家用空调压缩机的噪音

家用空调压缩机的噪声分析和

降噪措施的探讨

摘 要

首先介绍了空调压缩机的基本结构和噪音的基本构成。然后从理论上提出了一些降噪措施,并运用到压缩机的实际产品中。

关键词 空调压缩机/噪音/消音

DISCUSSION ON THE NOISE ANALYZING AND THE REDUCTION OF NOISE OF COMPRESSOR USED IN

ROOM AIR-CONDITIONER

Abstract

First the basic construction of compressor used in room air conditioner and the basic composing of noise in compressor are introduced .Then based on it ,some new methods to reduce noise are proposed , and also applied in a real products.

Key Words Refrigeration compressor ,Noise ,Noise Reduction 1 前言

滚动活塞式压缩机,俗称旋转式压缩机,在家用空调压缩机市场上占据着绝对多数的份额。随着行业内各厂家纷纷扩能增产,家用空调压缩机市场在短短几年内迅速从供不应求转化为供大于求[1]。为了应对当前激烈

的市场竞争,除了降低成本,提高品质也是一个有效手段。家用空调压缩机的品质指标有很多,但首当其冲的,除了COP ,恐怕就是噪音了。在此背景下,本文从压缩机的基本构造入手,对空调压缩机的噪声进行了分析并提出一些降噪措施，然后运用到压缩机的实际产品中。实验证明,改进后压缩机的噪声比改进之前有所降低。

2 家用空调压缩机的构造

图1 为典型的家用空调滚动活塞式压缩机[2]的剖面图。

在压缩机的主壳体内,固接着电机和压缩机的机械组件,我们将此机械组件统称为机芯。电机[3]通过热套的方法固定于主壳体上部,机芯通过三点焊的方法固定于主壳体下部。机芯中的曲轴与电机的转子热套,驱动活塞高速滚动,完成压缩机的工作行程。主壳体外连一圆筒形部件,称为吸气消声器,又称储液器。图1 中的黑色箭头表示制冷剂气体流动的方向。

3 家用空调压缩机的噪声分析

3.1 压缩机的噪音分类

压缩机的噪音[4]可分为机械噪音、电磁噪音和气体动力性噪音,它们分别简称为机械音、电磁音和流体音。这三种噪音在噪音频谱图上可以说绝大部分相互重叠,基本上不可能只根据某个噪音的频率值就断定其属于哪一类噪音。尽管如此,对于家用空调用压缩机,仍可认为,在50～500Hz 频段,以电磁音为主要成分;在500～4000Hz 频段,以流体音为主要成分;在4000Hz 以上的频段,以机械音为主要成分。

在有必要对压缩机噪音种类[5]作出区别标示的情况下,有以下方法可供参考:

(1) 与转子回转频率相关的,频率为n(1-s)f/P的噪音是流体音或机械音的可能性最大;与电源频率相关的,频率为nf 的噪音是电磁音的可能性最大。上式中:f 为电源频率,s 为转差率,P 为电机极对数,n 为谐波次数1、2、3、⋯。

(2) 将压缩机的电源电压在一定范围内(比如±10 %) 进行调节改变,同时记录压缩机噪音声级的变化。随着电压变化而变化的噪音是电磁音的可能性最大。

(3) 由于R12 与R22 的热物理性质不同,在通常的测试条件下(CT:52 ℃/ ET:5 ℃) ,各自对应音速也不同。分别为R22 :180m/ s , R12 :133m/ s。据此,可以用R12 替代R22 在同样的压力条件下实施压缩机噪音实验,记录压缩机噪音声级的变化。有相应变化的噪音是流体音的可能性最大。无论是机械音、电磁音还是流体音,它们都是由压缩机内部的某类加振力产生相应类别的振动和噪音,通过各种介质传导至压缩

机壳体,再从壳体发射到外部环境。图2 给出了一个噪音发生机构与传播途径图解。

3.2机械性噪

由于气缸间隙的存在而导致的气阀[8]、弹簧、阀座等零部件碰撞、敲击、摩擦、共振及壳体振动而产生的噪声构成了压缩机的机械性噪声。这类噪声带有随机性,呈宽频带特性。对于正常运转的压缩机来说, 产生机械噪声的主要原因是:

(1)转子系统不平衡产生的振动引起的噪声,该噪声频率是转子转动频率的整数倍，即：

式中 f n ———噪声频率

f 0 ———转子转动频率

N ———0 ,1 ,2 , ⋯

(2)压缩机工作时, 活塞、阀片等各种运动部件敲击以及各运行部件相对滑动产生的较高频率(1～2kHz) 冲击和摩擦噪声,但这类噪声相对低频噪声而言,能量很低

3.3 电磁噪声

压缩机的电磁噪声[9]主要是由于内置电动机产声生的。电机运转时,基波磁通和高次谐波磁通是沿径向进入气隙,它在定子和转子上产生径向力,由此而引起径向的振动和噪声。此外,它还产生切向力矩和轴向力, 从而产生切向和轴向的振动噪声。由理论计算,电机切向振动产生的噪声频率[12]是:

