基于供油優化的雙螺桿壓縮機降噪試驗研究

楊勝梅 ，歐陽華 ，吳亞東 ，王 利 ，俞正祥

（1.上海交通大學 機械與動力工程學院，上海 200240；2.江森自控亞洲工程中心，江蘇無錫 214028；3.燃氣輪機和民用航空發動機教育部工程研究中心，上海 200240）

0 引言

半封閉雙螺桿壓縮機，因其結構緊湊、維護方便等優勢被廣泛應用于制冷系統中。隨著現代設計技術和先進制造技術的發展，在雙螺桿壓縮機結構、聲學、流體等方面，國內、外學者已經做了很多研究和設計應用工作［1-7］，螺桿壓縮機及其系統的振動可靠性已達到可控的水平，但隨著產品競爭的加劇和市場需求的提升，噪聲作為螺桿壓縮機開發的一個重要指標越來越受到關注，業已成為決定產品核心競爭力的關鍵因素。進一步控制和降低振動噪聲、實現壓縮機本體及其系統的低噪聲應用，是螺桿壓縮機技術發展所面臨的一個新的挑戰。

研究表明油循環量的增加可以衰減螺桿壓縮機的排氣噪聲能量［8-9］。潤滑油供給系統是制冷雙螺桿壓縮機必不可少的配置，增大循環油量，還可以進一步改善軸承潤滑、間隙密封，但由于油中溶解的制冷劑氣體閃發會減少制冷劑的系統循環量，同時帶來更多的軸承攪動損失和螺桿轉子的黏性損失，會直接影響壓縮機的效率。因此，為了獲得盡可能高的性能，往往會將油循環量設計優化在壓縮機密封、冷卻及潤滑的最低水平量以上。而針對改變供油參數并增大油流量后，獲得壓縮機體振動、噪聲衰減的同時關注性能變化、甚至提升性能的研究報道則甚少。

本文根據螺桿壓縮機機體輻射噪聲的產生機理，選取最容易識別并具有代表性的壓縮機體振動響應，通過試驗的方法，研究了供油口位置、供油分配比例及總供油量的變化對某型號螺桿壓縮機機體振動和性能的影響，識別出主要影響因子。選取出2組優化的供油參數進行測試驗證，獲得了比較小的性能衰減量和較顯著的整機噪聲聲壓級的降低量。此項研究為充分利用供油系統的設計來降低同類型螺桿壓縮機的噪聲并優化性能提供了參考。

1 試驗方法及試驗裝置

1.1 供油參數

本文在文獻［8-9］研究的基礎上，除了改變總供油量，還改變了供油口位置及供油分配比例，以探究這些供油參數變化對壓縮機體的振動及機體輻射噪聲能量的影響，從而進行供油參數的優化設計。

鑒于供入吸氣軸承的油最終會與吸氣側冷媒自動混合進入螺桿工作區域，故而在本次研究中，對供油口位置參數，僅關注開設在螺桿工作腔體上的排氣軸承回油口及從外部油槽直接供往螺桿腔的供油口，共5種不同的布置方案，作為因子1，如圖1所示。其中，外部油入口是指外部油槽內的油引入壓縮機體的外部接口。供往吸氣軸承、排氣軸承，以及主供油口的油分配比例作為因子2，詳見表 1。

圖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 %

基準供油參數是這臺研究樣機的原始設計（稱為標準壓縮機），其總供油量是標準壓縮機的實測值，稱為基準供油量。表2中“3T，7T”分別表示是基準供油量的3倍、7倍，依此類推。壓縮機單體試驗總供油流量的變化是通過試驗臺專門配置的變頻油泵來進行調節的。用于機組驗證時，是通過調配固定節流孔塞的直徑，來實現所期望的供油分配及總供油流量，此節流孔塞的直徑配置先期已由CFD仿真及壓縮機臺位測試共同確定好。

表2 DOE試驗參數匯總Tab.2 Summary of the DOE test parameters

1.2 振動、噪聲測點

1.2.1 壓縮機振動測點

螺桿壓縮機的殼體結構在空氣中的輻射噪聲能量，可以應用下式進行估算［10］：

式中 Ps——輻射聲功率，W；

ρ ——空氣密度，kg/m3；

c ——空氣中的聲速，m/s；

v —— RMS振動速度，m/s，此值是壓縮機座體外表面任意小區塊面積Ss上的均方根振動速度的平均值；

Ss——表面積，m2；

σ——噪聲輻射因子。

從而可根據下式計算得到壓縮機體輻射噪聲的聲功率級Lw：

式中 P0—— 基準聲功率，W，是1 000 Hz純音的聽閾聲強10-12W/m2對應的單位面積聲功率，P0=10-12W。

以上理論公式表明，壓縮機殼體輻射噪聲量可以通過振動速度數據來進行估算。基于螺桿壓縮機機體輻射噪聲的產生機理，本次研究選取最易識別且具有代表性的壓縮機體振動作為響應量進行DOE的測試分析。螺桿壓縮機體軸承部位是轉子系統機械運動產生的機械激勵力的直接作用區域，此處振動不僅能反映壓縮機運動部件的狀態，還能體現內部流體力及機械激勵力雙重變化下帶來的影響。因而在壓縮機的陰、陽轉子吸氣、排氣軸承對應機體的相應位置，分別布置了軸向、徑向的振動測點，如圖2所示。

