滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)四倍頻異常振動(dòng)控制*

李鶴　于敏　邵美玲　崔煥勃

(1.東北大學(xué)機(jī)械工程與自動(dòng)化學(xué)院, 沈陽　110819) (2.沈陽華潤三洋壓縮機(jī)有限公司, 沈陽　110141)(3.山東蓬翔汽車有限公司液壓件分廠, 蓬萊　265607)

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滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)四倍頻異常振動(dòng)控制*

李鶴1?于敏1邵美玲2崔煥勃3

(1.東北大學(xué)機(jī)械工程與自動(dòng)化學(xué)院, 沈陽110819) (2.沈陽華潤三洋壓縮機(jī)有限公司, 沈陽110141)(3.山東蓬翔汽車有限公司液壓件分廠, 蓬萊265607)

空調(diào)壓縮機(jī)的振動(dòng)、噪聲水平是衡量壓縮機(jī)質(zhì)量的重要性能指標(biāo)之一.本文針對(duì)某型號(hào)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)在特定頻段4倍頻振動(dòng)幅值大于1倍頻振動(dòng)幅值問題,進(jìn)行了掃頻階次分析、實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析和振動(dòng)噪聲源識(shí)別等測(cè)試分析,確定了結(jié)構(gòu)共振是導(dǎo)致4倍頻超標(biāo)的原因,提出了增加儲(chǔ)液器質(zhì)量和加強(qiáng)儲(chǔ)液器托架剛度兩種方案控制4倍頻振動(dòng).實(shí)驗(yàn)測(cè)試表明,兩種方案均改變了壓縮機(jī)的固有振動(dòng)特征,有效的降低了4倍頻振動(dòng)幅值,加強(qiáng)儲(chǔ)液器托架剛度方案具有更小的振動(dòng)響應(yīng).

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī),減振降噪,4倍頻,共振

引言

壓縮機(jī)是空調(diào)器制冷制熱系統(tǒng)的主要部分,它將不可避免的產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲,在實(shí)際研究中只能采取措施將振動(dòng)和噪聲降低到可接受的水平內(nèi)[1].壓縮機(jī)的振動(dòng)對(duì)空調(diào)器的振動(dòng)具有重要的影響,因此,控制壓縮機(jī)的振動(dòng)具有非常重要的意義[2].

目前空調(diào)壓縮機(jī)的種類主要為滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式和渦旋式.由于滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)的眾多優(yōu)點(diǎn),在中小功率家用空調(diào)中占有很大的優(yōu)勢(shì).但是,滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)振動(dòng)和噪聲比較大,所以需要必須采取有效措施降低其振動(dòng)和噪聲[3].Yanagisawa提出了在不同工況下預(yù)測(cè)壓縮機(jī)振動(dòng)的簡(jiǎn)單模型[4];Padhy研究了滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的動(dòng)力學(xué)問題,并且給出了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證;法國G.Ferrari和M.A.Andrianoely等人[5]研究的滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)偏心質(zhì)量和氣缸壓力的動(dòng)平衡;J.Antonia和F.Bonnardot[6]研究了如何辨認(rèn)壓縮機(jī)內(nèi)部的振動(dòng)信號(hào).

某型壓縮機(jī)與空調(diào)器配型后,空調(diào)器噪聲超標(biāo).在大量的振動(dòng)頻譜分析中,發(fā)現(xiàn)在某些頻段壓縮機(jī)4倍頻振動(dòng)幅值大于1倍頻振動(dòng)幅值,導(dǎo)致空調(diào)器噪聲超標(biāo).本文針對(duì)這一問題,對(duì)壓縮機(jī)進(jìn)行了掃頻階次分析、實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析和振動(dòng)噪聲源識(shí)別等測(cè)試分析,確定了結(jié)構(gòu)共振是導(dǎo)致4倍頻超標(biāo)的原因,并提出了增加儲(chǔ)液器質(zhì)量和加強(qiáng)儲(chǔ)液器托架剛度兩種方案控制4倍頻振動(dòng).

