jì)算其2倍頻196 Hz的管路ODS振型，如圖9所示?？梢钥闯觯駝?dòng)云圖主要表現(xiàn)在排氣管的第2彎上，與第3階模態(tài)振型較為接近。

圖8 某輪振動(dòng)傳感器布置示意

圖9 管路196 Hz的ODS

在LMS Virtual.Lab的Correlation模塊中進(jìn)行模態(tài)振型與ODS（196 Hz）的相關(guān)性分析，結(jié)果如圖10所示。可以看出，管路模態(tài)仿真的第3階194.3 Hz與ODS的196 Hz的MAC值最高，說(shuō)明管路第3階模態(tài)對(duì)異常噪聲的貢獻(xiàn)量最大，即排氣管第2彎沿著壓縮機(jī)殼體切線方向擺動(dòng)、第5彎繞四通閥上下方向旋轉(zhuǎn)是導(dǎo)致異常低頻噪聲產(chǎn)生的主要原因。

3 異常低頻噪聲控制

在開(kāi)發(fā)初期，一般可以通過(guò)修改管路結(jié)構(gòu)、走向，對(duì)管路固有頻率進(jìn)行調(diào)整[12]。但在開(kāi)發(fā)后期，結(jié)構(gòu)已經(jīng)成型，不便進(jìn)行結(jié)構(gòu)修改，可在管路上增加配重塊（阻尼塊、橡膠圈、管夾）等措施來(lái)調(diào)整管路的固有頻率?；诠苈纺B(tài)第3階振型，制定如下優(yōu)化方案：在排氣管的第2彎處固定40 g的橡膠圈，在排氣管與大閥門(mén)管之間固定1個(gè)管夾，如圖11所示。

圖11 優(yōu)化方案示意

在相同的制熱（外側(cè)：7℃，內(nèi)側(cè)：20℃）運(yùn)行工況下，驗(yàn)證優(yōu)化方案對(duì)低頻噪聲的抑制效果。仍在整機(jī)右側(cè)相同的0.5 m位置處布置1個(gè)傳聲器，測(cè)試壓縮機(jī)升頻（20 Hz～106 Hz）時(shí)的整機(jī)噪聲，為便于觀察，僅顯示50 s～100 s的數(shù)據(jù)，如圖12所示，與圖1相比可知，188 Hz～208 Hz之間的異常噪聲峰值消失了。為了更好的對(duì)比方案改進(jìn)前后的效果，在相同的測(cè)試環(huán)境、工況及測(cè)點(diǎn)布置下，通過(guò)調(diào)頻測(cè)試了壓縮機(jī)60 Hz～106 Hz運(yùn)行時(shí)的原始方案及優(yōu)化方案的噪聲，測(cè)試結(jié)果如圖13所示，再次驗(yàn)證了異常頻段188 Hz～208 Hz之間的噪聲峰值明顯降低的結(jié)果。經(jīng)噪聲聽(tīng)感測(cè)試，整機(jī)的異?！皢鑶琛甭曇驳玫搅嗣黠@的改善。

圖12 優(yōu)化后噪聲時(shí)頻圖

圖13 優(yōu)化前后噪聲對(duì)比

4 結(jié)論

（1）通過(guò)振源、路徑、響應(yīng)的振動(dòng)與異常2倍頻噪聲之間的相關(guān)性分析，診斷出管路系統(tǒng)與異常低頻噪聲具有較強(qiáng)的相關(guān)性。

（2）通過(guò)管路模態(tài)仿真分析及準(zhǔn)確性驗(yàn)證，確定了管路模態(tài)的第3、4階固有頻率與異常噪聲所對(duì)應(yīng)的頻率較為接近。

（3）結(jié)合工作變形（ODS）分析和模態(tài)貢獻(xiàn)量分析，最終鎖定管路第3階模態(tài)（排氣管第2彎、第5彎）是導(dǎo)致異常低頻噪聲產(chǎn)生的主要原因。

（4）根據(jù)結(jié)構(gòu)模態(tài)振型制定異常噪聲的解決方案，往往可起到立竿見(jiàn)影、事半功倍的效果，可以大大縮減反復(fù)的試驗(yàn)驗(yàn)證工作。