圖2 壓縮機軸承振動測點位置示意Fig.2 Schematic diagram of vibration measuring point locations on the bearing of the compressor

壓縮機表面振動測點如圖3所示。其中電機座、轉子座、排氣座及滑閥活塞油槽座體分別沿軸向被分成圖示的多個區域：A1-A5，B1-B5，C1-C4，D1-D4。然后在每個縱向分區處，沿周向均布8個測點。滑閥活塞油槽兩端法蘭面上的空心星標示處為離散的振動測點位置。

圖3 壓縮機表面振動測點位置示意Fig.3 Schematic diagram of vibration measuring point locations on compressor surface

1.2.2 機組噪聲測點

機組噪聲聲壓級驗證測試，測點布置如圖4所示。噪聲測點離機組表面水平距離1 m，位于機組底腳下平面上方1.5 m；測點3#、7#、11#及15#是關鍵點，分別位于機組四周的中心位置［11-17］。

圖4 機組噪聲測點位置示意Fig.4 Schematic diagram of noise measuring point locations of the chiller

機組噪聲聲壓級Lp用下式進行計算：

式中 Lp—— 機組周圍所有噪聲測點聲壓級的平均值，dB；

Lpi—— 噪聲測點 i（測點 1#～16#）處的聲壓級，dB；

n ——噪聲測點個數。

1.3 壓縮機運行參數

研究樣機為50 Hz固定轉速的水冷雙螺桿制冷壓縮機，螺桿轉子為4/6齒，設計內容積比為2.1，冷媒選用R134a；若不計電機的轉差率，螺桿嚙合頻率為200 Hz。壓縮機的試驗運行條件見表3。

表3 壓縮機試驗運行條件Tab.3 Operation conditions for operation of the compressor

本文壓縮機單體試驗是在江森自控（無錫）公司螺桿制冷壓縮機性能試驗臺上完成，該測試臺依據GB/T 5773—2004《容積式制冷壓縮機性能實驗方法》和GT/T 19410—2008《螺桿式制冷壓縮機》設計并搭建。臺位的性能測試重復性偏差小于2%。

2 試驗結果與討論

振動量級的變化用基于試驗值的振動衰減率VR（Vibration Reduction）來描述，定義如下：

式中 v2—— DOE試驗中測試得到的振動速度幅值，m/s；

v1—— 標準壓縮機在基準供油量下實測得到的振動速度幅值，m/s。

陰、陽螺桿轉子軸向和徑向在每組數據中的振動最高者被提取出來進行DOE趨勢分析比較。圖5的數據顯示：總油流量增大后，供油出口配置方案F13，F14，F15的陰轉子側軸向振動沒有衰減，反而有所增高。

圖5 供油出口位置對壓縮機體振動的影響Fig.5 Influence of oil outlet location on the compressor body vibration

從圖6，7可以看出，陰轉子軸向振動增高主要體現在螺桿嚙合頻率對應的能量上，其余各階諧波能量均有不同程度的降低；而陽轉子側的振動頻譜則呈現從嚙合頻率開始的多個諧波能量的衰減。考察這3組配置方案，可以發現其供油出口均開設在螺桿體部位，總供油量增大后，給內部排氣孔口處卸油通道增加了負荷，卸油過程中產生了一定的軸向作用力，從而抵消了潤滑改善以及內部冷媒壓力脈動降低帶來的衰減。因而，在采用明顯增加供往壓縮機螺桿體部位的油流量時，最好同時考慮內部排氣孔口處卸油通道的設計確認或調整。

圖6 陰轉子軸向振動頻譜Fig.6 Spectrum of the female rotor axial vibration

圖7 陽轉子軸向振動頻譜Fig.7 Spectrum of the male rotor axial vibration

因子2“供油分配比例”對壓縮機體振動的影響如圖8所示。

圖8 供油分配比例對壓縮機體振動的影響Fig.8 Influence of oil distribution on the compressor body vibration

