基于供油优化的双螺杆压缩机降噪试验研究

杨胜梅 ，欧阳华 ，吴亚东 ，王 利 ，俞正祥

（1.上海交通大学 机械与动力工程学院，上海 200240；2.江森自控亚洲工程中心，江苏无锡 214028；3.燃气轮机和民用航空发动机教育部工程研究中心，上海 200240）

0 引言

半封闭双螺杆压缩机，因其结构紧凑、维护方便等优势被广泛应用于制冷系统中。随着现代设计技术和先进制造技术的发展，在双螺杆压缩机结构、声学、流体等方面，国内、外学者已经做了很多研究和设计应用工作［1-7］，螺杆压缩机及其系统的振动可靠性已达到可控的水平，但随着产品竞争的加剧和市场需求的提升，噪声作为螺杆压缩机开发的一个重要指标越来越受到关注，业已成为决定产品核心竞争力的关键因素。进一步控制和降低振动噪声、实现压缩机本体及其系统的低噪声应用，是螺杆压缩机技术发展所面临的一个新的挑战。

研究表明油循环量的增加可以衰减螺杆压缩机的排气噪声能量［8-9］。润滑油供给系统是制冷双螺杆压缩机必不可少的配置，增大循环油量，还可以进一步改善轴承润滑、间隙密封，但由于油中溶解的制冷剂气体闪发会减少制冷剂的系统循环量，同时带来更多的轴承搅动损失和螺杆转子的黏性损失，会直接影响压缩机的效率。因此，为了获得尽可能高的性能，往往会将油循环量设计优化在压缩机密封、冷却及润滑的最低水平量以上。而针对改变供油参数并增大油流量后，获得压缩机体振动、噪声衰减的同时关注性能变化、甚至提升性能的研究报道则甚少。

本文根据螺杆压缩机机体辐射噪声的产生机理，选取最容易识别并具有代表性的压缩机体振动响应，通过试验的方法，研究了供油口位置、供油分配比例及总供油量的变化对某型号螺杆压缩机机体振动和性能的影响，识别出主要影响因子。选取出2组优化的供油参数进行测试验证，获得了比较小的性能衰减量和较显著的整机噪声声压级的降低量。此项研究为充分利用供油系统的设计来降低同类型螺杆压缩机的噪声并优化性能提供了参考。

1 试验方法及试验装置

1.1 供油参数

本文在文献［8-9］研究的基础上，除了改变总供油量，还改变了供油口位置及供油分配比例，以探究这些供油参数变化对压缩机体的振动及机体辐射噪声能量的影响，从而进行供油参数的优化设计。

鉴于供入吸气轴承的油最终会与吸气侧冷媒自动混合进入螺杆工作区域，故而在本次研究中，对供油口位置参数，仅关注开设在螺杆工作腔体上的排气轴承回油口及从外部油槽直接供往螺杆腔的供油口，共5种不同的布置方案，作为因子1，如图1所示。其中，外部油入口是指外部油槽内的油引入压缩机体的外部接口。供往吸气轴承、排气轴承，以及主供油口的油分配比例作为因子2，详见表 1。

图1 供油口配置方案示意Fig.1 Schematic diagram for configuration of the oil injection port

表1 供油分配比例Tab.1 Oil distribution proportion %

基准供油参数是这台研究样机的原始设计（称为标准压缩机），其总供油量是标准压缩机的实测值，称为基准供油量。表2中“3T，7T”分别表示是基准供油量的3倍、7倍，依此类推。压缩机单体试验总供油流量的变化是通过试验台专门配置的变频油泵来进行调节的。用于机组验证时，是通过调配固定节流孔塞的直径，来实现所期望的供油分配及总供油流量，此节流孔塞的直径配置先期已由CFD仿真及压缩机台位测试共同确定好。

表2 DOE试验参数汇总Tab.2 Summary of the DOE test parameters

1.2 振动、噪声测点

1.2.1 压缩机振动测点

螺杆压缩机的壳体结构在空气中的辐射噪声能量，可以应用下式进行估算［10］：

式中 Ps——辐射声功率，W；

ρ ——空气密度，kg/m3；

c ——空气中的声速，m/s；

v —— RMS振动速度，m/s，此值是压缩机座体外表面任意小区块面积Ss上的均方根振动速度的平均值；

Ss——表面积，m2；

σ——噪声辐射因子。

从而可根据下式计算得到压缩机体辐射噪声的声功率级Lw：

式中 P0—— 基准声功率，W，是1 000 Hz纯音的听阈声强10-12W/m2对应的单位面积声功率，P0=10-12W。

以上理论公式表明，压缩机壳体辐射噪声量可以通过振动速度数据来进行估算。基于螺杆压缩机机体辐射噪声的产生机理，本次研究选取最易识别且具有代表性的压缩机体振动作为响应量进行DOE的测试分析。螺杆压缩机体轴承部位是转子系统机械运动产生的机械激励力的直接作用区域，此处振动不仅能反映压缩机运动部件的状态，还能体现内部流体力及机械激励力双重变化下带来的影响。因而在压缩机的阴、阳转子吸气、排气轴承对应机体的相应位置，分别布置了轴向、径向的振动测点，如图2所示。

