应用容积可变转子压缩机的多联机空调降噪研究

施清清，赵旭敏，2，3，周伯儒，叶晓飞，丁少鹏

（1.珠海格力电器股份有限公司，广东珠海 519070；2.空调设备及系统运行节能国家重点实验室，广东珠海 519000；3.广东省制冷设备节能环保技术企业重点实验室，广东珠海 519000）

0 引言

容积可变转子压缩机可以通过变容管路中制冷剂高低压力转换，控制增容气缸滑片的制动和运行，从而实现增容气缸的卸载和工作，快速实现压缩机气缸工作容积的大幅转变［1］。多联机空调应用容积可变转子压缩机，能有效解决普通多联机空调综合能效偏低问题及制热能力不足的问题［2］，但其制热工作过程中容易出现室内机管路脉动嗡嗡噪声及室外机压缩机启动不连续撞击噪声。本文针对上述2 种噪声进行研究，并对降噪设计方案进行了试验验证，确定了降噪方案的可行性。

1 室内机噪声机理研究及方案验证

1.1 机理研究

容积可变转子压缩机搭配多联机空调，在制热工作过程中，压缩机需要双缸运行来保证较大的制热量，此时系统高压阀开启，低压阀关闭，变容管的高压源连接在油分与室内机之间［3-4］，如图1 所示。变容管中的高压制冷剂为排气管中的高压制冷剂通过油分后注入，变容管和排气管均与室内机联通，变容管中的高压制冷剂确保了滑片可以抵住滚子并做往复运动，进而控制增容气缸压缩制冷剂工作得以正常运行，其中压缩机内部结构如图2 所示。

图1 制热运行原理Fig.1 Schematic diagram of heating operation

图2 压缩机内部结构示意Fig.2 Compressor internal structure diagram

容积可变转子压缩机搭配多联机空调在制热运行过程中，室内出现不连续共振嗡嗡声，声音品质较差。通过排查发现，室内吊顶里面的制冷剂流通管路嗡嗡声明显，触摸脉冲振感较大。

在额定制热工况下，即室内侧20 ℃，室外侧7 ℃，以压缩机运行频率79 Hz 为例，对制冷剂流通管路进行近声场噪声测试，噪声频谱如图3 所示。其FFT 噪声频谱特性为79 Hz 峰值和158 Hz 峰值凸显，大小分别为31.0 dB 和24.7 dB，且凸显噪声峰值频率为压缩机运行频率的整数1，2 倍频。

图3 79 Hz 近声场FFT 噪声频谱Fig.3 Noise spectrum of near sound field FFT at 79 Hz

通过调节压缩机运行频率发现，随着频率升高，制冷剂流通管路触摸脉冲振感越强，室内共振嗡嗡声越大，且频谱上其1，2 倍频峰值增大，见表1。

表1 不同频率1，2 倍频峰值Tab.1 One or two times the peak frequency of different frequencies

经过分析，在此过程中滑片高速往复直线运动时，对变容管中的制冷剂产生反向冲击，产生的压力脉动通过变容管直接传播到室内制冷剂流通管路，激发管路振动，产生共振嗡嗡声音，压缩机运行频率越高，产生的反向冲击越大，压力脉动越大，与前面分析对应。

1.2 方案验证

基于以上现象和机理研究分析，特制定以下2 个方案进行降噪验证，方案1：关闭高压阀；方案2：优化变容管路和室内吊顶管路的相对联接位置。

1.2.1 关闭高压阀

结合现象和机理研究分析，试验确定了空调制冷剂压力脉动的噪声发生源。对测试多联机空调的高压电磁阀手动关闭处理，室内不连续共振嗡嗡声完全消失，声品质较好。根据室内机近声场FFT 测试频谱，压缩机运行频率的1，2 倍频噪声峰值分别由31.0，24.7 dB 下降为10.6，10.7 dB，改善效果非常明显，频谱如图4 所示。进一步打开高压阀试验，室内不连续共振嗡嗡声出现，室内机近声场FFT 测试频谱同样如图3 所示。