從圖可以看到，在7倍基準油流量條件下，2種供油分配比例對壓縮機體振動的衰減效果稍有差異，隨供油出口配置不同呈現不同的影響，其中方案F12對供油分配比例較為敏感。

圖9示出了在不同供油方案下隨總供油量的增加，壓縮機陰、陽螺桿轉子對應振動的變化曲線。從數據可以看出，隨總油流量的增加，除了陰轉子軸向振動，其余部位的振動均呈現不同程度的衰減，隨供油出口配置及供油分配不同，不同方案的振動衰減幅度有些差異。總體而言，方案F11、F12對應的振動衰減優于其它方案。由此可看出：對機體振動影響的顯著因子是供油口位置和總供油量，供油分配比例則影響較小。

圖9 壓縮機體振動變化趨勢Fig.9 Changing trend of the compressor body vibration

以標準壓縮機基準油量下的性能為基準點，其余方案的絕熱效率與之直接相減得到圖10所示的壓縮機絕熱效率在不同供油參數下的變化曲線。

圖10 不同優化參數下壓縮機絕熱效率變化Fig.10 Adiabatic efficiency data of the compressor

從圖中可以看到，所有方案的絕熱效率均隨著總供油量的增大而降低，主要源于油中溶解的制冷劑氣體閃發減少了吸氣流量，以及軸承的攪動損失和螺桿轉子的黏性損失的增加。與標準壓縮機相比，各方案性能降低程度則與供油出口位置及供油分配比例密切相關。在相同總油流量的條件下，方案F11+F21下降幅度最小，從其趨勢線可以看出，將總供油量控制在基準油量的2.3倍左右時，其性能可維持與標準壓縮機相當；控制在基準油量的4倍時，性能比基準壓縮機下浮約0.5%；而當總油流量達基準油量的5倍時，壓縮機性能下浮約1%。

綜合考慮供油參數的變化，對壓縮機性能的影響，以及對壓縮機體振動的衰減效果，選取四倍及五倍基準油流量下的方案F11+F21分別作為優選方案1和優選方案2，用于機組進行性能和噪聲變化的測試驗證。

3 機組測試驗證

機組性能測試參照標準ARI 550/590—2008進行。機組驗證數據匯總見表4。可以看出，與原標準樣機比，優選方案1可以獲得機組整機聲壓級降低5分貝，而實測COP降低量不到0.1%；優選方案2則可獲得6.5分貝的機組聲壓級的降低，COP的衰減約0.8%，跟壓縮機單體測試的絕熱效率下浮量比較接近。

表4 機組驗證數據匯總Tab.4 Summary of the verification data of the chiller

圖11示出機組配置優化供油方案前、后，機組噪聲聲壓級的FFT頻譜變化曲線。從圖可看到，機組聲壓頻譜能量從壓縮機嚙合頻率的基頻開始，所有高次諧波頻帶的能量均得到了衰減。

圖11 機組噪聲的頻譜變化Fig.11 Changes of the chiller noise spectrum

與標準壓縮機相比，采用優選方案后，壓縮機機體每個部件的表面振動亦均得到了明顯衰減（如圖12所示），參見圖12數據，從而獲得了機體輻射噪聲聲功率數據的降低，如圖13所示。壓縮機機體輻射聲功率的降低，同樣不僅體現在壓縮機的嚙合頻率對應的能量上，其多個高次諧波所在頻帶的能量也均獲得了衰減。

圖12 壓縮機機體表面振動變化Fig.12 Changes of the compressor body surface vibration

另外，通過以下關注項對改進效果進行驗證。

（1）噪聲測試工況下，在冷媒液相管及蒸發器底部，分別取樣進行油含量分析，得到與原標準樣機同樣水平的油含量數據；

（2）完成表5的測試內容，油分的油位在整個運行過程中均很穩定，壓縮機軸承振動正常。

表5 機組油分驗證工況Tab.5 Verification conditions for the chiller’s oil separator

結果表明試驗機組的冷凝器內置臥式油分在應用如上的2組優化方案后，仍可以可靠運行。

4 結論

（1）供油口位置及總供油量，是對壓縮機體振動能量衰減程度影響的顯著因子，供油分配比例的影響較小；在采用明顯增加供往壓縮機螺桿體部位的油流量時，最好同時考慮內部排氣孔口處卸油通道的設計確認或調整，以獲得預期的振動衰減效果。

（2）影響壓縮機性能的最顯著因子是總供油量，所有方案的Ae值均隨著總供油量的增大而降低，但與原始設計相比，性能變化程度則與供油口位置及供油分配比例密切相關。

（3）采用優化后的供油參數，可以有效衰減壓縮機的振動、噪聲能量，從而獲得機組整機噪聲量級的降低；而且振動、噪聲能量的衰減不僅體現在壓縮機的嚙合頻率上，所有高次諧波能量均獲得了衰減。

（4）在相同總供油量的條件下，通過對供油口位置及供油分配比例進行優化配置，可以獲得性能更優、壓縮機振動噪聲能量更低的設計方案。