密封壓機艙對非底置冷凝器冰箱噪聲及能耗影響的實驗研究

楊鵬 張奎

1.青島海爾電冰箱有限公司 山東青島 266103；

2.數字化家電國家重點實驗室 山東青島 266103

0 引言

隨著人民生活和消費水平的提高，消費者不再僅僅關注家電產品的基本性能。以冰箱為例，人們對于冰箱的低噪聲需求越來越高。因此關于降低冰箱噪聲的研究不斷增加。

家用電冰箱的噪聲主要有三大來源：壓縮機噪聲、風機噪聲、制冷劑噪聲。

壓縮機噪聲是冰箱整機噪聲非常重要的來源。壓縮機的噪聲主要通過兩種方式傳遞：（1）通過壓機艙的孔隙傳遞到用戶耳中的輻射噪聲；（2）壓縮機與排、回氣管連接，并通過底腳固定在壓機支撐板上，壓縮機的振動通過結構傳遞引起其他部件振動，進而傳遞到用戶耳中的結構噪聲。

關于冰箱整機噪聲及壓縮機噪聲的產生原理及消除辦法，國內外許多學者進行了相關的研究。何靜[1]通過調研用戶，發現冰箱的放置位置會影響用戶對噪聲的感知，尤其對于小戶型人群。其中有將近一半的用戶投訴反饋來自冰箱壓縮機噪聲。劉雷[2]對風冷變頻冰箱的噪聲進行研究，提出了回氣管路的設計優化方案和風扇轉速的設計優化方案。朱小兵[3]等通過有限元分析及實驗的方法，研究了聲學超材料對冰箱整機噪聲的影響效果。周斌[4]等為解決冰箱壓縮機艙噪聲問題，提出了主動降噪的系統及控制方法，通過降噪單元反向振動達到降噪目的。此外，隨著消聲材料的不斷發展和應用，行業也在應用消聲材料對冰箱進行降噪。[5]等發現壓縮機是冰箱噪聲的主導部分，而壓縮機的高頻噪聲是造成制冷設備音質較差的主要原因，并使用吸音絕緣材料來切斷噪聲的傳遞路徑，降低壓縮機高頻噪聲來提高聲質量。李洪亮[6]對壓縮機的噪聲問題進行了理論和實驗分析，將壓縮機的隔振進行了重新設計，降低了壓機的高頻振動。孫敬龍[7]等將冰箱壓機艙蓋進行結構優化，設計穿孔板和吸聲腔，并計算得到其尺寸結構，通過實驗驗證發現可以有效降低壓縮機艙輻射噪聲。關于壓縮機本體噪聲的研究也是冰箱整機降噪的重要方向。周明龍等[8]總結了冰箱壓縮機噪聲產生原因，包括機械、氣動、電磁噪聲，同時提出了優化壓縮機內部組件來降噪的方法，如抑制吸排氣閥片沖擊，改善摩擦潤滑，增加消聲器等。最后展望了冰箱壓縮機噪聲控制技術發展趨勢，如采用有源降噪的方法。羅榮邦等[9]通過模態測試找出壓縮機噪聲源，并通過優化吸氣結構、消聲器和閥片的方法，降低壓縮機噪聲4.33 dB(A)。壓縮機本體噪聲的降低由于成本高等原因很難繼續下降。因此需要探索其他可行性方案。

學者們關于冰箱壓縮機結構聲降低有很多的研究，但是對于壓縮機輻射聲降低的研究較少，尤其關于減少壓縮機噪聲從冰箱壓機艙傳出的相關研究很少。因此，本文研究了密封壓機艙方案對于非底置冷凝器冰箱的噪聲影響，進而為探索靜音冰箱的發展提出了可行性方案。

1 冰箱整機噪聲傳遞路徑分析

傳遞路徑分析是制造行業噪聲問題常用的解決方法，通過傳遞路徑分析可以找出噪聲傳遞的路徑，并針對主要傳遞路徑進行優化，可以實現最小成本下的最大收益。常見的傳遞路徑分析方法有TPA法和OTPA法。其中OTPA法由于操作簡單，不需拆卸運動部件，在實驗中應用較多，本文采用OTPA法對冰箱整機噪聲進行傳遞路徑的分析。

1.1 實驗系統與設備

測試對象為某型號非底置冷凝器冰箱，測試設備為某公司的振動噪聲采集分析儀及專業分析軟件。對于冰箱可能的主要噪聲來源器件布置振動傳感器，目標點和參考點位置信息如表1所示。

表1 目標點和參考點位置

實驗在噪聲實驗室進行。將冰箱通電運行24 h至穩定狀態，再進行數據采集。

1.2 結果分析

將實驗測試得到的數據進行整理，得到的結果如表2所示。從測試結果來看，壓縮機的輻射噪聲是該型號冰箱整機噪聲的主要來源，其對整機噪聲的貢獻量占比為42%。其次是風機的輻射噪聲，其對整機噪聲的貢獻量占比為28%。回氣管和排氣管的結構聲也是重要的噪聲來源，貢獻量占比分別為10.5%與7.6%。

