空调压缩机噪声控制研究

傅亮，夏博雯，黄磊，杨涛，罗竹辉，贺才春

（株洲时代新材料科技股份有限公司湖南株洲412000）

空调压缩机噪声控制研究

傅亮，夏博雯，黄磊，杨涛，罗竹辉，贺才春

（株洲时代新材料科技股份有限公司湖南株洲412000）

针对某空调压缩机的噪声问题，开展系统的噪声控制研究。根据空调压缩机噪声产生机理，对压缩机进行噪声测试分析，针对其噪声特性开展噪声控制方案设计；对三种不同降噪方案进行SEA声学仿真分析，选择降噪方案二为最优降噪方案并实施，测试结果表明空调机组各测点的实际降噪量达3 dB(A)～6 dB(A)，其中，靠近压缩机的测点2降噪量为5.3 dB(A)，表明降噪方案有效。

声学；空调；压缩机；噪声控制；降噪；SEA声学仿真

在日常工作与生活中，空调与人们息息相关，随着生活水平的提高，人们对空调的要求也在转变，从早期的功能性需求到如今的品质型需求，空调行业也在不断进行产品与技术更新。由于人们对空调产品的声舒适性非常关注，空调厂家也开始重视空调的噪声指标，低噪声也逐渐成为空调市场竞争力的重要指标之一。

压缩机是空调系统的心脏，其噪声对空调总体噪声贡献显著，因此，压缩机的噪声控制也成为目前空调噪声控制的重点。目前压缩机噪声控制措施包括主动降噪与被动降噪，主动降噪主要是指通过对压缩机的结构进行改良以降低噪声，主要包括：阀片的优化设计[1–2]、内部气体管道的消振、内部消声器的优化设计、压缩机壳体的优化设计[3]和气液分离器的优化设计[4]等；被动降噪是指根据压缩机噪声传递路径降低噪声的方法，主要包括：压缩机隔声降噪[5]、压缩机壳体的阻尼减振[5]、压缩机机舱吸隔声降噪处理和压缩机机舱管路阻尼减振等。

以某空调压缩机为研究对象，分析其噪声产生机理，进行噪声测试与分析，针对测试结果设计噪声控制方案，通过仿真分析优选出一种方案并进行了实施，并开展相关验证实验。

1 噪声特性测试与分析

1.1 压缩机噪声产生机理

空调机组的主要噪声源为风机和压缩机。所研究的空调机组压缩机为容积型回转式，其噪声主要包括机械噪声、电磁噪声和气动噪声[6]，其产生的原因和传播途径可由图1描述。

1.2 压缩机噪声特性测试分析

（1）测试工况与测点布置

在空调机组中，压缩机不能单独运行，需要开启风机。为获取压缩机的噪声特性，将压缩机运行频率调至最高80 Hz，将风机运行频率调至最低30 Hz，以减小风机噪声对压缩机噪声测试的影响，故实验设置了如下两种工况：工况1为仅风机运行，运行频率为30 Hz；工况2为风机与压缩机同时运行，风机运行频率为30 Hz，压缩机运行频率为80 Hz。

图1 空调压缩机振动噪声机理和传递途径

根据空调机组与压缩机机舱结构特点，在空调机组前、左、后、右四个方位布置4个噪声测点，距地面高1.2 m，如图2所示。

图2 噪声测点布置情况

（2）测试结果分析

测试得到两种工况下各测点的总声压级如图3所示。

图3 各测点总声压级

由图3可知，风机低速运行情况下，压缩机开启后整机噪声提高了9 dB(A)～17 dB(A)，风机低速运行时，压缩机噪声为空调机组的主要噪声源。

测点2靠近压缩机且远离风机，能较好反映压缩机噪声特性，其声压频谱如图4所示。

可以看出压缩机噪声的主要频率集中在500 Hz以上的中高频，在160 Hz处噪声突出，该频率对应压缩机工作频率的2倍。

图4 测点2噪声频谱

2 噪声控制方案设计

噪声控制措施有三种：声源控制、传递路径控制和保护接受者[7]。文中主要从传递路径方面开展噪声控制方案的设计。

2.1 噪声控制方案设计

总体噪声控制措施包括以下两个部分，第一为压缩机表面的隔声处理，第二为压缩机机舱的吸声降噪处理。下面将对各措施进行分述。

（1）压缩机隔声降噪

根据压缩机的噪声特性，选择吸隔声复合隔声罩对压缩机进行隔声降噪，如图5所示。

图5 压缩机吸隔声复合隔声罩声学结构

结合实际空调机组结构和安装空间，设定隔声罩总厚度为12.5 mm。其中，隔声层选择面密度为2.89 kg/m2、厚度为2.5 mm的隔声材料，吸声层选择面密度为300 g/m2的吸声材料，厚度为10 mm。

（2）压缩机机舱吸声降噪

考虑到压缩机机舱是封闭的，且压缩机作为一个最主要的噪声源，其噪声在压缩机机舱内部将多次反射形成混响。混响声能与直达声能叠加将使机舱内部的噪声升高。此外，机舱壁板为钢板，内壁未采取任何声学处理，因此，选择在压缩机机舱壁板铺设吸声材料以降低机舱内部混响声能，从而降低压缩机经由机舱壁板向外传递的噪声。