1　四倍頻異常振動(dòng)原因分析

1.1壓縮機(jī)四倍頻異常振動(dòng)特征

為了能夠充分的了解壓縮機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)特性,根據(jù)壓縮機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)特性選取了壓縮機(jī)的四個(gè)主要位置,吸氣口圓周方向,儲(chǔ)液器,電機(jī)和泵處(x方向?yàn)閳A周方向,y為豎直方向,z為徑向)測(cè)量振動(dòng)響應(yīng)并分析頻譜結(jié)構(gòu).如圖1所示.圖1中1點(diǎn)為儲(chǔ)液器處測(cè)點(diǎn),2點(diǎn)為電機(jī)處測(cè)點(diǎn),3點(diǎn)為泵處測(cè)點(diǎn).

圖1　振動(dòng)響應(yīng)測(cè)點(diǎn)布置示意圖Fig. 1　Layout of the measurement points for vibration response

壓縮機(jī)振動(dòng)響應(yīng)通過掃頻試驗(yàn)方法得到.在壓縮機(jī)穩(wěn)定工況下,壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)頻率在從90Hz至50Hz以1Hz/10s的速率勻速下降,該頻率范圍覆蓋了壓縮機(jī)工作的主要頻率.在實(shí)驗(yàn)測(cè)試中,傳感器獲得振動(dòng)信號(hào),經(jīng)過軟件處理提取數(shù)據(jù),得到不同方向的振動(dòng)幅值隨時(shí)間變化趨勢(shì).圖2是壓縮機(jī)儲(chǔ)液器吸氣口圓周方向振動(dòng)隨時(shí)間變化的振動(dòng)幅值圖.從圖中可以看出壓縮機(jī)儲(chǔ)液器吸氣口振動(dòng)幅值從220s(68Hz)至300s(60Hz),加速度幅值有明顯的上升、下降過程.

圖2　儲(chǔ)液器吸氣口圓周方向振動(dòng)時(shí)間幅值圖Fig. 2　Vibration amplitude in the circumferential direction of accumulator suction port

從圖3～圖4中可以得到儲(chǔ)液器吸氣口圓周方向和電機(jī)徑向均有四倍頻超過一倍頻的頻帶,頻率范圍大致為60～75Hz之間.

圖3　吸氣口圓周方向1、4倍頻振動(dòng)幅頻圖Fig. 3　Amplitude-frequency curves for 1 and 4 octave vibration in the circumferential direction of suction port

圖4　電機(jī)徑向1、4倍頻振動(dòng)幅頻圖Fig. 4　Amplitude-frequency curves for 1 and 4 octave vibration in the radial direction of motor

1.2四倍頻異常振動(dòng)的原因

壓縮機(jī)固有振動(dòng)特性通過實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析可以得出壓縮機(jī)的模態(tài)參數(shù)特征.實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析主要包括頻率響應(yīng)函數(shù)(FRF)測(cè)量和模態(tài)參數(shù)識(shí)別兩部分工作組成,如圖5本文頻率響應(yīng)函數(shù)測(cè)量部分是采用表1中的設(shè)備測(cè)量.力錘對(duì)壓縮機(jī)進(jìn)行錘擊并拾取錘擊力信號(hào),加速度計(jì)拾取錘擊的振動(dòng)響應(yīng)信號(hào),力信號(hào)與振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)同時(shí)被數(shù)據(jù)采集前端采集,通過PULSE12.5測(cè)試分析軟件的Modal Analysis模塊分析得到采集信號(hào)的自譜、互譜,最終獲得壓縮機(jī)的模態(tài)參數(shù).通常,由設(shè)備測(cè)出的固有頻率經(jīng)過ME′SCOPE處理后更準(zhǔn)確.

表1　模態(tài)測(cè)試設(shè)備

圖5為固有頻率測(cè)試與處理過程,均為B&K設(shè)備與軟件,由設(shè)備測(cè)出的固有頻率經(jīng)過ME′SCOPE處理后更準(zhǔn)確.