图4 室内侧近声场FFT 频谱Fig.4 Indoor near sound field FFT noise spectrum

1.2.2 优化变容管路和室内吊顶管路的相对联接位置

1.2.2.1 模型建立

为保证仿真计算模型与实际模型的一致性，本文根据分块划分的思想进行流场网格划分，划分采用四面体和六面体网格结合的方式。为满足计算收敛性及准确性，整个计算域网格质量保证在0.3 以上。由于油分滤网部分较薄，此处不划分网格，在后面计算设置时以滤网边界设置。网格划分结果如图5 所示。

图5 网格模型Fig.5 Mesh model

1.2.2.2 计算设置

本文仿真采用单相流计算，模拟流体材料选取R410A 冷媒，流体变密度可压缩。湍流模型采用工程常用的RNG k-ε双方程湍流模型，非稳态过程求解瞬时的压力脉动；有限容积法进行空间离散、非耦合隐式方案求解；对流项采用中心差分格式；采用SIMPLE 求解器进行压力-速度耦合问题计算。

边界条件设定如下：入口边界给定压力边界，根据前期流固耦合计算所得的变容罐出口压力脉动编写文件输入（即为改进前A 处压力脉动曲线所示），温度为95 ℃；出口为速度边界，根据系统测得流量及管路截面积计算所得。通过监测粗管出口压力，得到其压力变化曲线，即为改进后高压源位置A 测的相对压力脉动；转子压缩机79 Hz（4 740 r/min）恒定频率运行；滤网边界条件：压力阶跃模型（porous-jump），其模型仅考虑滤网带来的压降，适用于流动阻力压降及损失功耗的计算，其压降公式如下：

其中压力损失包括黏性损失和惯性损失，α是多孔介质的渗透率，表示膜的渗透性大小，它的倒数叫做黏性阻力系数；C2即惯性阻力系数又叫做压强跃升系数，Δm 为滤网厚度。本次仿真设置渗透率α为2.7×1010，滤网厚度Δm 为0.000 1 m，压力阶跃系数C2为0（即忽略惯性损失）。

1.2.2.3 结果分析

对空调油分进口、出口进行压力脉动变化仿真，仿真云图如图6 所示，压力脉动变化如图7 所示，改进前后出口/进口压力脉动从106.60%下降至31.51%，降低70%，脉动改善明显。

图6 油分内部压力脉动仿真云图Fig.6 Simulation nephogram of oil internal pressure pulsation

图7 高压源位置管路压力脉动Fig.7 Pipeline pressure pulsation at high pressure source position

根据仿真结果，优化变容管路和室内吊顶管路的相对联接位置，将变容管的高压源设置在油分前，如图8 所示。高压阀开启后，变容管的高压制冷剂反向冲击首先通过油分，管路内部压力脉动通过油分进行缓冲再进入到室内流通管路，从而降低制冷剂压力脉动对室内流通管路的影响，降低管路的振动，室内不连续共振嗡嗡声亦消失，声品质较好。

图8 改进方案Fig.8 Improvement scheme

同时将高压源位置由A 改进到B，测试改进方案室内机近声场噪声，其噪声频谱压缩机运行频率的1，2 倍频噪声峰值分别从31.0，24.7 dB 下降到17.8，13.5 dB，改善效果非常明显。改进方案FFT 噪声频谱如图9 所示。

图9 改进方案室内侧近声场FFT 频谱Fig.9 An improved scheme of indoor near sound field FFT noise spectrum operating at the frequency

1.3 小结

空调制热工况运行，容积可变压缩机双缸运行，高压电磁阀打开，排气管直接联通压缩机变容腔，使滑片可以随滚子进行周期性直线往复运动，在此过程中滑片对变容管路内部高压制冷剂产生反向冲击，反向冲击产生的压力脉动通过变容管进一步传播到室内制冷剂流通管路，激发管路振动，产生共振嗡嗡声音，压缩机运行频率越高，产生的反向冲击越大，压力脉动越大，激励也会随之增大，室内机嗡嗡声越加明显。关闭高压电磁阀后，室内机嗡嗡声消失，确定了机理分析的准确性。

通过优化变容管路和室内吊顶管路的相对联接位置，设置变容管路高压阀在油分前，通过油分缓冲压缩机变容腔滑片的反冲脉动，从而降低室内机管路的制冷剂脉动，减少脉动对室内管路的振动激励，从而降低1，2 倍频噪声峰值，消除室内不连续共振嗡嗡声。