表2 各傳遞路徑貢獻量

通過以上實驗結果與分析，發現壓縮機的輻射噪聲是主要噪聲來源。因此降低冰箱壓縮機的輻射噪聲，是降低冰箱整機噪聲的最有效方向。

2 壓機艙噪聲解決方案及實驗結果

為了實現降低冰箱壓縮機輻射噪聲的目標，本文采用了密封壓機艙的方法。由于非底置冷凝器的冰箱壓機艙的散熱量需求較小，因此對其壓機艙采用密封方案具備可行性。

2.1 實驗系統與設備

本文采用兩種測試工況對密封冰箱壓機艙方案的效果進行研究。工況一為常規冰箱壓機艙方案，其包含壓機支撐板總成與冰箱箱體之間的裝配空隙，以及帶散熱孔的壓機艙蓋板，該壓機艙蓋板的開孔率為21%；工況二為全密封冰箱壓機艙方案，壓機支撐板總成與冰箱箱體之間的裝配空隙采用膠泥進行封堵，并采用無孔壓機蓋板。兩種工況下壓機蓋板采用相同的厚度及外形尺寸。兩種工況下壓機支撐板總成與冰箱箱體之間的裝配空隙如圖1所示。兩種工況下壓機蓋板如圖2所示。

圖1 壓機支撐板總成與冰箱箱體之間的裝配

圖2 壓機蓋板

為有效降低整機的高頻噪聲，工況二采用200 mm×150 mm×20 mm吸聲材料消音棉，放置于壓機艙內部的兩端。消音棉的形狀與位置如圖3。

圖3 消音棉形狀與位置

測試在噪聲實驗室進行。測試時采用標準四點法，在冰箱前、后、左、右1 m距離處布置聲壓傳感器，采集測試點聲壓級。將冰箱通電運行24 h至穩定狀態，再進行數據采集。

2.2 測試結果

表3為兩種測試工況下不同位置測點的冰箱整機噪聲聲功率值。測試工況一的整機聲功率平均值為34.3 dB(A)；測試工況二的整機聲功率平均值為30.0 dB(A)。與工況一相比，工況二冰箱整機聲功率平均值降低4.3 dB(A)，整機噪聲水平改善明顯。

表3 不同測點的噪聲功率值

對不同位置測點噪聲值進行分析。測試工況一后部測試點聲功率值最高，為36.3 dB(A)，測試工況二后部測試點聲功率值最高，為31.2 dB(A)。工況二后測試點噪聲聲功率降低5.1 dB(A)，降低幅度最大。冰箱前部噪聲測試點改善值為3.9 dB(A)，冰箱左部噪聲測試點改善值為4.2 dB(A)，冰箱右部噪聲測試點改善值為4.1 dB(A)。這說明密封冰箱壓機艙方案對整機后部的噪聲值改善作用最大。分析原因是測試冰箱型號的壓縮機位于冰箱后側，因此對冰箱后部的噪聲值改善最大。冰箱在用戶家中使用時多為靠墻放置，后部的噪聲會通過墻壁反射至前方，因此降低冰箱后部噪聲值也有十分重要的作用。

圖4為兩種測試工況下的冰箱整機噪聲頻譜。

圖4 兩種測試工況下的整機噪聲頻譜

從頻域圖上來看，采用密封壓機艙方案后，所有頻段的噪聲均有改善；低頻及中頻區（0 Hz～3500 Hz）對整機噪聲貢獻量大，主要頻率改善明顯，高頻區（3500 Hz～4300 Hz）對整機噪聲貢獻量較小，但從單頻譜看改善較大。這主要取決于結構本身的隔聲和內部的吸聲材料，吸聲材料對于1000 Hz以上的噪聲吸收能力強，但對低于1000 Hz的噪聲吸收能力較弱。

從圖5中的1/3倍頻程數據來看，采用密封冰箱壓機艙方案后，100 Hz以上的噪聲均有改善；低頻區域100 Hz～500Hz頻帶為主要噪聲貢獻區，噪聲改善尤為明顯，中頻區3150 Hz對整體噪聲也有一定貢獻，該方案也有較好的改善效果；高頻區4000 Hz以上對整體噪聲貢獻雖然較小，但也有一定改善。該方案的降噪效果主要取決于結構本身的隔聲和內部的吸聲材料。吸聲材料對于1000 Hz以上的噪聲吸收能力強，但對低于1000 Hz的噪聲吸收能力較弱。

圖5 兩種測試工況下的整機噪聲頻譜

3 密封壓機艙方案對整機能耗的影響

3.1 實驗系統與設備

為保證壓縮機的性能及效率，冰箱壓機艙有一定的散熱需求。采用密封冰箱壓機艙的方案對壓縮機的散熱有負面影響，可能會導致壓縮機效率下降，整機制冷性能降低，能耗增加。本文對兩種工況下的冰箱進行耗電量測試，以確定密封冰箱壓機艙的方案對冰箱能耗的影響。

