空調(diào)壓縮機(jī)噪聲控制研究

傅亮，夏博雯，黃磊，楊濤，羅竹輝，賀才春

（株洲時(shí)代新材料科技股份有限公司湖南株洲412000）

空調(diào)壓縮機(jī)噪聲控制研究

傅亮，夏博雯，黃磊，楊濤，羅竹輝，賀才春

（株洲時(shí)代新材料科技股份有限公司湖南株洲412000）

針對(duì)某空調(diào)壓縮機(jī)的噪聲問(wèn)題，開(kāi)展系統(tǒng)的噪聲控制研究。根據(jù)空調(diào)壓縮機(jī)噪聲產(chǎn)生機(jī)理，對(duì)壓縮機(jī)進(jìn)行噪聲測(cè)試分析，針對(duì)其噪聲特性開(kāi)展噪聲控制方案設(shè)計(jì)；對(duì)三種不同降噪方案進(jìn)行SEA聲學(xué)仿真分析，選擇降噪方案二為最優(yōu)降噪方案并實(shí)施，測(cè)試結(jié)果表明空調(diào)機(jī)組各測(cè)點(diǎn)的實(shí)際降噪量達(dá)3 dB(A)～6 dB(A)，其中，靠近壓縮機(jī)的測(cè)點(diǎn)2降噪量為5.3 dB(A)，表明降噪方案有效。

聲學(xué)；空調(diào)；壓縮機(jī)；噪聲控制；降噪；SEA聲學(xué)仿真

在日常工作與生活中，空調(diào)與人們息息相關(guān)，隨著生活水平的提高，人們對(duì)空調(diào)的要求也在轉(zhuǎn)變，從早期的功能性需求到如今的品質(zhì)型需求，空調(diào)行業(yè)也在不斷進(jìn)行產(chǎn)品與技術(shù)更新。由于人們對(duì)空調(diào)產(chǎn)品的聲舒適性非常關(guān)注，空調(diào)廠家也開(kāi)始重視空調(diào)的噪聲指標(biāo)，低噪聲也逐漸成為空調(diào)市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力的重要指標(biāo)之一。

壓縮機(jī)是空調(diào)系統(tǒng)的心臟，其噪聲對(duì)空調(diào)總體噪聲貢獻(xiàn)顯著，因此，壓縮機(jī)的噪聲控制也成為目前空調(diào)噪聲控制的重點(diǎn)。目前壓縮機(jī)噪聲控制措施包括主動(dòng)降噪與被動(dòng)降噪，主動(dòng)降噪主要是指通過(guò)對(duì)壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)進(jìn)行改良以降低噪聲，主要包括：閥片的優(yōu)化設(shè)計(jì)[1–2]、內(nèi)部氣體管道的消振、內(nèi)部消聲器的優(yōu)化設(shè)計(jì)、壓縮機(jī)殼體的優(yōu)化設(shè)計(jì)[3]和氣液分離器的優(yōu)化設(shè)計(jì)[4]等；被動(dòng)降噪是指根據(jù)壓縮機(jī)噪聲傳遞路徑降低噪聲的方法，主要包括：壓縮機(jī)隔聲降噪[5]、壓縮機(jī)殼體的阻尼減振[5]、壓縮機(jī)機(jī)艙吸隔聲降噪處理和壓縮機(jī)機(jī)艙管路阻尼減振等。

以某空調(diào)壓縮機(jī)為研究對(duì)象，分析其噪聲產(chǎn)生機(jī)理，進(jìn)行噪聲測(cè)試與分析，針對(duì)測(cè)試結(jié)果設(shè)計(jì)噪聲控制方案，通過(guò)仿真分析優(yōu)選出一種方案并進(jìn)行了實(shí)施，并開(kāi)展相關(guān)驗(yàn)證實(shí)驗(yàn)。

1 噪聲特性測(cè)試與分析

1.1 壓縮機(jī)噪聲產(chǎn)生機(jī)理

空調(diào)機(jī)組的主要噪聲源為風(fēng)機(jī)和壓縮機(jī)。所研究的空調(diào)機(jī)組壓縮機(jī)為容積型回轉(zhuǎn)式，其噪聲主要包括機(jī)械噪聲、電磁噪聲和氣動(dòng)噪聲[6]，其產(chǎn)生的原因和傳播途徑可由圖1描述。

