定速旋转式压缩机拍频声分析与改善

叶容君 陈涛 尹诗华

广东美芝制冷设备有限公司 广东顺德 528300

1 引言

当前家用空调市场主要有定速、变频两大类旋转式压缩机，性能、成本、噪声是衡量压缩机好坏的三大重要指标。定速旋转式压缩机用电机一般都是异步电机，即转子的旋转角速度和定子磁场旋转的角速度不同步，存在转速差，所以在定速旋转式压缩机中存在与转速差有关的拍频振动或噪声[1]。赵小龙、章力源等[2]详细分析了异步电机产生拍频振动的机理以及在诊断电机故障中的应用；赵晴、贾民平等[3]通过对回转式机械中拍频振动信号进行采集，求得拍频附近谱线的综合幅值以确定拍频故障报警阈限。单建奋[4]对转差法、转差频率法及转差线圈法三种方法测试异步电机转差率的测试精度分析得出转差率越小，转差线圈测试法测试精度越高的结论。

本文针对某型号存在明显嗡嗡声现象的定速旋转式压缩机，进行分析和改善，以期提升该空调系统外机的声品质。

2 拍频振动和噪声的现象

2.1 问题描述

某客户采用我司某型号压缩机开发北美向单冷机系统过程中，反馈开机运行时系统有明显的、时高时低的嗡嗡声，主观听感差，严重影响该空调系统外机的声品质。对室外机噪声及压缩机振动进行测试，具体的测试步骤及方法如下：

a) 测试工况为（室内：干球27℃/湿球-；室外：干球30℃/湿球-），内机开制冷17℃高风稳定运行半小时以上；

b) 采用西门子便携式型号SC-XS06-E硬件数据采集前端、GRAS 46AE型号声级计、PCB 356A32型号ICP振动传感器，软件是西门子LMS test. lab；其中声级计放在距离外机右侧板中心0.5 m处测试噪声；完成噪声采集后，拆开外机面板和压缩机隔音棉对压缩机本体振动进行测试。

室外机靠近压缩机侧噪声测试时域信号如图1所示，时域信号特征表明该信号含有一定的调制成分，时域信号的1/3倍频程谱和傅里叶变换线谱分别如图2、图3所示。从图2中可知，在125 Hz、160 Hz、200 Hz处存在明显的噪声峰值，具体对应FFT线谱频率成分是116 Hz、120 Hz、174 Hz、178 Hz（如图3）。对图1的噪声原始时域信号进行低通和带阻滤波分析，确认影响主观听感的嗡嗡声的问题频段是174 Hz、178 Hz，且174 Hz/178 Hz对应的噪声峰值分别是57 dB/61 dB，频率相近且噪声峰值大小相近，所以基本可判断该嗡嗡声是174 Hz和178 Hz拍频振动导致的拍频噪声。

图1 噪声信号时域图

图2 噪声信号1/3倍频程图

2.2 拍频现象

当两个幅值和频率相近的简谐波进行叠加时，会出现幅值忽高忽低的现象，也就是所谓的“拍”现象。假设信号y是由两个频率相近的简谐波信号y1和y2叠加而成，则：

图3 噪声信号FFT谱线图

图4 压缩机振动测试布置点示意图

其中：A1、A2是振动幅值，t为时间，ω是转频，Δω相对ω而言是一个微小分量，则：

由式（4）可知，信号y是由两部分组成，其中第一部分和第二部分都是拍频振动，仅振动幅值大小不同，则叠加后的信号y也是一种拍频振动。

3 嗡嗡声理论分析及改善

3.1 结构振动噪声理论分析

相关研究结果表明，结构振动辐射噪声的声功率与振动表面法向速度均方值满足如下关系：

其中：W为表面辐射声功率；σ为声辐射效率；ρ为声辐射场中媒质密度；c为声辐射场中媒质声速；ρc为媒质的特性阻抗；s为振动声源的表面积；为振动表面法向速度均方值。声辐射效率σ(0≤σ≤1)[5]反映了结构振动辐射声音的能力，它与结构的形状、材质、质量等因素有关，对于复杂形状的结构振动声源，很难有具体的数学表达式。

假设结构声源简谐波振动，则振动位移x、速度v、加速度a表达式分别为：

则声辐射功率W与振动位移、速度、加速度的关系表达式为：

由以上表达式可知，结构振动与辐射声功率有如下基本规律：（1）相同振动表面积的辐射声源，相同振幅则振动频率越高辐射的声功率越大；（2）相同振动表面积的辐射声源，相同振动频率则振幅越大辐射的声功率越大；（3）相同振幅、相同振动频率的辐射声源，振动声源的表面积越大则辐射的声功率越大。