图2 压缩机轴承振动测点位置示意Fig.2 Schematic diagram of vibration measuring point locations on the bearing of the compressor

压缩机表面振动测点如图3所示。其中电机座、转子座、排气座及滑阀活塞油槽座体分别沿轴向被分成图示的多个区域：A1-A5，B1-B5，C1-C4，D1-D4。然后在每个纵向分区处，沿周向均布8个测点。滑阀活塞油槽两端法兰面上的空心星标示处为离散的振动测点位置。

图3 压缩机表面振动测点位置示意Fig.3 Schematic diagram of vibration measuring point locations on compressor surface

1.2.2 机组噪声测点

机组噪声声压级验证测试，测点布置如图4所示。噪声测点离机组表面水平距离1 m，位于机组底脚下平面上方1.5 m；测点3#、7#、11#及15#是关键点，分别位于机组四周的中心位置［11-17］。

图4 机组噪声测点位置示意Fig.4 Schematic diagram of noise measuring point locations of the chiller

机组噪声声压级Lp用下式进行计算：

式中 Lp—— 机组周围所有噪声测点声压级的平均值，dB；

Lpi—— 噪声测点 i（测点 1#～16#）处的声压级，dB；

n ——噪声测点个数。

1.3 压缩机运行参数

研究样机为50 Hz固定转速的水冷双螺杆制冷压缩机，螺杆转子为4/6齿，设计内容积比为2.1，冷媒选用R134a；若不计电机的转差率，螺杆啮合频率为200 Hz。压缩机的试验运行条件见表3。

表3 压缩机试验运行条件Tab.3 Operation conditions for operation of the compressor

本文压缩机单体试验是在江森自控（无锡）公司螺杆制冷压缩机性能试验台上完成，该测试台依据GB/T 5773—2004《容积式制冷压缩机性能实验方法》和GT/T 19410—2008《螺杆式制冷压缩机》设计并搭建。台位的性能测试重复性偏差小于2%。

2 试验结果与讨论

振动量级的变化用基于试验值的振动衰减率VR（Vibration Reduction）来描述，定义如下：

式中 v2—— DOE试验中测试得到的振动速度幅值，m/s；

v1—— 标准压缩机在基准供油量下实测得到的振动速度幅值，m/s。

阴、阳螺杆转子轴向和径向在每组数据中的振动最高者被提取出来进行DOE趋势分析比较。图5的数据显示：总油流量增大后，供油出口配置方案F13，F14，F15的阴转子侧轴向振动没有衰减，反而有所增高。

图5 供油出口位置对压缩机体振动的影响Fig.5 Influence of oil outlet location on the compressor body vibration

从图6，7可以看出，阴转子轴向振动增高主要体现在螺杆啮合频率对应的能量上，其余各阶谐波能量均有不同程度的降低；而阳转子侧的振动频谱则呈现从啮合频率开始的多个谐波能量的衰减。考察这3组配置方案，可以发现其供油出口均开设在螺杆体部位，总供油量增大后，给内部排气孔口处卸油通道增加了负荷，卸油过程中产生了一定的轴向作用力，从而抵消了润滑改善以及内部冷媒压力脉动降低带来的衰减。因而，在采用明显增加供往压缩机螺杆体部位的油流量时，最好同时考虑内部排气孔口处卸油通道的设计确认或调整。

图6 阴转子轴向振动频谱Fig.6 Spectrum of the female rotor axial vibration

图7 阳转子轴向振动频谱Fig.7 Spectrum of the male rotor axial vibration

因子2“供油分配比例”对压缩机体振动的影响如图8所示。

图8 供油分配比例对压缩机体振动的影响Fig.8 Influence of oil distribution on the compressor body vibration

