家用变频空调压缩机噪声的消除研究

□毛开智 □袁 浩

上海日立电器有限公司上海201206

家用变频空调压缩机噪声的消除研究

□毛开智 □袁 浩

上海日立电器有限公司上海201206

通过实验针对性地研究了压缩机单体噪声和空调噪声之间的量化关系，发现压缩机噪声在空调中传播时出现明显的频率选择特性。从声源、传递路径和声辐射三个维度分析，确认选择特性与压缩机本体的声辐射特性显著相关，而声辐射特性又与压缩机声源特性类型密切相关。结合仿真分析，针对性地优化了压缩机特定频段的噪声，同时改善空调的隔声特性，大幅降低了空调的整体噪声。

随着空调的不断普及和人们生活水平的提高，噪声问题越来越受到关注。对于变频空调而言，在制热运行时，压缩机的转速最高可超过6 000 r/min，此时压缩机的噪声较为明显，也是室外机噪声的主要来源。笔者研究了压缩机的噪声表现，取得压缩机单体噪声和空调噪声之间的量化关系，并从声源、传递路径和声辐射三个维度分析并优化压缩机，以改善空调的整体噪声。

空调室外机的基本结构如图1所示，中隔板将风扇和压缩机分隔在两个腔室中，压缩机通过附属铜管结构与换热器连接。作为主要结构的风扇和压缩机是空调室外机的主要声源，此外附属铜管的振动及铜管内部冷媒的高速流动也是室外机的噪声源。图2为压缩机内部的基本结构，冷媒从储液器侧被吸入，经过泵体被压缩后从消声器排出。冷媒被吸入压缩机的过程中会产生强烈的压力脉动，并产生气流噪声，此外，电机在工作过程中也会产生电磁噪声，压缩机泵体在高速旋转过程中也不可避免地会产生机械结构噪声。

笔者从空调压缩机噪声的传递特性、声辐射特点及声源特性三个方向进行分析，针对性地优化设计，达到大幅改善空调噪声的目的。

图1 空调室外机基本结构

图2 压缩机基本结构

1 声辐射特性分析

针对变频压缩机，行业一般采用消声棉进行隔声，并将压缩机包裹在空调钣金件之中，因此相对于压缩机单体，噪声特性显著不同。在试验室对压缩机隔声效果进行测试，结果如图3所示，可知采用消声棉及钣金件包裹压缩机，可以大幅降低压缩机噪声。

图3 空调压缩机的隔声效果

空调压缩机的隔声效果为：频率低于400 Hz，基本无隔声效果；声音频率越高，隔声效果越显著。此外，隔声效果有频率选择特性，500～630 Hz、1 250 Hz、2 000～2 500 Hz、5 000～8 000 Hz的隔声效果较好，而800～1 000Hz、1 600 Hz、3 150～4 000 Hz的隔声效果相对较差。

针对消声棉难以抑制的噪声频段，采用声源定位[1～2]的方式对各频段噪声传播路径进行了测试。从压缩机单体噪声特性上看，空调隔声较差的频段通常表现为漫射型噪声辐射特性，这部分噪声在压缩机单体测试时虽然强度不高，但是声辐射面积覆盖范围较大，辐射方向不集中。

以800 Hz为例，图4为800 Hz声压级分布云图，噪声峰值位置对称分布在压缩机上部空腔的两侧，这与同频段的结构模态仿真结果基本一致，因此基本上可以判断是由空腔模态（图5）引起的气流共鸣声[3]。

图4 800Hz声压级分布云图

图5 800Hz附近空腔模态云图

与此类似的如1 000 Hz、1 600 Hz、3 150 Hz和4 000 Hz等频段，几乎整个压缩机均存在大面积且较高的声压辐射。该类型噪声，即使单体测试声压值并不高，但整体声功率将远大于小面积辐射的声源。该类型声源分布的普遍性更容易由消声棉的缝隙中释放出，因此不易被隔声处理。

隔声效果较好的频段表现为集中型噪声辐射特性，这部分频段在压缩机单体噪声频谱上表现得非常突出，但是在空调上表现并不明显。图6、图7为5 000 Hz和6 300 Hz频段噪声分布云图。

