家用中央空調室外機結構噪聲分析與控制

夏 凱，劉 煜，門群英，康玉勛，張亞國

（1.空調設備及系統(tǒng)運行節(jié)能國家重點實驗室，廣東 珠海 519070；2.廣東省制冷設備節(jié)能環(huán)保技術企業(yè)重點實驗室，廣東 珠海 519070；3.珠海格力電器股份有限公司，廣東 珠海 519070）

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

空調室外機噪聲包括壓縮機本體噪聲、風機系統(tǒng)噪聲、壓縮機或風機電機引起的整機結構振動噪聲、管內(nèi)冷媒引起的氣體動力性噪聲或結構振動噪聲等多個方面。當前，關于空調室外機噪聲的研究以壓縮機噪聲[1–5]為主，對空調整機結構振動噪聲[6]、管內(nèi)氣體動力性噪聲[7]的研究較少，而直接針對家用中央空調室外機整機噪聲的研究更是缺乏。本文針對某型家用中央空調室外機嗡嗡聲異響問題，通過對整機進行噪聲測試分析，對管路系統(tǒng)結構進行模態(tài)試驗和仿真分析，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，并開展有效性驗證實驗。

1 噪聲測試及分析

某型家用中央空調室外機結構示意圖如圖1所示。包括雙風機、壓縮機、換熱器等核心零部件，壓縮機及其配管組成的管路系統(tǒng)置于前側板、右側板、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。壓縮機采用滾動轉子式壓縮機，大汽分掛在中隔板上。半消聲室內(nèi)整機噪聲測點布置如圖3所示。4個測點距離地面的高度保持一致，按照相對整機的方位分別命名為風機正前方、壓縮機側、壓縮機45°和風機側。

圖1 整機示意圖

圖2 管路系統(tǒng)三維模型

圖3 噪聲測點布置圖

名義制冷工況下噪聲體驗發(fā)現(xiàn)，整機在壓縮機4 200 r/min～4 500 r/min 運行時發(fā)出使人厭煩的嗡嗡聲，靠近風機側尤其明顯，音質不可接受。壓縮機4 320 r/min 運行時風機側噪聲頻譜如圖4所示。可以看出噪聲總值為58.70 dB(A)，第一峰值位于壓縮機的4 倍頻289 Hz 處，達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4 200 r/min、4 260 r/min、4 380 r/min、4 500 r/min 運行時風機側噪聲總值與第一峰值見表1。與壓縮機4 320 r/min運行時類似，噪聲第一峰值頻率均表現(xiàn)為壓縮機4 倍頻。并且，隨著壓縮機運行頻率的增加，噪聲第一峰值存在先增大后減小的趨勢，壓縮機4 320 r/min 運行時在其4 倍頻289 Hz 附近達到最大值，這說明有可能某個或某些結構在289 Hz附近存在固有頻率，受壓縮機振動或冷媒脈動壓力激發(fā)產(chǎn)生共振而輻射結構聲。盡管如此，由于整機結構的復雜性，仍不能鎖定噪聲源，但可以通過排除法進一步縮小噪聲源的尋找范圍。

圖4 壓縮機4 320 r/min運行時風機側聲壓級頻譜

表1 風機側噪聲總值和第一峰值(聲壓級/dB(A))

依次拆去上蓋板、前側板、右側板后，嗡嗡聲有所減弱但依然很明顯，音質較差，從而可排除上蓋板和左右側板的影響。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、中隔板等結構件，主觀感受振感強烈。在吸氣管中部貼兩塊共400 g 左右的阻尼塊，音質改善明顯，但仍不能接受。貼阻尼塊后壓縮機4 320 r/min運行時風機側噪聲頻譜如圖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)在兩個方面，一是本身作為一個質量體加在吸氣管上，可能改變了吸氣管振動模態(tài)及響應，這一點需要借助模態(tài)仿真或測試手段作進一步判斷；二是阻尼吸收了部分振動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，在吸氣管中部設置阻尼塊的方案存在生產(chǎn)不可控風險，不能作為最終整改方案。

圖5 壓縮機4 320 r/min運行時阻尼對風機側噪頻譜的影響

通過以上分析，初步判斷空調管路結構系統(tǒng)在289 Hz 附近存在固有頻率，受到壓縮機4 200 r/min～4 500 r/min 運行時轉動頻率的4 倍頻激勵而發(fā)生共振，進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，以便有針對性地提供整改措施，本節(jié)利用有限元分析軟件ANSYS Workbench對管路模態(tài)進行分析，利用LMS Test.Lab設備開展管路模態(tài)試驗以及中隔板固有頻率測試，對模態(tài)仿真結果進行有效性驗證，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。考慮到其它連接結構對吸氣管和中隔板模態(tài)的影響，選取各管件、罐體、閥件、壓縮機和中隔板組成的結構系統(tǒng)為研究對象，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、大汽分、油分、等罐體以及中隔板、閥門支架等結構的材料為鋼，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）為保證建模質量和計算效率，對復雜缸體結構如壓縮機、大汽分、油分以及閥體結構如電磁閥，將其內(nèi)部結構等效為集中質量附加到外殼上，均采用殼單元建模；管固定塊、大小閥門件均采用實體單元建模，且省去其上的細小結構特征如螺紋、倒角等；殼單元數(shù)量87 854，實體單元數(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行建模，選擇MPC算法。