式中 m = 2 ,4 ,6 , ⋯(偶数)

f 0 ———转子的基频

f 1 ———电网频率

电机径向振动[13]引起的噪声频率为

:

式中 k = 1 ,2 ,3 , ⋯

Zz ———转子槽数

P ———磁极对数

s ———转差率

3.4 空气动力性噪声

气流脉动性噪声[15]主要产生在压缩机进气端。压缩机的进气噪声是由于气流在进气管内的压力脉动而形成的。电动机定子、转子中的气体

流动以及机壳内的气柱共鸣也产生噪声。进气噪声的基频与进气管里的气体脉动频率相同(与压缩机的转速有关) 。压缩机的排气噪声是由于气流在排气管内产生压力脉动所致。排气噪声较进气噪声弱,所以考虑压缩机的空气动力噪声一般以吸气噪声为主[16]。

4 消声降噪方法及改进措施

4.1 降低压缩机的机械性噪音

机械音从广义上讲,是产生于机械摩擦副的各零件之间的相互作用,包括:滚动、滑动、转动、撞击等。参考图1 ,这样的摩擦副有:

(1) 曲轴短轴与汽缸盖(2) 曲轴偏心部与活塞(3) 曲轴长轴与机架

(4) 曲轴下止推面与汽缸盖(5) 曲轴上止推面与机架(6) 活塞与汽缸盖

(7) 活塞与机架(8) 活塞与滑片(9) 滑片与汽缸(10) 排气阀与汽缸(11) 排气阀与升程限位板(12) 活塞与汽缸。其中第(5) 项是因为在原理图上,曲轴上止推面与机架保持线(面) 接触,而实际中(参考图1) ,空调用旋转式压缩机为立式结构,机芯部件位于壳体下部,电机部件位于上部,在重力作用下,转子将热套于其中的曲轴压向汽缸盖[17];而且转子槽与转子轴线有一定倾斜度,槽中铝条在运转时所感应的电磁力有一个向下的分力,这样设计的目的主要是为了防止曲轴的异常轴向窜动,特别是起动时。由于以上原因,曲轴上止推面与机架正常情况下不会直接接触,而是有0. 2mm左右的间隙。其中第(12) 项也是因为在滚动活塞压缩机的原理上,活塞与汽缸保持点(线) 接触,而实际上在设计时,活塞与汽缸并不直接接触,而是留有10μm 级的施间隙,主要依靠间隙中的润滑油膜隔离汽缸的高压腔和低压腔。

机械音的消音对策[19]有:(1) 通过精密加工和精确装配,最大限度地消除曲轴系统的不平衡惯性力和力矩;(2) 合理设计各摩擦副的配合间隙;(3) 加强各摩擦副之间的润滑;(4) 必要时在机架或汽缸盖的配合端面开设环形卸载槽,在改善摩擦磨损的同时获得噪音的改善;(5) 改进汽缸的设计与装配工艺,降低在装配过程中引起的汽缸中滑片槽的变形(比如汽缸与主壳体的三点焊) ;(6) 优化排气阀片的形状、刚性与最大升程,在保证性能和可靠性的前提下以期获得最小的阀片开合冲击力;(7) 对

汽缸排气口处的阀座进行表面处理,降低其刚性;(8) 对升程限位板进行表面处理或选用其他低刚性材料;

(9) 提高汽缸刚性以减少振动;(10) 另外,由于吸气消声器[20](储液器) 与汽缸及主壳体通过支架和管件(消声器排出管) 连接,汽缸和壳体的振动会沿此管传递到吸气消声器上,造成幅度更大的振动。这也是一种机械音的声源,可在消声器排出管与汽缸的连接处采取减振措施。实际上自滚动活塞式压缩机大批量投产以来,已有30 年以上的历史,对于机械音的消除,人们已做了大量的工作。比如随着精密加工和装配技术的长足进步,目前压缩机各机械摩擦副的配合间隙[22]基本上都在10～30μm 之间。再比如,目前排气阀片的最大升程都已控制在3mm 以内。因此,对机械音的进一步消除,空间很小,困难较大。

尽管如此,以上的消音对策仍有一定的指导及参考价值。

4.2 降低压缩机的电磁性噪音

电磁音的产生源于于电磁场的失衡。对于家用空调用定速(频) 压缩机,采用的是单相感应式异步电动机,其电磁音的产生主要有两个因素:主副绕组的电磁场不平衡及电机转子与定子间的间隙不均衡。图3 给出了一个不同卷线规格、不同定转子偏心率对电磁音声级影响的实验结果。从图3 中可以看到:(1) 改善后的卷线式样(B) 与改善前的卷线式样(A) 相比,电磁音有明显下降。所谓卷线式样(A) 和卷线式样(B) 的主要差别在于:绕组匝数的不同,电磁线方位的不同,转子铝条尺寸和倾斜角的不同等等。(2) 电机转子与定子间的间隙不均衡度用偏心率表示,随着偏心率的增加,无论何种卷线式样,电磁音均显著上升。最大升幅在10dB(A) 以上。因此,改善电磁音的对策[23]主要有二,一是改进电机卷线式样,二是控制定转子的偏心率。

