某定頻空調室外機拍振噪聲診斷及優化

何志超，胡佳偉，陳成，謝開元，肖彪,2,3

（1.珠海格力電器股份有限公司，珠海 519070； 2 空調設備及系統運行節能國家重點實驗室，珠海 519070；3.廣東省制冷設備節能環保技術企業重點實驗室，珠海 519070）

引言

當兩個振源的激勵幅值和頻率接近時，整體對外表現出來的振動幅值以一種很低的頻率周期性變化的現象即為“拍振”[1]。空調器室外機的“拍振”現象常表現為低沉的明顯周期性異響[2]，以低頻脈動信號的形式向外輻射。這種不連續的異音在一定程度上比連續的壓縮機噪聲更讓人感覺煩躁，嚴重影響了用戶體驗。

空調器室外機的拍振噪聲通常由風機旋轉噪聲與壓縮機噪聲疊加產生，一般在室外機的45 °對角位置的拍頻聲最為明顯[3]。作者在空調產品開發過程中發現，有部分定頻空調器拍振噪聲并非由風機旋轉噪聲與壓縮機噪聲疊加導致。本文基于某款定頻空調器拍振噪聲問題，通過實驗及仿真分析，確定該空調器拍振噪聲是由鈑金共振輻射噪聲與壓縮機噪聲疊加產生，并提出更改鈑金結構，優化了該空調器拍振噪聲。本文對空調產品開發過程中拍振噪聲問題的解決，提供了另一條分析及優化思路。

1 室外機噪聲、振動測試

某品牌6 kW定頻空調器在名義制冷工況下運行，電壓220 V，電源頻率50 Hz；其交流風機運行轉速為860 rpm，風葉葉片數為3；機組使用單轉子壓縮機，額定轉速2 880 rpm。此時室外機存在有規律的間斷性低頻“嗡嗡”聲，為明顯的拍振噪聲。為了研究并解決這一噪聲問題，對其噪聲及殼體振動數據進行了采集及分析。

1.1 噪聲及振動測點布置

測試在半消聲室中進行，機組擺放于帶有5 mm橡膠墊的測試平臺上，出風口中心距反射面的高度為1 m，噪聲的測點距反射面的高度為1 m，振動的測點為各鈑金件的幾何中心處。噪聲和振動的測點分布如圖1所示，測點1～4為聲級計，測點5～7為振動加速度傳感器。為了更加全面準確的采集振動數據，采用三向加速度振動傳感器，定義三向加速度傳感器的X、Y、Z三個方向，垂直于被測鈑金件平面的方向為Z，正視于被測鈑金件平面水平方向為X、豎直方向為Y。聲級計及振動傳感器數據采集時長為20 s。

1.2 噪聲頻譜分析

經傅里葉變換處理，測點1～4的噪聲頻譜如圖2（a）所示，四個噪聲測點的頻譜中在低頻部分存在多個峰值，其中 96 Hz和100 Hz兩個頻率點幅值較高，提取各噪聲測點頻譜中96 Hz、100 Hz的幅值，詳見表1。由表1可知，各噪聲測點頻譜中96 Hz與100 Hz幅值接近，且其頻率也相差不大，符合拍振噪聲產生的條件。

圖1 測點分布圖

對噪聲測點3的噪聲信號進行時域傅里葉變換處理，得到測點3的時頻圖，如圖2（b）所示。從中可以明顯看到在100 Hz附近的噪聲能量呈現點狀分布，有明顯“一強一弱”的節拍屬性。綜上可知，機組拍振噪聲為96 Hz與100 Hz的兩個離散噪聲疊加產生。經分析計算，96 Hz為壓縮機的諧頻噪聲，而100 Hz噪聲的來源并非風機旋轉噪聲諧頻（旋轉噪聲基頻為860*3/60=43 Hz）。

圖2 室外機噪聲頻譜及時頻圖

表1 噪聲各測點頻譜在96 Hz和100 Hz的噪聲幅值（單位：dB(A)）

圖3 各測點振動加速度頻譜

交流電機由于交變電流的影響會產生一個徑向磁拉力，其頻率通常為電源頻率的2倍（即f=2f0）。由此可推斷該機組100 Hz離散噪聲的激勵源可能為交流電機[4, 5]。

1.3 振動頻譜分析及振動、噪聲相干性

電機交變電磁力振動激勵通過電機支撐架首先傳遞到殼體頂板及底板，隨后傳遞到前面板及右側板；空調器各鈑金件都受到交變電磁力激勵。為了進一步分析100 Hz離散噪聲的來源。對鈑金件振動測點5、6、7處的振動加速度信號進行傅里葉變換處理分析，分析后的頻譜如圖3所示。