耗電量實驗在32℃環溫下進行，分別在回氣管（出箱體處）、干燥過濾器入口（干燥過濾器與冷凝器的焊點前2 cm）布置溫度測點。在壓縮機殼體的頂部上方、蒸發皿的上方布置空氣溫度測點，如圖6。在冷藏間室的上、中、下布置3個溫度測點，在冷凍室兩個抽屜布置5個溫度測點。記錄冰箱運行時制冷系統以及冰箱內空氣的溫度變化；通過對冰箱溫度的平均值進行內插法，獲得在5/-18℃特征溫度下對應的耗電量。

圖6 壓機艙空氣溫度點位置

3.2 測試結果

兩種工況下壓縮機的開機率和整機耗電量數據見表4。測試工況一冰箱在高耗狀態運行時壓縮機開機率為74%，低耗狀態運行時開機率為83%，插值耗電量為0.996 kW·h/24 h；測試工況二高耗狀態運行時開機率增加7%，低耗狀態運行開機率增加4%，耗電量增加0.8%，這說明密封冰箱壓機艙對整機能耗有一定的影響。

表4 不同工況下壓縮機開機率及整機耗電量

密封冰箱壓機艙對整機系統溫度點的影響見表5。測試工況一冰箱在高耗狀態運行時，干燥過濾器進口溫度為32.9℃，在低耗狀態運行時溫度為32.2℃；測試工況二冰箱在高耗與低耗狀態下運行，干燥過濾器進口溫度增加1.8℃。干燥過濾器進口溫度表征冰箱制冷系統的熱端散熱效果，因此密封冰箱壓機艙不利于制冷系統高溫端的散熱。

表5 不同工況下系統點溫度

測試工況一冰箱在高耗狀態運行下回氣管溫度為34.8℃，在低耗狀態運行下回氣管溫度為31.1℃；測試工況二冰箱在高耗狀態運行下回氣管溫度升高0.2℃，低耗狀態運行下回氣管溫度升高3.4℃。回氣管溫度表征冰箱制冷系統的冷端吸熱效果，回氣管溫度上升說明系統制冷量下降，進而導致壓縮機開機率增加。

進一步分析，測試工況一冰箱壓縮機頂部溫度45.4℃，測試工況二在高耗狀態運行下壓縮機頂部溫度升高10.3℃，低耗狀態運行下升高11.5℃。由于溫度升高后壓縮機線圈熱量增加，會導致電機效率下降，進而降低壓縮機運行效率。

綜上分析，密封冰箱壓機艙使整機的能耗增加。增加的原因為系統熱端散熱、冷端吸熱效果降低，壓縮機運行效率降低。

由于本文耗電量測試采用32℃環溫工況，對于更惡劣的運行工況，冰箱的性能預期會下降更多，甚至帶來安全隱患。因此在超高環溫（＞43℃）下需對壓機艙采用輔助散熱。半導體制冷因其無噪聲的優勢，在家電領域發展迅速。且半導體制冷技術已經十分成熟。下面對超高環溫（＞43℃）下，采用半導體制冷對壓機艙輔助散熱的理論耗電量進行計算。

3.3 超高環溫下壓機艙輔助散熱理論計算

假設壓機艙內外側均為對流換熱，壓機艙的幾何尺寸為600 mm×224 mm×200 mm，各壁面的導熱系數λi，各壁面厚度δi，各壁面外側對流換熱系數αi1；內側對流換熱系數αi2；各壁面的內外溫差ΔTi，各壁面的熱流量qi，壓機艙總熱流量qt。

各壁面的參數值見表6。

表6 壓機艙各壁面的參數

壓機艙各壁面的等效換熱系數：

各壁面的熱流值：

按照上述計算公式，分別計算每個面的熱流量，得到工況一壓機艙熱流量結果見表7。

表7 工況一壓機艙熱流量

工況二壓機艙熱流量結果見表8。

表8 工況二壓機艙熱流量

可以看出，壓機艙的熱流量在測試工況一時為5 W，工況二為9.4 W。按照80%開機率計算，假設半導體制冷的COP為0.5，若要使工況二達到工況一的壓機艙溫度時，需半導體制冷的額外耗電量為0.08 kW·h/24 h，約占整機耗電量的8%。因此采用半導體對壓機艙輔助制冷產生的能耗增加較多。考慮到經濟性，只有在極端惡劣的工況，如環溫超過43℃時，才開啟半導體制冷模塊進行壓機艙的輔助散熱。

4 結論

本文全面分析了冰箱噪聲來源，對某型號非底置冷凝器的冰箱進行了傳遞路徑分析，獲取了噪聲來源，并提出密封壓機艙的方案，通過實驗驗證整機噪聲水平改善及性能損失情況，獲得以下結論：壓縮機的輻射噪聲是整機主要噪聲來源；密封壓機艙可以有效改善壓縮機的輻射噪聲，冰箱整機聲功率平均值降低4.3 dB(A)；密封壓機艙在32℃環溫下會使耗電量增加0.8%。這為實現超靜音冰箱提供了一種可行的解決方案。