定速旋轉式壓縮機拍頻聲分析與改善

葉容君 陳濤 尹詩華

廣東美芝制冷設備有限公司 廣東順德 528300

1 引言

當前家用空調市場主要有定速、變頻兩大類旋轉式壓縮機，性能、成本、噪聲是衡量壓縮機好壞的三大重要指標。定速旋轉式壓縮機用電機一般都是異步電機，即轉子的旋轉角速度和定子磁場旋轉的角速度不同步，存在轉速差，所以在定速旋轉式壓縮機中存在與轉速差有關的拍頻振動或噪聲[1]。趙小龍、章力源等[2]詳細分析了異步電機產生拍頻振動的機理以及在診斷電機故障中的應用；趙晴、賈民平等[3]通過對回轉式機械中拍頻振動信號進行采集，求得拍頻附近譜線的綜合幅值以確定拍頻故障報警閾限。單建奮[4]對轉差法、轉差頻率法及轉差線圈法三種方法測試異步電機轉差率的測試精度分析得出轉差率越小，轉差線圈測試法測試精度越高的結論。

本文針對某型號存在明顯嗡嗡聲現象的定速旋轉式壓縮機，進行分析和改善，以期提升該空調系統外機的聲品質。

2 拍頻振動和噪聲的現象

2.1 問題描述

某客戶采用我司某型號壓縮機開發北美向單冷機系統過程中，反饋開機運行時系統有明顯的、時高時低的嗡嗡聲，主觀聽感差，嚴重影響該空調系統外機的聲品質。對室外機噪聲及壓縮機振動進行測試，具體的測試步驟及方法如下：

a) 測試工況為（室內：干球27℃/濕球-；室外：干球30℃/濕球-），內機開制冷17℃高風穩定運行半小時以上；

b) 采用西門子便攜式型號SC-XS06-E硬件數據采集前端、GRAS 46AE型號聲級計、PCB 356A32型號ICP振動傳感器，軟件是西門子LMS test. lab；其中聲級計放在距離外機右側板中心0.5 m處測試噪聲；完成噪聲采集后，拆開外機面板和壓縮機隔音棉對壓縮機本體振動進行測試。

室外機靠近壓縮機側噪聲測試時域信號如圖1所示，時域信號特征表明該信號含有一定的調制成分，時域信號的1/3倍頻程譜和傅里葉變換線譜分別如圖2、圖3所示。從圖2中可知，在125 Hz、160 Hz、200 Hz處存在明顯的噪聲峰值，具體對應FFT線譜頻率成分是116 Hz、120 Hz、174 Hz、178 Hz（如圖3）。對圖1的噪聲原始時域信號進行低通和帶阻濾波分析，確認影響主觀聽感的嗡嗡聲的問題頻段是174 Hz、178 Hz，且174 Hz/178 Hz對應的噪聲峰值分別是57 dB/61 dB，頻率相近且噪聲峰值大小相近，所以基本可判斷該嗡嗡聲是174 Hz和178 Hz拍頻振動導致的拍頻噪聲。

圖1 噪聲信號時域圖

圖2 噪聲信號1/3倍頻程圖

2.2 拍頻現象

當兩個幅值和頻率相近的簡諧波進行疊加時，會出現幅值忽高忽低的現象，也就是所謂的“拍”現象。假設信號y是由兩個頻率相近的簡諧波信號y1和y2疊加而成，則：

圖3 噪聲信號FFT譜線圖

圖4 壓縮機振動測試布置點示意圖

其中：A1、A2是振動幅值，t為時間，ω是轉頻，Δω相對ω而言是一個微小分量，則：

由式（4）可知，信號y是由兩部分組成，其中第一部分和第二部分都是拍頻振動，僅振動幅值大小不同，則疊加后的信號y也是一種拍頻振動。

3 嗡嗡聲理論分析及改善

3.1 結構振動噪聲理論分析

相關研究結果表明，結構振動輻射噪聲的聲功率與振動表面法向速度均方值滿足如下關系：

其中：W為表面輻射聲功率；σ為聲輻射效率；ρ為聲輻射場中媒質密度；c為聲輻射場中媒質聲速；ρc為媒質的特性阻抗；s為振動聲源的表面積；為振動表面法向速度均方值。聲輻射效率σ(0≤σ≤1)[5]反映了結構振動輻射聲音的能力，它與結構的形狀、材質、質量等因素有關，對于復雜形狀的結構振動聲源，很難有具體的數學表達式。

假設結構聲源簡諧波振動，則振動位移x、速度v、加速度a表達式分別為：

則聲輻射功率W與振動位移、速度、加速度的關系表達式為：

由以上表達式可知，結構振動與輻射聲功率有如下基本規律：（1）相同振動表面積的輻射聲源，相同振幅則振動頻率越高輻射的聲功率越大；（2）相同振動表面積的輻射聲源，相同振動頻率則振幅越大輻射的聲功率越大；（3）相同振幅、相同振動頻率的輻射聲源，振動聲源的表面積越大則輻射的聲功率越大。

