空气源热泵外机低频噪声源识别及优化

万葛亮 郭开波



空气源热泵外机低频噪声源识别及优化

万葛亮 郭开波

（苏州大学机电工程学院 苏州 215000）

以某型空气源热泵外机为例，测试和分析了外机噪声频谱数据，结合滤波回放技术，确定了低频噪声频率。利用模态测试和声源识别技术，确定了机组外机低频噪声产生的主要原因。根据分析结果对机组外机壁板进行了优化和改进，并对整改后的机组外机进行了试验测试。结果表明，优化后的机组外机低频噪声有了明显改善，为热泵及空调机组外机低频噪声源识别及控制提供了一种有效方法。

空气源热泵；滤波回放；低频噪声；模态测试；声源识别

0 引言

近年来随着北京煤改电项目的不断进展，全国各地，特别是北方地区陆续加入煤改电大军，一时间华夏大地悄然地进入一个新能源时代。毋庸置疑，空气热泵在这次煤改电项目中一马当先，为我国环保事业做出了不可磨灭的贡献，为祖国的蓝天描上了浓重的一笔。空气源热泵以空气为热源利用少量电能实现制热循环以及空气调节功能，同时具有节能、环保、安全等显著特点[1,2]。由于空气源热泵的使用，带来能源节省、环保的同时，也带来了噪声污染问题，尤其是低频噪声问题，低频噪声因其波长长，具有较强的穿透力，长期在低频噪声污染下，对人们的身心健康会造成严重影响[3]。因此，对空气源热泵噪声的治理显得尤为重要。

目前，空气源热泵的噪声治理处于起步阶段，大多的降噪方案还借鉴空调减振降噪的经验。本文针对某空气源热泵，介绍了其工作原理，利用NVH试验分析技术对样机进行了测试与分析，确定了引起低频声的主要频率。结合模态试验技术和声源识别技术，锁定了产生低频噪声的主要根源。根据分析结果对机组壁板进行了优化与改进，并对优化后的机组进行了噪声测试，发现改进后的机组低频噪声得到了较大的改善。结果表明，通过声源识别和模态试验技术，准确地找出了产生低频噪声的根本原因，对结构进行了合理的优化与改进，解决了该型空气源热泵机组的低频噪声问题，为低频噪声的分析与控制提供了有效可行的方法。

1 空气源热泵机组结构与工作原理

空气源热泵是以空气为热源，通过吸收空气中的热量来加热冷水的机器。内部主要有四个核心部件：压缩机、冷凝器、膨胀阀、蒸发器，其中压缩机主要是将回流的冷媒进行压缩，排出高温高压的气体；冷凝器主要是将压缩机排出的高温高压气体进行冷却，发生相变进行换热，实现对水进行加热；膨胀阀主要对冷凝器出来的高压液体进行节流降压，使部分媒介气化，变成低温低压的湿蒸汽；蒸发器主要是将膨胀阀出来的低压媒介进行蒸发变成气态，吸收空气中大量的热[4]。

空气源热泵的工作原理与空调原理有一定相似，应用了逆卡诺原理，通过吸收空气中大量的低温热能，经过压缩机的压缩变为高温热能，传递给循环水，对水进行加热，实现空间制热[5,6]。整个过程是一个能量转移的过程，而不是一个能量转换的过程。

2 机组低频噪声源分析与识别

2.1 机组低频异常频率确定

本文研究对象机组以某型空气源热泵为例，压缩机工作电频率为50Hz。在半消声室对机组展开声压试验研究，传声器测点布置依据JB/T 4330- 199《空调机(器)噪声声压级的测量》执行，利用频谱分析初步判断异常噪声所在频带，测试所用传声器布局如图1所示。

图1 传声器布置情况

本试验采用的仪器有LMS SCADAS Ⅲ数采前端、PC工作站电脑、PCB声压传感器、BNC导线和工具等，试验数据处理分析在LMS Test.Lab 10B中完成。