2 室外机噪声机理研究及方案验证

2.1 机理研究

容积可变转子压缩机搭配多联机空调在制热运行过程中，外机开机启动时出现压缩机异响，现场噪声时频信号采集如图10 所示，分析为压缩机内部不连续撞击噪声。通过空调吸气管路联接可视化玻璃透镜，发现压缩机处于吸气带液的状态，分析为压缩机气缸压缩液体运行，导致滚子和滑片时而脱离、时而接触，产生金属撞击噪声［5-11］。

图10 时频信号Fig.10 Time-frequency signal

进一步分别测试压缩机上气缸和下气缸滑片尾部处外壳振动加速度，发现其下气缸滑片处振动信号呈现与压缩机运行频率相同的间歇波动，且时域信号振动加速度幅值达800 m/s2，测试频谱如图11 所示。上气缸滑片处没有该现象出现，振动加速度测试正常，确定了该不连续金属撞击噪声主要由下气缸产生。

图11 振动加速度Fig.11 Vibration acceleration

2.2 方案设计及验证

通过以上分析发现，空调长时间低温不工作时，压缩机内部和空调管路累积一定量的液态制冷剂。空调低温启动时吸排气温度较低，液态制冷剂难以快速气化，压缩机制热工作过程，下气缸吸入液态制冷剂，由于液体不能压缩，且此时排气压力也较小，变容管路中的制冷剂压力无法保证滑片抵住滚子并做往复运动，导致滚子和滑片脱离。

通过试验验证，空调低温启动时，先关闭高压阀，此时压缩机仅上气缸运行，没有不连续撞击噪声产生。运行3～5 min 后，压缩机排气温度和压力上升，此时通过观察试可视化玻璃透镜，没有液态制冷剂流动。打开高压阀，下气缸参与工作，同样没有出现不连续异响。测试下气缸滑片处外壳位置振动加速度，其时域信号幅值为45 m/s2，如图12 所示。改进前为800 m/s2，改进后降低了94.4%。

图12 振动加速度Fig.12 Vibration acceleration

2.3 小结

多联机空调长时间低温静置后，在制热启动过程中，由于空调管路和压缩机内部均存在一定量的液态制冷剂，且排气温度和压力均较低，双缸工作时，下气缸容易发生滚子和滑片脱离，产生不连续撞击噪声。

经过试验验证，空调启动过程先单缸运行3～5 min，此时压缩机排气温度和压力上升，减少液态制冷剂的含量并保证变容管路中的制冷剂压力可以控制滑片抵住滚子并做往复运动，再打开高压阀，转换双缸运行，可以有效控制异响。

3 结论

（1）应用容积可变转子压缩机的多联机空调具有明显的综合能效优势，本文研究解决了制热工作过程中出现的室内机管路脉动嗡嗡噪声及室外机压缩机启动不连续撞击噪声。

（2）确定了室内机管路脉动嗡嗡噪声主要原因是，多联机空调在高速运行时，压缩机增容气缸产生的反向制冷剂压力脉动通过变容管路传递到室内吊顶管路，激发吊顶管路振动，引起室内共振嗡嗡声。通过优化变容管路和室内吊顶管路的相对联接位置，利用油分可有效缓冲压缩机增容气缸产生的反向制冷剂压力脉动往室内吊顶管路的传播，从而大大降低了吊顶管路振动。空调油分进出口压力脉动降低70%，噪声频谱压缩机运行频率的1，2 倍频噪声峰值分别降低13.2，11.2 dB，有效改善了室内共振嗡嗡声。

（3）确定了室外机压缩机启动不连续撞击噪声主要原因是，多联机空调长时间低温静置后，在制热启动过程中，由于空调管路和压缩机内部均存在一定量的液态制冷剂，且排气温度和压力均较低，启动即双缸工作时，下气缸容易发生滚子和滑片脱离，产生不连续撞击噪声。空调启动过程先单缸运行3～5 min，此时压缩机排气温度和压力上升，减少了液态制冷剂的含量，再打开高压阀，转换双缸运行，测得下气缸滑片处外壳位置振动加速度，其时域信号幅值从800 m/s2减小至45 m/s2，降低了94.4%，撞击声消失，不连续撞击异响得以有效控制。