圖5　測(cè)試過程Fig. 5　Testing process

測(cè)試結(jié)果如表2所示,從測(cè)試的結(jié)果可以看出,壓縮機(jī)的第三階固有頻率與壓縮機(jī)峰值處對(duì)應(yīng)的頻率的四倍頻接近,由此得出共振是導(dǎo)致壓縮機(jī)四倍頻超標(biāo)的主要原因.

1.3基于聲強(qiáng)法的噪聲源識(shí)別

通過輻射聲強(qiáng)測(cè)試確定壓縮機(jī)振動(dòng)噪聲源位置及特征.聲強(qiáng)測(cè)量系統(tǒng)如圖6所示,所采用的測(cè)試儀器如表3所示.

圖6　測(cè)試分析系統(tǒng)連接關(guān)系圖Fig. 6　Connection diagram of test and analysis system

No.ModelNameQ'ty13560-DFront-ends12LenoveG480PC(installedPluse12.5)133599Soundintensityprobe1

在壓縮機(jī)前、后面分別劃分6×5個(gè)網(wǎng)格,在左、右面分別劃分6×3個(gè)網(wǎng)格.在測(cè)試過程中,聲強(qiáng)探頭距離測(cè)試平面50mm,垂直于所測(cè)平面,采用1/3倍頻程,A計(jì)權(quán),每個(gè)測(cè)點(diǎn)測(cè)量時(shí)間為10s,線性平均所測(cè)的聲強(qiáng)譜,依次測(cè)量完成每個(gè)測(cè)點(diǎn).

從圖7～12可以看出,壓縮機(jī)的振動(dòng)噪聲源依次是：電機(jī),儲(chǔ)液器,壓縮機(jī)底腳和壓縮機(jī)與儲(chǔ)液器之間的連接管;振動(dòng)噪聲源的頻譜特征主要包含壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)頻率及其4倍頻.

圖7 50Hz前平面全帶寬等聲強(qiáng)云圖Fig.7 Intensitycloudoffrontplanewithfullbandwidthandequivalentsoundfor50Hz圖8 50Hz后平面全帶寬等聲強(qiáng)云圖Fig.8 Intensitycloudofbackplanewithfullbandwidthandequivalentsoundfor50Hz圖9 60Hz前平面全帶寬等聲強(qiáng)云圖Fig.9 Intensitycloudoffrontplanewithfullbandwidthandequivalentsoundfor60Hz圖10 60Hz后平面全帶寬等聲強(qiáng)云圖Fig.10 Intensitycloudofbackplanewithfullbandwidthandequivalentsoundfor60Hz圖11 70Hz前平面全帶寬等聲強(qiáng)云圖Fig.11 Intensitycloudoffrontplanewithfullbandwidthandequivalentsoundfor70Hz圖12 70Hz后平面全帶寬等聲強(qiáng)云圖Fig.12 Intensitycloudofbackplanewithfullbandwidthandequivalentsoundfor70Hz

2　四倍頻異常振動(dòng)的改造方案

壓縮機(jī)振動(dòng)過大的主要原因是結(jié)構(gòu)共振產(chǎn)生的,因此考慮生產(chǎn)制造實(shí)際情況以及改造方案的可行性,提出了控制壓縮機(jī)振動(dòng)響應(yīng)的2個(gè)方案：(1)通過配重增加儲(chǔ)液器質(zhì)量改變壓縮機(jī)系統(tǒng)的固有頻率;(2)將儲(chǔ)液器托架從現(xiàn)有的1個(gè)改為2個(gè),提高儲(chǔ)液器與壓縮機(jī)的連接剛度和固有頻率.

2.1增加配重前后固有頻率對(duì)比

從表4中可以看出,壓縮機(jī)加配重對(duì)固有頻率有影響.在特定范圍內(nèi)固有頻率從278Hz加40g～200g配重后變?yōu)?48Hz～266Hz之間.

表4　壓縮機(jī)加不同配重各階固有頻率

2.2雙托架改造后固有頻率

對(duì)三臺(tái)同型號(hào)壓縮機(jī)(編號(hào)1、2、3)進(jìn)行模態(tài)測(cè)試,結(jié)果如表5所示.