机组运行在50Hz工况下，测试机组在该工况下的声压，机组前、后、左、右四个传声器频谱结果如图2所示，各测点声压值及峰值频率如表1所示。

图2 测点声压频谱图

表1 测点声压值及峰值分布（单位：dBA）

从声压频谱数据及峰值分布情况来看，前、后、左、右四个测点中，机组后方测点声压总值最大，其次是机组右方测点；从每个测点声压频谱中可以看出，98Hz处幅值最大，其中机组后方测点处的98Hz幅值最大。从现场听感来说，也是机组后方的低频声较明显，与测试结果吻合。

以机组后方声压测试数据为研究对象，利用Sound Diagnosis后处理工具对声压时域数据进行98Hz滤波处理，对处理后的时域数据进行试听，对比发现滤波后低频声明显削弱，结合以上分析初步断定该机组的低频声主要是由98Hz贡献的。

2.2 机组低频噪声源识别

为进一步确定98Hz低频噪声来源，对此机组展开了声源定位试验分析，结合上文机组前、后、左、右测点声压情况，重点对机组后侧和右侧两块壁板进行网格划分，利用声压传感器逐一测试网格对应点声压，传感器距离壁板统一控制在30cm，提取每个测点98Hz处的幅值，利用Matlab对系列声压数据进行后处理分析，对应的声压云图如图3所示。从声压云图中可以看出，机组后壁板幅值都较大，尤其是靠近压缩机区域，这也说明了98Hz的激励源来自于压缩机，压缩机在该频率的振动通过中间路径传递给机组壁板，最后通过壁板向外辐射噪声。

（a）机组右侧

（b）机组后侧

图3 声压云图

Fig.3 Sound pressure cloud map

2.3 有无机组后壁板对比

机组后壁板既是一个隔离体也是一个扬声器，它能隔离机组内部部分98Hz的噪声，同时机组内部的98Hz噪声和振动传递给机组后壁板，机组后壁板进而向外辐射噪声，为了确认机组后壁板对98Hz噪声有无放大作用，对此机组进行了有无后壁板对比试验，考虑到声压指向作用，只进行了机组后方声压对比，两种状态下的声压测试结果如图4所示，从声压频谱对比中可以看出机组后壁板拆除后98Hz处声压幅值反而降低，该结果说明了机组后壁板对98Hz处噪声进行了放大。

图4 有无后壁板声压对比

2.4 机组后壁板模态试验

上述有机组后壁板对比试验证实后壁板对98Hz噪声进行了放大，为了进一步确认是单纯强迫响应导致还是共振引起，对该机组后壁板进行了模态测试。

试验采用的仪器有LMS SCADAS Ⅲ数采前端、PC工作站电脑、脉冲力锤、力传感器、PCB三向加速度传感器、BNC导线和工具等，试验数据处理分析在LMS Test.Lab 10B中完成。

在软件模块中建立机组后壁板的几何框架模型，系统参考坐标系Y从机组左侧指向右侧，坐标系Z指向机组顶部。考察机组壁板X向振动模态，分别在机组后壁板中部区域布置三个三向加速度传感器，对机组后壁板进行五行五列划分，总共25个测点，试验采取单点激励、多点拾振的方式获取频响函数矩阵的列向量，现场测试图片如图5所示。

图5 模态测试现场图

具有自由度的系统运动，其振动微分方程可描述为：

对（1）式两边傅里叶变换，有：

可得：

点激励在点测量的频响函数可表示为：

式中：M为模态质量；C为模态阻尼；K为模态刚度；为各阶模态振型。

根据动力互易定理，只需要测量频响函数矩阵的某一行或某一列元素便可以得到一组完整的模态振型。测试中为了减小共振附近处的噪声，可通过功率谱密度函数来求得系统的频响函数，即：

式中：G为输出的自功率谱；G为输入输出的互功率谱。

通过该方法，频响函数的测量在经过多次平均后，会得到较高的置信度，有利于模态参数的识别。

对实测频响函数进行集总处理，采用PolyMax（多参考最小二乘复频域法）算法识别横梁总成的模态参数，其包络稳态图如图6所示。

图6 模态稳态图

分析模态测试结果，发现机组后壁板在97.5Hz有阶模态，该阶模态振型如图7所示。根据模态测试结果，机组后壁板对98Hz的放大作用主要是由于机组后壁板在98Hz附近存在固有频率，发生了共振所致。

