家用空调压缩机的噪音.docx

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家用空调压缩机的噪音

家用空调压缩机的噪声分析和

降噪措施的探讨

摘要

首先介绍了空调压缩机的基本结构和噪音的基本构成。

然后从理论上提出了一些降噪措施,并运用到压缩机的实际产品中。

关键词空调压缩机/噪音/消音

DISCUSSIONONTHENOISEANALYZINGANDTHEREDUCTIONOFNOISEOFCOMPRESSORUSEDIN

ROOMAIR-CONDITIONER

Abstract

Firstthebasicconstructionofcompressorusedinroomairconditionerandthebasiccomposingofnoiseincompressorareintroduced.Thenbasedonit,somenewmethodstoreducenoiseareproposed,andalsoappliedinarealproducts.

KeyWordsRefrigerationcompressor,Noise,NoiseReduction

1前言

滚动活塞式压缩机,俗称旋转式压缩机,在家用空调压缩机市场上占据着绝对多数的份额。

随着行业内各厂家纷纷扩能增产,家用空调压缩机市场在短短几年内迅速从供不应求转化为供大于求[1]。

为了应对当前激烈的市场竞争,除了降低成本,提高品质也是一个有效手段。

家用空调压缩机的品质指标有很多,但首当其冲的,除了COP,恐怕就是噪音了。

在此背景下,本文从压缩机的基本构造入手,对空调压缩机的噪声进行了分析并提出一些降噪措施，然后运用到压缩机的实际产品中。

实验证明,改进后压缩机的噪声比改进之前有所降低。

2家用空调压缩机的构造

图1为典型的家用空调滚动活塞式压缩机[2]的剖面图。

在压缩机的主壳体内,固接着电机和压缩机的机械组件,我们将此机械组件统称为机芯。

电机[3]通过热套的方法固定于主壳体上部,机芯通过三点焊的方法固定于主壳体下部。

机芯中的曲轴与电机的转子热套,驱动活塞高速滚动,完成压缩机的工作行程。

主壳体外连一圆筒形部件,称为吸气消声器,又称储液器。

图1中的黑色箭头表示制冷剂气体流动的方向。

3家用空调压缩机的噪声分析

3.1压缩机的噪音分类

压缩机的噪音[4]可分为机械噪音、电磁噪音和气体动力性噪音,它们分别简称为机械音、电磁音和流体音。

这三种噪音在噪音频谱图上可以说绝大部分相互重叠,基本上不可能只根据某个噪音的频率值就断定其属于哪一类噪音。

尽管如此,对于家用空调用压缩机,仍可认为,在50～500Hz频段,以电磁音为主要成分;在500～4000Hz频段,以流体音为主要成分;在4000Hz以上的频段,以机械音为主要成分。

在有必要对压缩机噪音种类[5]作出区别标示的情况下,有以下方法可供参考:

（1）与转子回转频率相关的,频率为n（1-s）f/P的噪音是流体音或机械音的可能性最大;与电源频率相关的,频率为nf的噪音是电磁音的可能性最大。

上式中:

f为电源频率,s为转差率,P为电机极对数,n为谐波次数1、2、3、⋯。

（2）将压缩机的电源电压在一定范围内（比如±10%）进行调节改变,同时记录压缩机噪音声级的变化。

随着电压变化而变化的噪音是电磁音的可能性最大。

（3）由于R12与R22的热物理性质不同,在通常的测试条件下（CT:

52℃/ET:

5℃）,各自对应音速也不同。

分别为R22:

180m/s,R12:

133m/s。

据此,可以用R12替代R22在同样的压力条件下实施压缩机噪音实验,记录压缩机噪音声级的变化。

有相应变化的噪音是流体音的可能性最大。

无论是机械音、电磁音还是流体音,它们都是由压缩机内部的某类加振力产生相应类别的振动和噪音,通过各种介质传导至压缩机壳体,再从壳体发射到外部环境。

图2给出了一个噪音发生机构与传播途径图解。

3.2机械性噪

由于气缸间隙的存在而导致的气阀[8]、弹簧、阀座等零部件碰撞、敲击、摩擦、共振及壳体振动而产生的噪声构成了压缩机的机械性噪声。

这类噪声带有随机性,呈宽频带特性。

对于正常运转的压缩机来说,产生机械噪声的主要原因是:

（1）转子系统不平衡产生的振动引起的噪声,该噪声频率是转子转动频率的整数倍，即：

式中　fn———噪声频率

　f0———转子转动频率

　N———0,1,2,⋯

（2）压缩机工作时,活塞、阀片等各种运动部件敲击以及各运行部件相对滑动产生的较高频率（1～2kHz）冲击和摩擦噪声,但这类噪声相对低频噪声而言,能量很低

3.3电磁噪声

　　压缩机的电磁噪声[9]主要是由于内置电动机产声生的。

电机运转时,基波磁通和高次谐波磁通是沿径向进入气隙,它在定子和转子上产生径向力,由此而引起径向的振动和噪声。

此外,它还产生切向力矩和轴向力,从而产生切向和轴向的振动噪声。

由理论计算,电机切向振动产生的噪声频率[12]是:

式中　m=2,4,6,⋯（偶数）

　f0———转子的基频

　f1———电网频率

电机径向振动[13]引起的噪声频率为:

式中　k=1,2,3,⋯

　Zz———转子槽数

　P———磁极对数

　s———转差率

3.4空气动力性噪声

气流脉动性噪声[15]主要产生在压缩机进气端。

压缩机的进气噪声是由于气流在进气管内的压力脉动而形成的。

电动机定子、转子中的气体流动以及机壳内的气柱共鸣也产生噪声。

进气噪声的基频与进气管里的气体脉动频率相同（与压缩机的转速有关）。

压缩机的排气噪声是由于气流在排气管内产生压力脉动所致。

排气噪声较进气噪声弱,所以考虑压缩机的空气动力噪声一般以吸气噪声为主[16]。

4消声降噪方法及改进措施

4.1降低压缩机的机械性噪音

机械音从广义上讲,是产生于机械摩擦副的各零件之间的相互作用,包括:

滚动、滑动、转动、撞击等。

参考图1,这样的摩擦副有:

（1）曲轴短轴与汽缸盖

（2）曲轴偏心部与活塞（3）曲轴长轴与机架（4）曲轴下止推面与汽缸盖（5）曲轴上止推面与机架（6）活塞与汽缸盖（7）活塞与机架（8）活塞与滑片（9）滑片与汽缸（10）排气阀与汽缸（11）排气阀与升程限位板（12）活塞与汽缸。

其中第（5）项是因为在原理图上,曲轴上止推面与机架保持线（面）接触,而实际中（参考图1）,空调用旋转式压缩机为立式结构,机芯部件位于壳体下部,电机部件位于上部,在重力作用下,转子将热套于其中的曲轴压向汽缸盖[17];而且转子槽与转子轴线有一定倾斜度,槽中铝条在运转时所感应的电磁力有一个向下的分力,这样设计的目的主要是为了防止曲轴的异常轴向窜动,特别是起动时。

由于以上原因,曲轴上止推面与机架正常情况下不会直接接触,而是有0.2mm左右的间隙。

其中第（12）项也是因为在滚动活塞压缩机的原理上,活塞与汽缸保持点（线）接触,而实际上在设计时,活塞与汽缸并不直接接触,而是留有10μm级的施间隙,主要依靠间隙中的润滑油膜隔离汽缸的高压腔和低压腔。

机械音的消音对策[19]有:

（1）通过精密加工和精确装配,最大限度地消除曲轴系统的不平衡惯性力和力矩;

（2）合理设计各摩擦副的配合间隙;（3）加强各摩擦副之间的润滑;（4）必要时在机架或汽缸盖的配合端面开设环形卸载槽,在改善摩擦磨损的同时获得噪音的改善;（5）改进汽缸的设计与装配工艺,降低在装配过程中引起的汽缸中滑片槽的变形（比如汽缸与主壳体的三点焊）;（6）优化排气阀片的形状、刚性与最大升程,在保证性能和可靠性的前提下以期获得最小的阀片开合冲击力;（7）对汽缸排气口处的阀座进行表面处理,降低其刚性;（8）对升程限位板进行表面处理或选用其他低刚性材料;

（9）提高汽缸刚性以减少振动;（10）另外,由于吸气消声器[20]（储液器）与汽缸及主壳体通过支架和管件（消声器排出管）连接,汽缸和壳体的振动会沿此管传递到吸气消声器上,造成幅度更大的振动。

这也是一种机械音的声源,可在消声器排出管与汽缸的连接处采取减振措施。

实际上自滚动活塞式压缩机大批量投产以来,已有30年以上的历史,对于机械音的消除,人们已做了大量的工作。

比如随着精密加工和装配技术的长足进步,目前压缩机各机械摩擦副的配合间隙[22]基本上都在10～30μm之间。

再比如,目前排气阀片的最大升程都已控制在3mm以内。

因此,对机械音的进一步消除,空间很小,困难较大。

尽管如此,以上的消音对策仍有一定的指导及参考价值。

4.2降低压缩机的电磁性噪音

电磁音的产生源于于电磁场的失衡。

对于家用空调用定速（频）压缩机,采用的是单相感应式异步电动机,其电磁音的产生主要有两个因素:

主副绕组的电磁场不平衡及电机转子与定子间的间隙不均衡。

图3给出了一个不同卷线规格、不同定转子偏心率对电磁音声级影响的实验结果。

从图3中可以看到:

（1）改善后的卷线式样（B）与改善前的卷线式样（A）相比,电磁音有明显下降。

所谓卷线式样（A）和卷线式样（B）的主要差别在于:

绕组匝数的不同,电磁线方位的不同,转子铝条尺寸和倾斜角的不同等等。

（2）电机转子与定子间的间隙不均衡度用偏心率表示,随着偏心率的增加,无论何种卷线式样,电磁音均显著上升。

最大升幅在10dB（A）以上。

因此,改善电磁音的对策[23]主要有二,一是改进电机卷线式样,二是控制定转子的偏心率。

4.3降低压缩机的空气动力性噪声

从图4可以看出:

气流流经气阀[24]产生的噪声Lp随Δp的增大而增大。

当吸气压力ps在1×105～3×105Pa之间变化时,Δp的取值差别很大,但三条曲线Lp的最大值却相差不大;而实际上曲线为两条重合的曲线,由于ΔP随曲拐转角θ的变化呈正弦变化,故在此图中表现为曲线在最高点折回。

这些曲线也与前面转角θ～声压级Lp曲线所反映的情况相符。

另外从图4还可以看出:

随Δp逐渐增大,Lp变化曲线趋于平缓。

以上定量分析表明:

吸气噪声与吸气压力和通过阀片前后的压力损失有很大关系。

吸气过程中,通过阀片前后的压差Δp增大,Lp值也随之增大;对同一吸气压力,Lp和Δp均随曲拐转角的变化有峰值出现。

由此可得出结论,若减小吸气压力ps或吸气阀片前后的压力

损失Δp,就有利于降低吸气过程中产生的噪声。

为了寻找更具体的解决途径,引入瞬时相对压力损失δ,定义如下:

由式（4）可见,通过气阀的相对流动压力损失与阀隙气流平均马赫数M的平方成正比,并与其它的绝热指数K、曲拐半径与连杆长度之比λ有关,同时随曲拐转角θ而变化。

从前面的分析结果也可以看出,Lp与ps或Δp并不存在线性关系,通过引入δ可知,减小δ就可以改善Lp,即阀隙气流平均马赫数M应尽可能小。

但M过小将受到气缸直径、进、排气阀孔布置的限制。

若想通过增加升程以减小M数,由于同时还要兼顾簧片阀的流量系数,则会受到（h0/（d/2））限制（h0为簧片阀特征升程,d为阀孔直径）。

另外,升程过高将使簧片阀寿命下降。

因此,在设计压缩机的气阀时,M的选取应有一个合理的范围,对小型制冷压缩机簧片阀设计时一般取:

式中,K、R为该气体工质的绝热指数和气体常数;对R134a,K按照温度取值,取R=81.488J/（kg·K）,故前面计算即按此选值。

设计中除了选取适当的阀隙马赫数M之外,要改善吸气噪声,还可以减小阀片的刚性、厚度,这样也可以达到降低气流通过气阀前后的压力损失Δp,从而降低吸气阀噪声Lp。

5改进措施的理论依据

5.5.1在压缩机壳体增设加强筋

全封闭压缩机是把压缩机和电机密封装在压缩机机壳内,因此压缩机和电机产生的噪声和振动通过机壳向外界传播,这属于通过薄板的振动问题。

假设机壳均匀等厚度,以厚度方向为x轴,与壳厚方向垂直为y轴,t为时间坐标,则其振动方程为:

由于机壳与底座是焊死的,即相当于周边均为刚性支撑的平板。

则机壳的固有频率:

由机壳的固有频率计算公式可以看出,适当改变机壳的厚度可以改变机壳的固有频率。

加强筋[24]的作用就是在机壳振动噪声大的部位增加壳体的厚度,使得机壳的固有频率变小,以达到减振降噪的目的。

5.5.2加大排气消声腔

现有的压缩机排气消声腔为扩张管式消声器,其消音量为:

加深排气消声腔可以增大消声器的消声量,加厚排气消声盖是为了防止消声器内的气体通过消声盖向外散音。

5.5.3采用高阻尼排气阀限位板

采用高阻尼排气阀限位板[25]能有效地抑制共振从而降低噪声,还可以使脉冲噪声的脉冲持续时间延长,降低峰值噪声强度。

阻尼材料的损耗因子:

η=c/（ω0M）

所以采用高阻尼材料的排气阀限位板可以增大损耗因子,从而减小透过声。

6结束语

产品的噪声水平是企业品质形象的一个重要方面,综合体现了制造企业的设计制造水平,因此空调器的噪音控制技术得到了广大空调制造企业的一贯重视。

相对而言,压缩机的机械噪音较容易采取对策加以分析改善,但在采取优化设计前,需要了解前人对哪些零部件,在什么条件下已进行了优化,这样将会事半功倍。

目前声学理论的发展已经比较成熟,各式各样的减噪原理和方法也已建立。

但将这些原理和方法运用到具体的产品结构设计中,还需要相关工作者具有宽广坚实的知识和开拓创新的思维方式。

因此,对于空调压缩机的设计者,不但要熟悉产品结构原理,还需了解噪声控制的相关理论[26],这样才可能将减噪工作做得更好。

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