表5　壓縮機(jī)加雙托架各階固有頻率

從表5中可以看出2、3號(hào)在特定范圍內(nèi)固有頻率從278Hz分別上升到329Hz和335Hz,錯(cuò)開易受共振區(qū).

3　四倍頻異常改造方案效果驗(yàn)證

3.1儲(chǔ)液器增加配重前后振動(dòng)響應(yīng)對(duì)比

從圖13中可以看出,當(dāng)配重為100g時(shí),振動(dòng)峰值的最大值減小,上升下降幅度減小,曲線較40g時(shí)平緩,但峰值仍存在.當(dāng)配重為200g時(shí),曲線接近平滑,峰值基本不存在,并且振動(dòng)值較40g時(shí)相比,減小大約50%,并且在低頻和高頻時(shí),運(yùn)行平穩(wěn),接近曲線,可知200g效果更好.

圖13　壓縮機(jī)吸氣口圓周方向配重振動(dòng)時(shí)間幅值對(duì)比圖Fig. 13　Comparison of vibration amplitude in the circumferential direction of accumulator suction port with counterweight

從圖14～17中總體趨勢(shì)來看,電機(jī)圓周方向振動(dòng)要小于吸氣口圓周方向,電機(jī)圓周方向隨著配重的增加最大振動(dòng)值對(duì)應(yīng)的頻率減小,最大振動(dòng)值也減小.根據(jù)實(shí)驗(yàn)測(cè)得數(shù)據(jù)及綜合分析可以得出,配重為200g時(shí),振動(dòng)削弱效果最明顯.

圖14　不同質(zhì)量配重電機(jī)圓周方向1倍頻振動(dòng)幅頻圖Fig. 14　Amplitude - frequency curves for 1 octave vibration in the circumferential direction of the motor with different counterweight

圖15　不同質(zhì)量配重電機(jī)圓周方向4倍頻振動(dòng)幅頻圖Fig.15　Amplitude-frequency curves for 4 octave vibration in the circumferential direction of the motor with different counterweight

圖16　不同質(zhì)量配重吸氣口圓周方向1倍頻振動(dòng)幅頻圖Fig. 16　Amplitude- frequency curves for 1 octave vibration in the circumferential direction of suction port with different counterweight

圖17　不同質(zhì)量配重吸氣口圓周方向4倍頻振動(dòng)幅頻圖Fig. 17　Amplitude-frequency curves for 4 octave vibration in the circumferential direction of suction port with different counterweight

3.2雙托架結(jié)構(gòu)改造前后振動(dòng)響應(yīng)對(duì)比

將壓縮機(jī)儲(chǔ)液器托架由1個(gè)增加至2個(gè),托架的大小尺寸與原托架完全相同.然后對(duì)三臺(tái)同型號(hào)壓縮機(jī)(編號(hào)1、2、3)振動(dòng)進(jìn)行動(dòng)態(tài)測(cè)試對(duì)比.從圖18看出,將托架由原來的一個(gè)增加為兩個(gè),振動(dòng)值減小,并且沒有明顯的上升下降過程,3號(hào)機(jī)運(yùn)行最為平穩(wěn),振動(dòng)曲線接近直線.

圖18　壓縮機(jī)儲(chǔ)液器吸氣口圓周方向振動(dòng)時(shí)間幅值對(duì)比圖Fig. 18　Comparison of vibration amplitude in the circumferential direction of accumulator suction port

從圖19～20可得出,4號(hào)儲(chǔ)液器吸氣口圓周方向,電機(jī)圓周方向,電機(jī)豎直方向在90～50Hz內(nèi)4倍頻小于1倍頻.說明4號(hào)在特定范圍內(nèi)固有頻率從278Hz上升到300Hz以上,錯(cuò)開易受影響共振區(qū).