從圖中可以得到三個測點X、Y方向上的振動加速度幅值較小；Z方向的振動加速度幅值較大，峰值相對突出。右側板Z方向上有明顯100 Hz的峰值，幅值高達1.51 m/s2，與噪聲頻譜中引起“拍振”噪聲100 Hz峰值頻率相吻合，前面板及頂蓋上100 Hz振動峰值并不明顯。隨后通過按壓右側板，可以直接感知到拍振噪聲有明顯改善。由此可推斷右側板受到電機交變電磁力激勵，產生共振，從而輻射100 Hz的離散噪聲，是機組產生“拍振”噪聲的重要因素。

2 室外機側板的模態測試及仿真

為了驗證上述推斷，對樣機右側板結構進行模態仿真，分析主要關注100 Hz左右共振點模態頻率，1～2階固頻頻率較小，選取3～6階模態進行分析，計算結果如表2所示。

從表2可知，右側板的模態仿真計算結果中第5階模態頻率為100.9 Hz，其振型詳見圖4。仿真結果與實驗分析吻合，確定右側板在空調機組運行過程中產生了共振。

根據實驗現象及拍振噪聲產生原理，可通過優化右側板結構，使其模態頻率避開100 Hz，從而減弱機組100 Hz離散噪聲，改善機組拍振噪聲問題。

3 右側板結構優化及驗證

3.1 優化結果及仿真分析

右側板中部有一整體壓型，通過更改壓型形狀，可改變右側板結構強度，從而改變其結構固頻。圖5提供了三種優化方案，優化思路為將右側板上部長方形壓型改為“凹”字型壓型。其中，方案一壓型凹陷部分寬度為160 mm，方案二為80 mm，方案三為40 mm；三個方案壓型凹陷深度相同。

表2 右側板模態仿真數據（單位：Hz）

圖4 樣機右側板第5階模態

圖5 三個優化方案及其第5階振型

以上三個方案結構模態仿真結果選取第3階到第6階模態頻率列于表3所示。

由表3及圖5可知，三個優化方案由于更改了壓型，右側板強度分布發生了變化，第5階模態頻率均呈下降趨勢，振型也不盡相同。

方案二與方案三仍存在100 Hz附近模態，存在共振風險，方案一第5、第6階模態頻率均與100 Hz相差10 Hz以上，理論上可以避免共振的產生。基于以上結論，選取方案一作為最終方案。

3.2 實驗驗證

在相同工況下按照圖1的測點布置圖對右側板結構優化后的樣機進行復測。

表3 優化方案結構模態仿真結果（單位：Hz）

3.2.1 結構優化前后振動對比

更改前后右側板Z方向上的振動加速度頻譜見圖6所示，頻譜中右側板結構優化前后100 Hz峰值對比詳見表4。由此可知，右側板結構優化后，空調器工作時，右側板處100 Hz振動加速度峰值降低了0.7 m/s2。說明結構優化措施能一定程度上緩解共振，減弱了了右側板振動能量。

3.2.2 結構優化前后噪聲對比

右側板結構優化前后各噪聲測點頻譜對比如圖7所示，結構優化前后室外機100 Hz噪聲峰值對比詳見表5。

圖6 結構優化前后右側板Z方向板振動數據對比

表4 結構優化前后右側板100 Hz振動加速度鋒值對比

圖7 結構優化前后A記權噪聲頻譜對比

表5 優化前后室外機100 Hz噪聲峰值對比

圖8 結構優化后測點3噪聲時頻圖

由圖7及表5可得，右側板結構優化對室外機96 Hz處的噪聲峰值影響不大， 100 Hz頻率點峰值大幅減小。各測點噪聲頻譜中100 Hz峰值均降低了14 dB(A)以上。

右側板結構優化后測點3處的噪聲時頻圖，如圖8所示。對比優化前圖2（b），“一強一弱”的雨點狀拍振現象有了十分明顯的改善。故優化方案有效。

4 結論

本文通過實驗及CAE仿真分析，對某定頻空調器室外機拍振噪聲進行了診斷，并通過優化零部件結構，解決了拍振噪聲問題。得到以下結論：

1）空調室外機拍振噪聲產生的原因不一定都是風機旋轉噪聲與壓縮機噪聲諧頻疊加產生，還有可能是其他零部件共振輻射離散噪聲與風機旋轉噪聲或者壓縮機噪聲諧頻疊加產生。在此過程中，可以通過分析拍振噪聲激勵源，并對噪聲源傳遞路徑上的零部件進行振動測試，來進一步診斷故障原因。本文為空調室外機噪聲診斷提供了另一個思考方向。

2）為了有效的避免共振問題，定頻空調室外機殼體鈑金結構件在設計階段需要進行結構模態仿真核驗，避開風機旋轉噪聲激勵頻率、交變電磁力激勵頻率，以及壓縮機振動激勵頻率，此舉能有效限制機組共振及拍振噪聲的產生。