1.2 壓縮機(jī)噪聲特性測(cè)試分析

（1）測(cè)試工況與測(cè)點(diǎn)布置

在空調(diào)機(jī)組中，壓縮機(jī)不能單獨(dú)運(yùn)行，需要開(kāi)啟風(fēng)機(jī)。為獲取壓縮機(jī)的噪聲特性，將壓縮機(jī)運(yùn)行頻率調(diào)至最高80 Hz，將風(fēng)機(jī)運(yùn)行頻率調(diào)至最低30 Hz，以減小風(fēng)機(jī)噪聲對(duì)壓縮機(jī)噪聲測(cè)試的影響，故實(shí)驗(yàn)設(shè)置了如下兩種工況：工況1為僅風(fēng)機(jī)運(yùn)行，運(yùn)行頻率為30 Hz；工況2為風(fēng)機(jī)與壓縮機(jī)同時(shí)運(yùn)行，風(fēng)機(jī)運(yùn)行頻率為30 Hz，壓縮機(jī)運(yùn)行頻率為80 Hz。

圖1 空調(diào)壓縮機(jī)振動(dòng)噪聲機(jī)理和傳遞途徑

根據(jù)空調(diào)機(jī)組與壓縮機(jī)機(jī)艙結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，在空調(diào)機(jī)組前、左、后、右四個(gè)方位布置4個(gè)噪聲測(cè)點(diǎn)，距地面高1.2 m，如圖2所示。

圖2 噪聲測(cè)點(diǎn)布置情況

（2）測(cè)試結(jié)果分析

測(cè)試得到兩種工況下各測(cè)點(diǎn)的總聲壓級(jí)如圖3所示。

圖3 各測(cè)點(diǎn)總聲壓級(jí)

由圖3可知，風(fēng)機(jī)低速運(yùn)行情況下，壓縮機(jī)開(kāi)啟后整機(jī)噪聲提高了9 dB(A)～17 dB(A)，風(fēng)機(jī)低速運(yùn)行時(shí)，壓縮機(jī)噪聲為空調(diào)機(jī)組的主要噪聲源。

測(cè)點(diǎn)2靠近壓縮機(jī)且遠(yuǎn)離風(fēng)機(jī)，能較好反映壓縮機(jī)噪聲特性，其聲壓頻譜如圖4所示。

可以看出壓縮機(jī)噪聲的主要頻率集中在500 Hz以上的中高頻，在160 Hz處噪聲突出，該頻率對(duì)應(yīng)壓縮機(jī)工作頻率的2倍。

圖4 測(cè)點(diǎn)2噪聲頻譜

2 噪聲控制方案設(shè)計(jì)

噪聲控制措施有三種：聲源控制、傳遞路徑控制和保護(hù)接受者[7]。文中主要從傳遞路徑方面開(kāi)展噪聲控制方案的設(shè)計(jì)。

2.1 噪聲控制方案設(shè)計(jì)

總體噪聲控制措施包括以下兩個(gè)部分，第一為壓縮機(jī)表面的隔聲處理，第二為壓縮機(jī)機(jī)艙的吸聲降噪處理。下面將對(duì)各措施進(jìn)行分述。

（1）壓縮機(jī)隔聲降噪

根據(jù)壓縮機(jī)的噪聲特性，選擇吸隔聲復(fù)合隔聲罩對(duì)壓縮機(jī)進(jìn)行隔聲降噪，如圖5所示。

圖5 壓縮機(jī)吸隔聲復(fù)合隔聲罩聲學(xué)結(jié)構(gòu)

結(jié)合實(shí)際空調(diào)機(jī)組結(jié)構(gòu)和安裝空間，設(shè)定隔聲罩總厚度為12.5 mm。其中，隔聲層選擇面密度為2.89 kg/m2、厚度為2.5 mm的隔聲材料，吸聲層選擇面密度為300 g/m2的吸聲材料，厚度為10 mm。