从图可以看到，在7倍基准油流量条件下，2种供油分配比例对压缩机体振动的衰减效果稍有差异，随供油出口配置不同呈现不同的影响，其中方案F12对供油分配比例较为敏感。

图9示出了在不同供油方案下随总供油量的增加，压缩机阴、阳螺杆转子对应振动的变化曲线。从数据可以看出，随总油流量的增加，除了阴转子轴向振动，其余部位的振动均呈现不同程度的衰减，随供油出口配置及供油分配不同，不同方案的振动衰减幅度有些差异。总体而言，方案F11、F12对应的振动衰减优于其它方案。由此可看出：对机体振动影响的显著因子是供油口位置和总供油量，供油分配比例则影响较小。

图9 压缩机体振动变化趋势Fig.9 Changing trend of the compressor body vibration

以标准压缩机基准油量下的性能为基准点，其余方案的绝热效率与之直接相减得到图10所示的压缩机绝热效率在不同供油参数下的变化曲线。

图10 不同优化参数下压缩机绝热效率变化Fig.10 Adiabatic efficiency data of the compressor

从图中可以看到，所有方案的绝热效率均随着总供油量的增大而降低，主要源于油中溶解的制冷剂气体闪发减少了吸气流量，以及轴承的搅动损失和螺杆转子的黏性损失的增加。与标准压缩机相比，各方案性能降低程度则与供油出口位置及供油分配比例密切相关。在相同总油流量的条件下，方案F11+F21下降幅度最小，从其趋势线可以看出，将总供油量控制在基准油量的2.3倍左右时，其性能可维持与标准压缩机相当；控制在基准油量的4倍时，性能比基准压缩机下浮约0.5%；而当总油流量达基准油量的5倍时，压缩机性能下浮约1%。

综合考虑供油参数的变化，对压缩机性能的影响，以及对压缩机体振动的衰减效果，选取四倍及五倍基准油流量下的方案F11+F21分别作为优选方案1和优选方案2，用于机组进行性能和噪声变化的测试验证。

3 机组测试验证

机组性能测试参照标准ARI 550/590—2008进行。机组验证数据汇总见表4。可以看出，与原标准样机比，优选方案1可以获得机组整机声压级降低5分贝，而实测COP降低量不到0.1%；优选方案2则可获得6.5分贝的机组声压级的降低，COP的衰减约0.8%，跟压缩机单体测试的绝热效率下浮量比较接近。

表4 机组验证数据汇总Tab.4 Summary of the verification data of the chiller

图11示出机组配置优化供油方案前、后，机组噪声声压级的FFT频谱变化曲线。从图可看到，机组声压频谱能量从压缩机啮合频率的基频开始，所有高次谐波频带的能量均得到了衰减。

图11 机组噪声的频谱变化Fig.11 Changes of the chiller noise spectrum

与标准压缩机相比，采用优选方案后，压缩机机体每个部件的表面振动亦均得到了明显衰减（如图12所示），参见图12数据，从而获得了机体辐射噪声声功率数据的降低，如图13所示。压缩机机体辐射声功率的降低，同样不仅体现在压缩机的啮合频率对应的能量上，其多个高次谐波所在频带的能量也均获得了衰减。

图12 压缩机机体表面振动变化Fig.12 Changes of the compressor body surface vibration

另外，通过以下关注项对改进效果进行验证。

（1）噪声测试工况下，在冷媒液相管及蒸发器底部，分别取样进行油含量分析，得到与原标准样机同样水平的油含量数据；

（2）完成表5的测试内容，油分的油位在整个运行过程中均很稳定，压缩机轴承振动正常。

表5 机组油分验证工况Tab.5 Verification conditions for the chiller’s oil separator

结果表明试验机组的冷凝器内置卧式油分在应用如上的2组优化方案后，仍可以可靠运行。

4 结论

（1）供油口位置及总供油量，是对压缩机体振动能量衰减程度影响的显著因子，供油分配比例的影响较小；在采用明显增加供往压缩机螺杆体部位的油流量时，最好同时考虑内部排气孔口处卸油通道的设计确认或调整，以获得预期的振动衰减效果。

（2）影响压缩机性能的最显著因子是总供油量，所有方案的Ae值均随着总供油量的增大而降低，但与原始设计相比，性能变化程度则与供油口位置及供油分配比例密切相关。

（3）采用优化后的供油参数，可以有效衰减压缩机的振动、噪声能量，从而获得机组整机噪声量级的降低；而且振动、噪声能量的衰减不仅体现在压缩机的啮合频率上，所有高次谐波能量均获得了衰减。

（4）在相同总供油量的条件下，通过对供油口位置及供油分配比例进行优化配置，可以获得性能更优、压缩机振动噪声能量更低的设计方案。