圖19　4號(hào)壓縮機(jī)機(jī)電機(jī)圓周方向1、4倍頻振動(dòng)幅頻圖Fig. 19　Amplitude-frequency curves for 1 and 4 octave vibration in the circumferential direction of No.4 compressor motor

圖20　4號(hào)壓縮機(jī)機(jī)吸氣口圓周方向1、4倍頻振動(dòng)幅頻圖Fig. 20　Amplitude-frequency curves for 1 and 4 octave vibration in the circumferential direction of suction port in No.4 compressor

3.3增加配重與雙托架結(jié)構(gòu)效果對(duì)比

從以上實(shí)驗(yàn)得到壓縮機(jī)各測(cè)點(diǎn)在儲(chǔ)液器吸氣口圓周方向振動(dòng)加速度幅值最大.所以通過比較普通樣機(jī)多個(gè)改善效果,在加配重后,200g效果最為明顯,因此最后將加配重200g(方案1)和雙托架結(jié)構(gòu)(方案2)的振動(dòng)幅值和兩個(gè)方向的1倍頻和4倍頻大小,比較兩個(gè)改造方案的效果.

圖21　儲(chǔ)液器徑向改造方案(1)和方案(2)振動(dòng)時(shí)間幅值對(duì)比圖Fig. 21　Comparison of vibration amplitude of the accumulator revised in radial direction through Plan 1and 2

從圖22～圖25可以看出,從儲(chǔ)液器吸氣口圓周方向,電機(jī)圓周方向,電機(jī)徑向三個(gè)方向的振動(dòng)幅值對(duì)比可以得出,雙托架效果較好,尤其是在避免

圖22　吸氣口圓周方向1倍頻振動(dòng)幅頻圖Fig.22　Amplitude-frequency curves for 1 octave vibration in the circumferential direction of suction port

圖23　吸氣口圓周方向4倍頻振動(dòng)幅頻圖Fig.23　Amplitude- frequency curves for 4 octave vibration in the circumferential direction of suction port

圖24　電機(jī)圓周方向1倍頻振動(dòng)幅頻圖Fig. 24　Amplitude-frequency curves for 1 octave vibration in the circumferential direction of the motor

圖25　電機(jī)圓周方向4倍頻振動(dòng)幅頻圖Fig. 25　Amplitude-frequency curves for 4 octave vibration in the circumferential direction of the motor

4倍頻共振方面,四倍頻的振動(dòng)幅值大大降低,并且避開共振頻率區(qū)域,沒有明顯的共振幅值.

根據(jù)模態(tài)測(cè)試和振動(dòng)測(cè)試已經(jīng)知道,壓縮機(jī)在68Hz存在4倍頻共振現(xiàn)象,改造后的68Hz運(yùn)轉(zhuǎn)條件下的振動(dòng)情況如下所示,從以下四圖可知,儲(chǔ)液器吸氣口圓周方向,儲(chǔ)液器徑向,電機(jī)圓周方向的振動(dòng)四倍頻均小于基頻,可知雙托架的改善效果較好.本文針對(duì)該型滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)在特定頻段4倍頻振動(dòng)幅值大于1倍頻振動(dòng)幅值問題采用此種方法.

4　總結(jié)

本文研究了滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)由于共振而產(chǎn)生的振動(dòng)與噪聲問題.通過測(cè)試確定了振動(dòng)噪聲超標(biāo)的原因,壓縮機(jī)在某些特定的運(yùn)行頻率的四倍頻處發(fā)生共振,導(dǎo)致四倍頻振動(dòng)幅值超過基頻振動(dòng)幅值,致使振動(dòng)超標(biāo).通過改變壓縮機(jī)的振動(dòng)固有特性來避免共振,提出了2個(gè)振動(dòng)控制方案.

(1)增加儲(chǔ)液器質(zhì)量來減小固有頻率,200g配重將固有頻率從278Hz變?yōu)?48Hz～266Hz,未能錯(cuò)開易受共振區(qū).

(2)將儲(chǔ)液器托架增加到2個(gè)增加系統(tǒng)剛度,增大固有頻率.