（2）壓縮機(jī)機(jī)艙吸聲降噪

考慮到壓縮機(jī)機(jī)艙是封閉的，且壓縮機(jī)作為一個(gè)最主要的噪聲源，其噪聲在壓縮機(jī)機(jī)艙內(nèi)部將多次反射形成混響?；祉懧暷芘c直達(dá)聲能疊加將使機(jī)艙內(nèi)部的噪聲升高。此外，機(jī)艙壁板為鋼板，內(nèi)壁未采取任何聲學(xué)處理，因此，選擇在壓縮機(jī)機(jī)艙壁板鋪設(shè)吸聲材料以降低機(jī)艙內(nèi)部混響聲能，從而降低壓縮機(jī)經(jīng)由機(jī)艙壁板向外傳遞的噪聲。

為了避免鋪設(shè)的吸聲材料與機(jī)艙內(nèi)部的上下管路和電器元件形成尺寸干涉，在壓縮機(jī)機(jī)艙前壁板中部、后壁板與左壁板鋪設(shè)厚20 mm、面密度為500 g/m2的吸聲材料，其吸聲曲線如圖6所示，該吸聲材料在中高頻具有較好的吸聲性能。

圖6 壁板吸聲材料的吸聲系數(shù)

（3）系統(tǒng)降噪方案

根據(jù)以上分析，提出三種組合形式的系統(tǒng)降噪方案，如表1所示。

表1 系統(tǒng)降噪方案

2.2 降噪效果預(yù)測(cè)

由于壓縮機(jī)噪聲主要為500 Hz以上中高頻的寬頻噪聲，為了預(yù)測(cè)上述三種降噪方案的降噪效果，選擇在VA One軟件中利用SEA（Statistic Energy Analysis，統(tǒng)計(jì)能量分析）方法對(duì)以上降噪方案進(jìn)行仿真分析預(yù)測(cè)，對(duì)比各方案的降噪效果，選擇最優(yōu)降噪方案。

根據(jù)空調(diào)實(shí)際情況與噪聲控制方案，建立SEA仿真分析模型，如圖7所示，主要包括面板子系統(tǒng)、SIF子系統(tǒng)和聲腔子系統(tǒng)，共10個(gè)子系統(tǒng)，各子系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)屬性如表2所示。

圖7 SEA模型

表2 壓縮機(jī)機(jī)艙子系統(tǒng)劃分及其結(jié)構(gòu)性質(zhì)

由于實(shí)驗(yàn)將風(fēng)機(jī)調(diào)至較低轉(zhuǎn)速，風(fēng)機(jī)噪聲對(duì)空調(diào)整機(jī)噪聲影響較小，仿真模型不考慮風(fēng)機(jī)機(jī)艙。同時(shí)，將壓縮機(jī)機(jī)艙不規(guī)則板件簡(jiǎn)化成規(guī)則的平板，將隔聲罩及機(jī)艙內(nèi)部降噪處理部位通過(guò)（Noise Control Treatment，NCT）方式加載在各子系統(tǒng)上。

壓縮機(jī)噪聲為壓縮機(jī)機(jī)艙最主要聲源，故忽略管路噪聲影響，仿真模型不考慮管路。同時(shí)，在壓縮機(jī)機(jī)艙內(nèi)部創(chuàng)建壓縮機(jī)聲腔，并在該聲腔中添加壓縮機(jī)在80 Hz運(yùn)行頻率下的聲功率作為聲激勵(lì)，壓縮機(jī)聲功率主要集中在800 Hz以上的中高頻。

仿真模型中只有一個(gè)評(píng)價(jià)點(diǎn)，由于主要考察壓縮機(jī)的噪聲控制情況，實(shí)際測(cè)試中測(cè)點(diǎn)2離壓縮機(jī)最近，故選取的評(píng)價(jià)點(diǎn)位置與測(cè)點(diǎn)2一致，具體如圖7(a)所示。

通過(guò)分析計(jì)算得到不同降噪方案在評(píng)價(jià)點(diǎn)處的降噪量，如表3所示。

表3 不同方案的降噪量/dB(A)