为了避免铺设的吸声材料与机舱内部的上下管路和电器元件形成尺寸干涉，在压缩机机舱前壁板中部、后壁板与左壁板铺设厚20 mm、面密度为500 g/m2的吸声材料，其吸声曲线如图6所示，该吸声材料在中高频具有较好的吸声性能。

图6 壁板吸声材料的吸声系数

（3）系统降噪方案

根据以上分析，提出三种组合形式的系统降噪方案，如表1所示。

表1 系统降噪方案

2.2 降噪效果预测

由于压缩机噪声主要为500 Hz以上中高频的宽频噪声，为了预测上述三种降噪方案的降噪效果，选择在VA One软件中利用SEA（Statistic Energy Analysis，统计能量分析）方法对以上降噪方案进行仿真分析预测，对比各方案的降噪效果，选择最优降噪方案。

根据空调实际情况与噪声控制方案，建立SEA仿真分析模型，如图7所示，主要包括面板子系统、SIF子系统和声腔子系统，共10个子系统，各子系统的结构属性如表2所示。

图7 SEA模型

表2 压缩机机舱子系统划分及其结构性质

由于实验将风机调至较低转速，风机噪声对空调整机噪声影响较小，仿真模型不考虑风机机舱。同时，将压缩机机舱不规则板件简化成规则的平板，将隔声罩及机舱内部降噪处理部位通过（Noise Control Treatment，NCT）方式加载在各子系统上。

压缩机噪声为压缩机机舱最主要声源，故忽略管路噪声影响，仿真模型不考虑管路。同时，在压缩机机舱内部创建压缩机声腔，并在该声腔中添加压缩机在80 Hz运行频率下的声功率作为声激励，压缩机声功率主要集中在800 Hz以上的中高频。

仿真模型中只有一个评价点，由于主要考察压缩机的噪声控制情况，实际测试中测点2离压缩机最近，故选取的评价点位置与测点2一致，具体如图7(a)所示。

通过分析计算得到不同降噪方案在评价点处的降噪量，如表3所示。

表3 不同方案的降噪量/dB(A)

其中，方案二与方案三的降噪量相当，较方案一的降噪效果有较大提升，降噪量增加约1.7 dB(A)。方案二所用的材料比方案三少，因此选取方案二作为实际噪声控制方案，方案二在评价点处的降噪量随频率的变化如图8所示。

3 降噪方案实测效果验证

针对上述优选降噪方案（降噪方案二），进行装机评测，如图9所示。

图8 降噪方案二在评价点处的降噪量

图9 降噪方案试装

图10 降噪方案实测与SEA仿真噪声频谱

表4 各测点的降噪量/dB(A)

从图10可以看出，由于SEA方法主要适用于中高频声学仿真，所以降噪方案实测与SEA仿真的噪声频谱在800 Hz以上比较接近，在800 Hz以下相差稍大。

从表4中可以看出，降噪方案实施后，各测点噪声值有3 dB(A)～6 dB(A)的降低，总体噪声控制方案效果理想。其中，由于测点2与仿真评价点对应，降噪量的实测值和仿真值分别为5.3 dB(A)与5.5 dB (A)，两者相差0.2 dB(A)，表明仿真模型和分析结果正确。

4 结语

针对空调压缩机的噪声问题开展系统噪声控制研究。通过噪声特性测试发现压缩机噪声频率集中在500 Hz以上，据此设计了三种噪声控制方案并进行SEA声学仿真分析，选择降噪方案二（压缩机隔声降噪+机舱左、后壁板吸声降噪）为最优噪声控制方案并实施，测试结果表明空调机组各测点的降噪量为3 dB(A)～6 dB(A)，降噪方案有效；其中，靠近压缩机的测点2与仿真评价点对应，降噪量的实测值和仿真值分别为5.3 dB(A)与5.5 dB(A)，两者相差0.2 dB(A)，表明仿真模型和分析结果正确有效。

[1]韩海晓，何志龙，彭强强.全封闭冰箱压缩机噪声控制研究综述［J］.流体机械，2012，40(1)：35-40.

[2]季晓明.往复式冰箱压缩机噪声分析及控制方法综述［J］.噪声振动与控制，2007，27(1)：17-20.

[3]季晓明.润滑油对压缩机壳体噪声辐射影响的数值分析［J］.应用声学，2007，26(4)：213-217.

[4]赵志军.冰箱用全封闭压缩机噪声分析与降噪措施的探讨［J］.流体机械，2004，32(12)：47-49.

[5]彭志军.风冷式热泵机组降噪分析与研究［D］.广州：华南理工大学，2010.

[6]魏君泰.空调压缩机降噪研究［D］.天津：天津大学，2012.

[7]盛美萍，王敏庆，孙进才.噪声与振动控制技术基础[M].北京：科学出版社，2010：67-68.

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，硕士，主要研究方向为噪声与振动控制。E-mail:fuliang0808@126.com