图7 97.5Hz后壁板振型

3 结构优化改进与实验验证

通过上文系统性的试验测试与分析热泵机组低频噪声问题，确认了低频噪声主要是由于压缩机工作激励激起了机组后壁板固有模态所致，据此机组优化的首要目标是避免共振，对机组后壁板进行结构优化，将机组后壁板固有模态频率避开压缩机激励谐频。

模态主要受刚度、质量和阻尼控制，其中刚度一般用于低频控制区域，阻尼用于中频区域控制，质量用于高频控制区域[7]；鉴于本例中问题集中在低频区域，所以对机组壁板的优化主要思路是提高刚度，主要提出如下两个改进方案：一是在原机组壁板的基础上进行添加加强筋处理，以提高刚度，移开共振频率，降低振动响应，以减小壁板声辐射；二是将机组后壁板重新设计成百叶窗形式。该设计有三个优点：一是百叶窗形式的折痕类似于加强筋，提高了壁板的刚度，能达到移开固有频率，避免共振的效果，二是由于其辐射面积较远壁板小，向外辐射能量减小，三是后壁板百叶窗形式的设计，破坏了机组底部封闭空腔的环境，避免了产生声腔共振的可能。

图8 整改前后频谱对比图

分别对两种改进的机组后壁板进行模态测试，两种方案97.5Hz固有频率都有提高，都避开了共振频率，其中方案一提高到109Hz，方案二提高到121Hz，从模态测试结果来看，方案二后壁板刚度增加较多。通过声压测试对比发现，两种方案在98Hz处幅值都有所降低，其中方案二降低最多，98Hz处幅值由原来的51.7降低到27.3，降低非常明显，两种方案声压测试结果如图8所示。

通过对机组后壁板进行结构优化，避免共振，尤其方案二效果非常明显，很好地解决了机组98Hz的低频噪声问题。

4 结语

针对某机组在运行状态下低频噪声突出，现场听感较差的现象，本文通过对机组运行状态下前、后、左、右四个测点声压频谱数据进行分析，并结合频率滤波回放技术确定了导致机组低频声突出的频率；利用噪声源识别技术和模态实验确定了产生98Hz低频噪声的原因；根据机组后壁板存在的问题，提出了两种优化改进方案，最后实验验证表明方案二改善非常明显，很好地解决了该机组低频噪声问题。

本文系统的分析方法对解决不同的热泵及空调噪声问题具有一定的实际意义和应用价值。

[1] 金成舟,方炳南,陶亚萍,等.空气能热泵在宾馆集中供热系统中的应用[J].能源与环境,2013,(3):53-53.

[2] 周峰,马国远.空气能热泵热水器的现状及展望[J].节能,2006,25(7):13-16.

[3] 李武.家用中央空调噪声分析及噪声控制标准研究[J].制冷与空调,2015,35(1):80-82.

[4] 廉乐明,李力能,吴家正,等.工程热力学（第四版）[M].北京:中国建筑工业出版社,1999.

[5] 强生,传热学,保荣,等.高等传热学:热传导和对流传热与传质[M].上海:上海交通大学出版社,1996.

[6] 许忠良.浅谈空气能热水器的应用[J].工程与建设,2012,26(2):227-228.

[7] 沃德·海伦,斯蒂芬·拉门兹,波尔·萨斯.模态分析理论与试验[M].北京:北京理工大学出版社,2001.

Low Frequency Noise Identification and Optimization of Air Source Heater

Wan Geliang Guo Kaibo

( College of Mechanic and Electronic Engineering, Soochow University, Suzhou, 215000 )

For a certain type of air source heaters，the low frequency noise is determined by testing and analyzing the outdoor-unit sound pressure spectrum, combined with the filter playback technique. The main reason for the low frequency noise is found by using modal test and sound source identification technology. According to the results of analysis, the structure of air source heater is optimized and improved, and the optimized product was tested. The results show that, compared with the prototype, low frequency noise of the optimized product is well reduced. This paper provides an effective method for the analysis and control of low frequency noise of air source heater and air condition.

air source heater; filter playback technique; low frequency noise; modal test; sound source identification

TM172

A

万葛亮（1987-），男，士，E-mail：reader_1_2017@163.com

2017-10-29

1671-6612（2018）05-497-05