图6 5000 Hz声压级分布云图

图7 6300 Hz声压级分布云图

5 000 Hz噪声主要从压缩机电机部分的上端沿及线圈位置向外辐射，全周方向无明显强弱，而6 300 Hz噪声峰值位置在全周上呈120°均布，分布在电机上下沿。两个频段的噪声源都比较集中，且有很明显的特征，该特征与空腔模态或电机的结构模态特征不吻合，因此可能是由电机自身的激励源特性所决定的。

2 压缩机噪声的降低

通过对5 000～6 300 Hz噪声声源传递路径进行分析，基本确认压缩机电机自激励噪声辐射面积相对较小，且消声棉对该频段噪声的吸声能力较强，若改用吸声效果更佳的复合材料消声棉，基本可以抑制该频段的噪声峰值，相同频率的压缩机单体噪声和空调噪声的对比如图8所示。

对800 Hz、1 600 Hz、3 150～4 000 Hz这些特殊频段噪声的抑制效果不佳，因为这些频段声辐射面积大，更易从消声棉的缝隙中释放出。另外，从声辐射特性上看，上述频段皆属于气流噪声类型，其中800～1 000 Hz和1 600 Hz为气流噪声中的空腔模态共鸣声，考虑采用在排气通道上增加消声器进行改善[4-6]。3 150～4 000 Hz频段一般认为是气缸压缩过程产生的噪声，通常采用消声孔的方式进行抑制[7-9]。压缩机单体显著偏高的5 000 Hz频段噪声则需要通过优化电机的方式进行抑制。消声器的消声量和消声频段采用声学有限元方法进行分析，相比解析解精度更高。计算主要基于亥姆霍兹方程[10-11]：

图8 压缩机单体噪声和空调噪声对比

式中：k为波数，k=ω/c=2πf/c；ω为声波角频率，ω=2πf，Hz;f为声波频率；p为声压场函数，Pa；ρ0为密度，kg/m3；q为质点振动速度场函数，m/s。

通过定义边界条件，求解亥姆霍兹方程，即可得到消声器的声场分布。再通过进出口的声压计算消声器的传递损失：

式中：Si为消声器进口面积，m2；S0为消声器出口面积，m2；Pi为消声器入口声压，Pa；P0为消声器出口声压，Pa；c0为介质声速，m/s；vi为消声器入口质点振动速度，m/s。

通过对图9所示排气扩张式消声器进行结构优化，使其在800～1 000 Hz有明显的消声效果，如图10所示。另外在气缸的排气通道上增加如图11所示的排气亥姆霍兹消声孔，针对3 150～4 000 Hz频段噪声的消声量如图12所示。

图9 排气扩张式消声器结构图

图10 排气扩张式消声器改进前后消声量

图11 排气亥姆霍兹消声孔结构图

图12 排气亥姆霍兹消声孔消声量

3 实验验证

应用优化后的消声器和排气消声孔，以及复合材料消声棉，空调整体噪声下降明显。空调室外机噪声更是有明显的改善，如图13所示。

4 结论

图13 空调室外机噪声改善前后对比

通过对变频空调压缩机噪声问题进行深入分析，获得压缩机单体噪声和空调噪声之间的量化关系，针对性地找出了压缩机对空调室外机影响较大的噪声频段。再通过一系列试验和分析，确定了噪声源和传递路径等噪声特性，从声源、传递路径和声辐射三个维度进行分析并优化压缩机结构，利用仿真计算提高产品的开发效率，最终大幅降低空调的整体噪声水平。

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Through experimental studyon the quantitative relationship between noises generated bythe compressor itself and by the air-conditioner it is found that noise generated by the compressor has obvious selectivity characteristic when it circulates in the air conditioner.By three-dimensional analysis involving sound source, transmission path and sound radiation,it is confirmed that the selection characteristics is correlated significantly with the acoustic radiation characteristics of the compressor body,while the acoustic radiation characteristics is closely related to the characteristics of the sound source of the compressor.When the specific frequencies of the compressor noise are optimized via simulation analysis and sound insulation properties of air conditioner is improved,the overall noise of air conditioner is reduced dramatically.

空调器；压缩机；噪声；消声

Air Conditioner；Compressor；Noise；Noise Elimination

TH122；TB535

A

1672-0555（2016）03-040-04

2016年4月

毛开智（1984—），男，本科，工程师，主要从事压缩机设计工作