3.2 嗡嗡声激励源分析

对搭载系统的压缩机本体（图4中点1/2/3）、储液器回转上中下（图4中点5/6/7）、储液器径向上中下（图4中点8/9/10）、储液器顶部（图4中点4）位置布置振动加速度传感器进行振动测试，测试点基频及倍频振动值大小如表1、表2所示。从测试数据可知，压缩机本体和储液器上均存在174 Hz和178 Hz的振动，振动峰值基本在0.5 m/s2～2.5 m/s2之间，说明压缩机本身存在174 Hz和178 Hz的振动激励源。

表1 本体部测点基频及倍频振动值大小

表2 储液器部测点基频及倍频振动值大小

该定速旋转式压缩机主要由异步电机和机械部两大部件组成。而在异步电机中，转子的旋转角速度与定子磁场旋转角速度是异步的，有一较小的差异存在。这一差异与电机的转差有关，所以在异步电机中总是存在与转差有关的拍频振动，且拍频频率f2满足如下关系：

其中：f为电网供电频率；s为转差率，且是压缩机转子的旋转频率。

已知该空调产品目标销售市场为北美，电网的供电频率f=60 Hz，从表1、表2中振动信号可知压缩机转子的旋转频率f1=58 Hz，则转差率，拍频频率f2=4 Hz。故产生嗡嗡声的两个频率成分是压缩机转频的三倍频174 Hz以及三倍频与拍频频率f2发生调制现象产生178 Hz。

拍频振动在定速旋转式压缩机中普遍存在，从前文的振动与噪声理论分析知，这种低频振动主要影响压缩机中异步电机的振动大小，而噪声的能量很小，在A计权的噪声级中几乎可以忽略不计。搭载系统后产生影响主观听感的明显嗡嗡声，与系统钣金面板的辐射面积有一定的相关性。对系统外机的钣金面板进行振动测试发现后面板在174 Hz/178 Hz频段存在明显振动峰值。振动幅值大小（如图5）与压缩机本体振动相当，说明系统管路对该频段振动无衰减作用。

图5 后面板振动测试频谱

图6 系统吸排气管道示意图

3.3 嗡嗡声问题的整改

已知后面板的振动传递路径为：压缩机—系统管道—后面板，用有限元分析软件ANSYS Workbench对该空调系统的回气管道和排气管道（系统吸排气管路示意图如图6）进行约束模态仿真分析[6]，过程如下：

a) 仿真模型建立：在三维软件中将压缩机简化为刚体，吸排气管为铜，材料参数压缩机为钢材料，密度ρ=7850 kg/m3、泊松比u=0.33、弹性模量E=2.1×1011N/m2，铜材料密度ρ=8940 kg/m3，泊松比u=0.34、弹性模量E=1.23×1011N/m2。

b) 网格划分：在ANSYS Workbench中modal模块中采用自动网格划分方法进行划分。

c) 边界条件的设定：排气管一端与压缩机排气口采用绑定（bonded）约束、另一端（与换热器连接）采用固定约束（fixed support）；回气管一端与压缩机回气口采用绑定（bonded）约束、另一端（与低压阀连接）采用固定约束（fixed support）。

d) 仿真模态求解。

仿真求解前六阶的模态频率和振型，计算结果见表3。其中排气管道第三阶模态频率178 Hz，由共振原理知，拍频频率174 Hz/178 Hz在第三阶共振区内。通过对排气管优化（优化方案：排气管竖直长度优化+第三阶共振节点弯位的角度优化），优化后仿真模态频率计算结果如表3，振型计算对比如图7所示，第三阶模态频率升高到206 Hz，基本错开了拍频频率。

表3 管道结构前6阶固有频率值

图7 排气管优化前后第三阶振型对比

通过对排气管优化后的样机进行实验验证改善效果，排气管优化前后的后面板振动（如图8所示）和靠近压缩机侧噪声测试频谱对比（如图9所示）。

排气管优化后的样机后面板振动在174 Hz、178 Hz频段的振动幅值改善明显，靠近压缩机侧噪声在该频段上噪声值大幅度降低，噪声频谱无明显峰值，主观听感上无嗡嗡声。

图8 后面板振动对比

图9 噪声信号1/3倍频程谱对比

4 结论

通过分析得出，该空调系统嗡嗡声是压缩机的拍频振动（174 Hz/178 Hz）与系统排气管道第三阶模态频率共振放大导致系统后面板振动辐射拍频噪声。最终通过对排气管优化改变其固有频率，从而与压缩机拍频振动频率错开，消除了嗡嗡声。

异步电机由于转子的旋转角速度与定子磁场旋转角速度存在转速差导致拍频振动，从电机本身出发去减小这种拍频振动就必须消除诸如转子加工及安装的偏心、转轴弯曲、转子的不平衡等引起的转子动偏心。

本文对定速旋转式压缩机搭载空调系统后产生的拍频噪声机理进行分析及改善，可为后续定速机型开发提供参考。