其中，方案二與方案三的降噪量相當(dāng)，較方案一的降噪效果有較大提升，降噪量增加約1.7 dB(A)。方案二所用的材料比方案三少，因此選取方案二作為實(shí)際噪聲控制方案，方案二在評(píng)價(jià)點(diǎn)處的降噪量隨頻率的變化如圖8所示。

3 降噪方案實(shí)測(cè)效果驗(yàn)證

針對(duì)上述優(yōu)選降噪方案（降噪方案二），進(jìn)行裝機(jī)評(píng)測(cè)，如圖9所示。

圖8 降噪方案二在評(píng)價(jià)點(diǎn)處的降噪量

圖9 降噪方案試裝

圖10 降噪方案實(shí)測(cè)與SEA仿真噪聲頻譜

表4 各測(cè)點(diǎn)的降噪量/dB(A)

從圖10可以看出，由于SEA方法主要適用于中高頻聲學(xué)仿真，所以降噪方案實(shí)測(cè)與SEA仿真的噪聲頻譜在800 Hz以上比較接近，在800 Hz以下相差稍大。

從表4中可以看出，降噪方案實(shí)施后，各測(cè)點(diǎn)噪聲值有3 dB(A)～6 dB(A)的降低，總體噪聲控制方案效果理想。其中，由于測(cè)點(diǎn)2與仿真評(píng)價(jià)點(diǎn)對(duì)應(yīng)，降噪量的實(shí)測(cè)值和仿真值分別為5.3 dB(A)與5.5 dB (A)，兩者相差0.2 dB(A)，表明仿真模型和分析結(jié)果正確。

4 結(jié)語(yǔ)

針對(duì)空調(diào)壓縮機(jī)的噪聲問(wèn)題開(kāi)展系統(tǒng)噪聲控制研究。通過(guò)噪聲特性測(cè)試發(fā)現(xiàn)壓縮機(jī)噪聲頻率集中在500 Hz以上，據(jù)此設(shè)計(jì)了三種噪聲控制方案并進(jìn)行SEA聲學(xué)仿真分析，選擇降噪方案二（壓縮機(jī)隔聲降噪+機(jī)艙左、后壁板吸聲降噪）為最優(yōu)噪聲控制方案并實(shí)施，測(cè)試結(jié)果表明空調(diào)機(jī)組各測(cè)點(diǎn)的降噪量為3 dB(A)～6 dB(A)，降噪方案有效；其中，靠近壓縮機(jī)的測(cè)點(diǎn)2與仿真評(píng)價(jià)點(diǎn)對(duì)應(yīng)，降噪量的實(shí)測(cè)值和仿真值分別為5.3 dB(A)與5.5 dB(A)，兩者相差0.2 dB(A)，表明仿真模型和分析結(jié)果正確有效。

[1]韓海曉，何志龍，彭強(qiáng)強(qiáng).全封閉冰箱壓縮機(jī)噪聲控制研究綜述［J］.流體機(jī)械，2012，40(1)：35-40.

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Noise ControlAnalysis of anAir Conditioner Compressor

FULiang,XIA Bo-wen,HUANGLei,YANGTao,LUO Zhu-hui,HE Cai-chun
(Zhuzhou Times New Material Technology Co.Ltd.,Zhuzhou 412007,Hunan China)

Noise control of a domestic air conditioner compressor is studied.Based on the noise generation mechanism,the noise of the compressor is measured and analyzed,and the noise control schemes are deigned.The SEA acoustic simulations of three different noise reduction schemes are carried out and the optimal scheme is selected and realized.Results of the test show that the noise reduction at each measurement point can reach 3 dB(A)-6 dB(A),and the sound reduction of point 2 near the compressor is 5.3 dB(A).These results are consistent to the simulation results.Thus,the effectiveness of the scheme is verified.

acoustics;air conditioner;compressor;noise control;noise reduction;SEAacoustic simulation

TB53

A

10.3969/j.issn.1006-1355.2017.02.044

1006-1355(2017)02-0217-04

2016-11-08

傅亮（1988－），男，江西省新余市人，碩士，主要研究方向?yàn)樵肼暸c振動(dòng)控制。E-mail:fuliang0808@126.com