3.2 嗡嗡聲激勵源分析

對搭載系統的壓縮機本體（圖4中點1/2/3）、儲液器回轉上中下（圖4中點5/6/7）、儲液器徑向上中下（圖4中點8/9/10）、儲液器頂部（圖4中點4）位置布置振動加速度傳感器進行振動測試，測試點基頻及倍頻振動值大小如表1、表2所示。從測試數據可知，壓縮機本體和儲液器上均存在174 Hz和178 Hz的振動，振動峰值基本在0.5 m/s2～2.5 m/s2之間，說明壓縮機本身存在174 Hz和178 Hz的振動激勵源。

表1 本體部測點基頻及倍頻振動值大小

表2 儲液器部測點基頻及倍頻振動值大小

該定速旋轉式壓縮機主要由異步電機和機械部兩大部件組成。而在異步電機中，轉子的旋轉角速度與定子磁場旋轉角速度是異步的，有一較小的差異存在。這一差異與電機的轉差有關，所以在異步電機中總是存在與轉差有關的拍頻振動，且拍頻頻率f2滿足如下關系：

其中：f為電網供電頻率；s為轉差率，且是壓縮機轉子的旋轉頻率。

已知該空調產品目標銷售市場為北美，電網的供電頻率f=60 Hz，從表1、表2中振動信號可知壓縮機轉子的旋轉頻率f1=58 Hz，則轉差率，拍頻頻率f2=4 Hz。故產生嗡嗡聲的兩個頻率成分是壓縮機轉頻的三倍頻174 Hz以及三倍頻與拍頻頻率f2發生調制現象產生178 Hz。

拍頻振動在定速旋轉式壓縮機中普遍存在，從前文的振動與噪聲理論分析知，這種低頻振動主要影響壓縮機中異步電機的振動大小，而噪聲的能量很小，在A計權的噪聲級中幾乎可以忽略不計。搭載系統后產生影響主觀聽感的明顯嗡嗡聲，與系統鈑金面板的輻射面積有一定的相關性。對系統外機的鈑金面板進行振動測試發現后面板在174 Hz/178 Hz頻段存在明顯振動峰值。振動幅值大小（如圖5）與壓縮機本體振動相當，說明系統管路對該頻段振動無衰減作用。

圖5 后面板振動測試頻譜

圖6 系統吸排氣管道示意圖

3.3 嗡嗡聲問題的整改

已知后面板的振動傳遞路徑為：壓縮機—系統管道—后面板，用有限元分析軟件ANSYS Workbench對該空調系統的回氣管道和排氣管道（系統吸排氣管路示意圖如圖6）進行約束模態仿真分析[6]，過程如下：

a) 仿真模型建立：在三維軟件中將壓縮機簡化為剛體，吸排氣管為銅，材料參數壓縮機為鋼材料，密度ρ=7850 kg/m3、泊松比u=0.33、彈性模量E=2.1×1011N/m2，銅材料密度ρ=8940 kg/m3，泊松比u=0.34、彈性模量E=1.23×1011N/m2。

b) 網格劃分：在ANSYS Workbench中modal模塊中采用自動網格劃分方法進行劃分。

c) 邊界條件的設定：排氣管一端與壓縮機排氣口采用綁定（bonded）約束、另一端（與換熱器連接）采用固定約束（fixed support）；回氣管一端與壓縮機回氣口采用綁定（bonded）約束、另一端（與低壓閥連接）采用固定約束（fixed support）。

d) 仿真模態求解。

仿真求解前六階的模態頻率和振型，計算結果見表3。其中排氣管道第三階模態頻率178 Hz，由共振原理知，拍頻頻率174 Hz/178 Hz在第三階共振區內。通過對排氣管優化（優化方案：排氣管豎直長度優化+第三階共振節點彎位的角度優化），優化后仿真模態頻率計算結果如表3，振型計算對比如圖7所示，第三階模態頻率升高到206 Hz，基本錯開了拍頻頻率。

表3 管道結構前6階固有頻率值

圖7 排氣管優化前后第三階振型對比

通過對排氣管優化后的樣機進行實驗驗證改善效果，排氣管優化前后的后面板振動（如圖8所示）和靠近壓縮機側噪聲測試頻譜對比（如圖9所示）。

排氣管優化后的樣機后面板振動在174 Hz、178 Hz頻段的振動幅值改善明顯，靠近壓縮機側噪聲在該頻段上噪聲值大幅度降低，噪聲頻譜無明顯峰值，主觀聽感上無嗡嗡聲。

圖8 后面板振動對比

圖9 噪聲信號1/3倍頻程譜對比

4 結論

通過分析得出，該空調系統嗡嗡聲是壓縮機的拍頻振動（174 Hz/178 Hz）與系統排氣管道第三階模態頻率共振放大導致系統后面板振動輻射拍頻噪聲。最終通過對排氣管優化改變其固有頻率，從而與壓縮機拍頻振動頻率錯開，消除了嗡嗡聲。

異步電機由于轉子的旋轉角速度與定子磁場旋轉角速度存在轉速差導致拍頻振動，從電機本身出發去減小這種拍頻振動就必須消除諸如轉子加工及安裝的偏心、轉軸彎曲、轉子的不平衡等引起的轉子動偏心。

本文對定速旋轉式壓縮機搭載空調系統后產生的拍頻噪聲機理進行分析及改善，可為后續定速機型開發提供參考。