4.3 降低压缩机的空气动力性噪声

从图4可以看出:气流流经气阀[24]产生的噪声Lp 随Δp的增大而增大。当吸气压力ps 在1 ×105～3 ×105 Pa之间变化时,Δp的取值差别很大, 但三条曲线Lp 的最大值却相差不大;而实际上曲线为两条重合的曲线,由于ΔP随曲拐转角θ的变化呈正弦变化, 故在此图中表现为曲线在最高点折回。这些曲线也与前面转角θ～声压级Lp 曲线所反映的情况相符。另外从图4还可以看出:随Δp逐渐增大, Lp 变化曲线趋于平缓。

以上定量分析表明:吸气噪声与吸气压力和通过阀片前后的压力损失有很大关系。吸气过程中,通过阀片前后的压差Δp增大, Lp 值也随之增大;对同一吸气压力, Lp 和Δp均随曲拐转角的变化有峰值出现。由此可得出结论, 若减小吸气压力ps 或吸气阀片前后的压力

损失Δp,就有利于降低吸气过程中产生的噪声。为了寻找更具体的解决途径, 引入瞬时相对压力损失δ,定义如下:

由式(4)可见,通过气阀的相对流动压力损失与阀隙气流平均马赫数M 的平方成正比, 并与其它的绝热指数K、曲拐半径与连杆长度之比λ有关,同时随曲拐转角θ而变化。

从前面的分析结果也可以看出, Lp 与ps 或Δp并不存在线性关系,通过引入δ可知,减小δ就可以改善Lp , 即阀隙气流平均马赫数M 应尽可能小。但M 过小将受到气缸直径、进、排气阀孔布置的限制。若想通过增加升程以减小M 数, 由于同时还要兼顾簧片阀的流量系数,则会受到( h0 / ( d /2) )限制( h0 为簧片阀特征升程, d为阀孔直径) 。另外,升程过高将使簧片阀寿命下降。

因此,在设计压缩机的气阀时,M 的选取应有一个合理的范围, 对小型制冷压缩机簧片阀设计时一般取:

式中, K、R 为该气体工质的绝热指数和气体常数;对R134a, K按照温度取值,取R = 81. 488J /( kg·K) ,故前面计算即按此选值。设计中除了选取适当的阀隙马赫数M 之外,要改善吸气噪声, 还可以减小阀片的刚性、厚度,这样也可以达到降低气流通过气阀前后的压力损失Δp,从而降低吸气阀噪声Lp。

5 改进措施的理论依据

5.5.1 在压缩机壳体增设加强筋

全封闭压缩机是把压缩机和电机密封装在压缩机机壳内,因此压缩机和电机产生的噪声和振动通过机壳向外界传播, 这属于通过薄板的振动问题。假设机壳均匀等厚度, 以厚度方向为x轴,与壳厚方向垂直为y 轴, t 为时间坐标, 则其振动方程为:

由于机壳与底座是焊死的, 即相当于周边均为刚性支撑的平板。则机壳的固有频率:

由机壳的固有频率计算公式可以看出, 适当改变机壳的厚度可以改变机壳的固有频率。加强筋[24]的作用就是在机壳振动噪声大的部位增加壳体的厚度,使得机壳的固有频率变小,以达到减振降噪的目的。

5.5.2 加大排气消声腔

现有的压缩机排气消声腔为扩张管式消声器,其消音量为:

加深排气消声腔可以增大消声器的消声量,加厚排气消声盖是为了防止消声器内的气体通过消声盖向外散音。

5.5.3 采用高阻尼排气阀限位板

采用高阻尼排气阀限位板[25]能有效地抑制共振从而降低噪声, 还可以使脉冲噪声的脉冲持续时间延长,降低峰值噪声强度。阻尼材料的损耗因子:

η= c/ (ω0M)

所以采用高阻尼材料的排气阀限位板可以增大损耗因子,从而减小透过声。

6 结束语

产品的噪声水平是企业品质形象的一个重要方面,综合体现了制造企业的设计制造水平,因此空调器的噪音控制技术得到了广大空调制造企业的一贯重视。相对而言,压缩机的机械噪音较容易采取对策加以分析改善,但在采取优化设计前,需要了解前人对哪些零部件,在什么条件下已进行了优化,这样将会事半功倍。目前声学理论的发展已经比较成熟,各式各样的减噪原理和方法也已建立。但将这些原理和方法运用到具体的产品结构设计中,还需要相关工作者具有宽广坚实的知识和开拓创新的思维方式。因此,对于空调压缩机的设计者,不但要熟悉产品结构原理,还需了解噪声控制的相关理论

[26],这样才可能将减噪工作做得更好。

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