2.2 仿真結果與測試結果對比分析

分別通過模態(tài)仿真分析、錘擊法模態(tài)試驗分析，獲取吸氣管在100 Hz～400 Hz頻段內(nèi)的仿真模態(tài)和試驗模態(tài)。試驗模態(tài)頻響函數(shù)如圖7所示。各階次模態(tài)頻率仿真值與實測值對比見表3。振型對比如圖8所示。仿真模態(tài)與實測模態(tài)基本一致，說明仿真模型準確。

圖7 模態(tài)試驗獲取的吸氣管頻響函數(shù)

圖8 吸氣管實測模態(tài)（左）與仿真模態(tài)（右）對比

表3 吸氣管模態(tài)

此外，中隔板的固有頻率測試結果中含有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。如圖9所示。并且試驗模態(tài)頻率282.6 Hz 接近壓縮機4 200 r/min～4 500 r/min 運行時轉動頻率的4 倍頻，這是導致機組存在嗡嗡聲的主要原因：壓縮機振動的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將其振動傳遞給中隔板，引起中隔板的振動并輻射出噪聲。

圖9 4階模態(tài)振型

3 管路優(yōu)化設計及效果驗證

3.1 吸氣管仿真優(yōu)化設計

基于前文分析，鎖定了噪聲源在吸氣管和中隔板。中隔板作為借用結構件，結構改動限制大，因此，本文通過優(yōu)化吸氣管的結構來改善機組的嗡嗡聲噪聲問題。主要優(yōu)化思路是改變吸氣管結構，使其模態(tài)頻率避開壓縮機4 200 r/min～4 500 r/min 運行時轉動頻率的4倍頻，避免共振，阻斷壓縮機振動向大面積中隔板的傳遞。

通常滾動轉子式壓縮機切向振動比徑向、軸向振動劇烈，因而吸氣管出管走向應盡量貼近壓縮機剛體中心線與自帶小氣分中心線組成的平面，以減弱壓縮機切向振動向吸氣管的傳遞。為此，綜合考慮管路空間特點，將吸氣管的純U 彎優(yōu)化設計為兩個直角彎，同時拉長直角彎的高度100 mm，以起到更好的減振效果。此外，在吸氣管兩個直角彎之間的水平管段增加400 g阻尼塊，以達到減振降噪的目的，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)化前后對比如圖10所示。

圖10 吸氣管優(yōu)化前（左）與優(yōu)化后（右）結構

吸氣管優(yōu)化前后仿真模態(tài)頻率對比見表4。需要關注的4 階振型對比如圖11 所示。可以看出，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4 200 r/min～4 500 r/min 運行時轉動頻率的4 倍頻，滿足設計要求。

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)頻率對比

3.2 效果驗證

與原方案相同測試工況下，對采用優(yōu)化方案的樣機進行噪聲實驗，音質體驗明顯改善，原嗡嗡聲異常噪聲消失，壓縮機4 200 r/min～4 500 r/min運行時噪聲測試結果如表5。

表5 優(yōu)化后風機側噪聲總值和第一峰值(聲壓級/dB(A))

與原方案測試結果（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8 dB，發(fā)生在壓縮機4 260 r/min 運行時；優(yōu)化方案噪聲第一峰值對應頻率由原方案的壓縮機運行頻率的4倍頻轉移到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20.1 dB，發(fā)生在壓縮機4 260 r/min 運行時；噪聲總值與第一峰值之差明顯拉大，均在10.4 dB以上。優(yōu)化方案驗證有效，解決了嗡嗡聲異響問題。

為了進一步說明優(yōu)化方案對原方案289 Hz 附近噪聲峰值的降噪效果，圖12 給出了壓縮機4 320 r/min 運行時優(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28.7 dB，優(yōu)化效果顯著。

圖12 壓縮機4 320 r/min運行時吸氣管優(yōu)化前后噪聲頻譜

4 結語

針對某家用中央空調室外機在壓縮機4 200 r/min～4 500 r/min運行時存在的嗡嗡聲異響問題開展噪聲控制研究。通過噪聲特性測試發(fā)現(xiàn)噪聲源第一峰值頻率成分集中在壓縮機的4 倍頻，進一步通過結構模態(tài)仿真和模態(tài)試驗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，并進行有效性驗證。優(yōu)化后噪聲實驗的結果表明，壓縮機4 200 r/min～4 500 r/min運行時整機噪聲總值最大降幅達8 dB，4 倍頻處噪聲峰值降幅達20 dB以上，優(yōu)化方案有效解決了嗡嗡聲異響問題。