改造后通過測(cè)試證明兩種方案對(duì)固有頻率和振動(dòng)響應(yīng)均有效果,雙托架方案,也就是方案(2),將固有頻率從278Hz能夠上升到329Hz左右,錯(cuò)開易受共振區(qū),并對(duì)振動(dòng)響應(yīng)效果更好,能夠很好的降低振動(dòng)響應(yīng).

1屈宗長,楊偉明. 滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)的噪聲控制分析及降噪措施. 壓縮機(jī)技術(shù), 2004,(2): 13～14 (Qu Z C, Yang W M. Noise control analysis of the rolling rotor compressor noise reduction measures.TheCompressorTechnology, 2004,(2):13～14 (in Chinese))

2劉蘊(yùn)青. 家用空調(diào)器室外機(jī)組的噪聲控制-壓縮機(jī)噪聲控制. 制冷與空調(diào)(四川), 2009,(5):98～101 (Liu Y Q. Noise control of household air conditioner outdoor unit-The compressor noise control.RefrigerationandAirConditioning(Sichuan), 2009,(5): 98～101 (in Chinese))

3齊冀龍. 空調(diào)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)起動(dòng)特性優(yōu)化與振動(dòng)噪聲控制研究[博士學(xué)位論文]. 吉林: 吉林大學(xué), 2009(Qi J L. Air conditioning rolling rotor compressor starting characteristics optimization of noise and vibration control study[PhD Thesis]. Jilin: Jilin University, 2009 (in Chinese))

4Mathison M M, Braun J E, Groll E A. Modeling of a two-stage rotary compressor.HVAC&RResearch,2008,14(5):719～748

5Ferrarisa G, Andrianoelya M A, Berliozb A. R. DufourInfluence of cylinder pressure on the balancing of a rotary compressor.JournalofSoundandVibration, 2006,292:899～910

6Antonia J, Bonnardotb F, Raada A, et al. Cyclostationary modelling of rotating machine vibration signals.MechanicalSystemsandSignalProcessing, 2004, 18: 1285～1314

*The project supported by the National Natural Science Foundation of China(51175071), the Fundamental Research Funds for the Universities (N120203001, N130803001), the National Major Scientific Instruments and Equipment Development Projects(2013YQ470765)

? Corresponding author E-mail: hli@mail.neu.edu.cn

20 February 2015,revised 21 April 2015.

FOUR OCTAVE ABNORMAL VIBRATION CONTROL OF ROTARY COMPRESSOR*

Li He1?Yu Min1Shao Meiling2Cui Huanbo3

(1.SchoolofMechanicalEngineeringandAutomationNortheasternUniversity,Shenyang100819,China)(2.ShenyangHuarunSanyoCompressorCo.,Ltd,Shenyang110141,China)(3.ShandongPengXiangAutomobileCo.,Ltd,HydraulicPartsFactory,Penglai265607,China)

The vibration and noise level of air condition compressor is one of the important performance index for the compressor quality. This paper focuses on a problem that the vibration amplitude of 4 octave at a particular frequency range is greater than that of 1 octave for the rolling rotor compressor. Through analyzing the frequency sweep and experimental modal, and identifying noise source, it is determined that structure resonance causes the happen of exceeding the standard for 4 octave. Meanwhile, two control methods for 4 octave vibration are proposed to increase the quality of accumulator and strengthen the stiffness of accumulator bracket. Moreover, experimental results show that these two methods improve the natural vibration characteristics of the compressor which effectively reduce the amplitude of 4 octave vibration, and the way to strengthen the stiffness of accumulator bracket produces smaller vibration response.

scroll compressor rotor,vibration and noise reduction,four octave,resonance

E-mail: hli@mail.neu.edu.cn

10.6052/1672-6553-2015-044

2015-02-20收到第1稿,2015-04-21收到修改稿.

*國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51175071)、中央高?；究蒲袠I(yè)務(wù)費(fèi)專項(xiàng)資金(N120203001, N130803001)和國家重大科學(xué)儀器設(shè)備開發(fā)專項(xiàng)(2013YQ470765)的資助