半封閉雙螺桿制冷壓縮機電機振動的試驗研究

畢雨時，湯雁翔，張天翼，李日華，姜國璠

（珠海格力電器股份有限公司，廣東珠海 519070）

1 引言

近年來，半封閉雙螺桿制冷壓縮機在制冷、食品、醫藥、化工等各大領域已得到廣泛應用，噪聲和振動是其重要的評價指標[1]。尤其在國防、核電等特殊領域，對壓縮機的振動要求極高[2]。隨著螺桿壓縮機減振技術的不斷進步，電機振動已逐步顯現出來[3-7]。電機振動超標或異常，不僅會增大壓縮機的整體振動，也會在一定程度上縮短壓縮機的使用壽命。目前，在雙螺桿制冷壓縮機用電機的研究上，對振動故障的頻譜分析較多，而對振動原因的應用歸納總結較少[8-9]。本文研究了半封閉雙螺桿制冷壓縮機用三相異步電機的振動產生機理和主要影響因素，闡述了減小電機振動的幾種常用方法，并進行了試驗驗證。

2 電機振動機理研究

如圖1所示，半封閉雙螺桿制冷壓縮機是由一對陰陽螺桿轉子、電機、軸承、油分以及鑄件殼體等零部件組成，其中，陽螺桿轉子與電機轉子直接剛性連接。

圖1 半封閉雙螺桿制冷壓縮機剖視圖

雙螺桿制冷壓縮機在運行過程中，是通過機腳和進、出口法蘭向外傳遞振動，其中，振動最主要的傳遞路徑是壓縮機機腳處。因此，壓縮機振動重點考評機腳處的振動加速度，包括20～10 kHz的總值及1/3倍頻程頻譜。

某型號雙螺桿制冷壓縮機采用三相異步電機，電機極對數p為1，轉差率s為0.02，電源頻率f0為50 Hz，電機轉子槽數N1為28，螺桿陽轉子齒數z1為5。根據式（1）計算出電機轉子齒諧波基頻fN1為1372 Hz，根據式（2）計算出螺桿轉子嚙合頻率fZ1為245 Hz。

對該型號壓縮機機腳處的振動加速度進行測試，1/3倍頻程結果如圖2所示。49 Hz為電機轉頻，取決于動平衡；100 Hz由電機不對中導致；245 Hz為螺桿嚙合基頻，取決于螺桿轉子；490 Hz為螺桿嚙合2倍頻；1225 Hz為螺桿嚙合5倍頻；1372 Hz為電機轉子齒諧波基頻；2744 Hz和6860 Hz分別為電機轉子齒諧波2倍頻和5倍頻。其中，受電機影響的主要頻率點有49 Hz、100 Hz、1372 Hz、2744 Hz和6860 Hz。從圖2中可看出，這些頻帶的振動對低頻段和全頻段的振動總值有較大影響。因此，研究電機振動的產生機理并降低電機振動值是降低壓縮機振動的方法之一。

圖2 某型號壓縮機機腳處振動加速度1/3倍頻程

電機是雙螺桿制冷壓縮機的動力裝置，其振動是評定電機質量的重要指標[10]。引起電機振動的原因主要分機械和電氣兩方面，可結合電機的結構特征，分析電機振動頻譜，快速診斷電機異常振動[11-16]。影響電機振動的關鍵因素如下：

（1）電機轉子動平衡。電機轉子的不平衡量取決于其自身質量的分布不均以及中心軸的撓曲變形。對于雙螺桿制冷壓縮機，電機轉子與螺桿陽轉子組裝進行整體動平衡試驗，動平衡對其振動影響很大。同時，電機轉子為懸臂結構，電機轉子旋轉過程由于懸臂軸的撓曲變形，導致電機產生振動，如圖3所示。

圖3 雙螺桿制冷壓縮機電機懸臂結構

（2）氣隙均勻性。氣隙不均勻使電機工作中的激磁電流發生較大變化，產生單邊次拉力，嚴重時會發生動靜件碰摩，甚至使電機發生掃膛[13]。對于雙螺桿壓縮機，在實際應用過程中主要表現為電機定子徑向不固定、電機轉子因懸臂軸剛度不足發生撓曲變形，導致定子軸線與轉子軸線不重合。

（3）氣隙值。氣隙磁場產生的徑向力波的幅值，與氣隙的二次方成反比，則聲功率近似與氣隙的四次方成反比，當氣隙從δ1增大到δ2時，聲功率級的變化可根據式（3）估算。考慮到增大氣隙會降低電機功率因素，增大空載電流，增加功耗[17-18]，因此，設計中因綜合考慮設置合適的氣隙值。

式中 δ1、δ2——氣隙值，m

（4）定、轉子開槽及極槽數。電機多數采用分布式繞組，即將繞組分布于沿氣隙圓周的多個槽內[6]。定、轉子采用斜槽，產生的徑向力波會沿電機軸向發生相位移，可降低沿軸向的平均徑向力，進而減小電機的噪聲和振動。同時，縮小定、轉子槽的開口寬度，或采用閉口槽和磁性槽楔，減小氣隙磁導諧波，同樣可以降低電機的噪聲和振動。另外，盡可能使電機產生高階數電磁力波，同時遠離定子的固有頻率，進而合理設計電機的槽配合[19-20]。

因此，從實際應用角度，影響電機振動的因素可歸結為氣隙均勻性、氣隙選值、極槽配合三類。針對上述影響因素，下面闡述了具體的減振措施，并通過試驗進行了驗證。

3 減振措施及驗證

3.1 電機氣隙均勻性

根據上述分析，提高電機氣隙均勻性的方法有：提高動平衡精度、加強電機定子定位和提高懸臂軸剛度3個方面。具體措施如下：（1）將電機轉子和螺桿陽轉子組裝件的動平衡精度從G2.5提高至G1.0。（2）電機定子和壓縮機殼體采用壓裝工藝，過盈配合定位。（3）根據電機轉子內徑和軸承內徑的尺寸規格，將支撐電機轉子的懸臂軸進行加粗處理，提高懸臂軸的抗彎剛度。現對某型號雙螺桿制冷壓縮機優化前后的氣隙按圖4從上、下、左、右4個方向進行測量并進行整機振動對比測試，詳情見如表1和圖5所示。

圖5 氣隙均勻性優化前后機腳處振動加速度1/3倍頻程對比

表1 電機氣隙均勻性優化之氣隙測量值

圖4 三相異步電動機結構示意圖

經過結構和裝配的優化，壓縮機機腳的振動加速度包括20～10 kHz總值下降2 dB，目標頻率點50 Hz和100 Hz改善明顯，50 Hz降低4.6 dB，100 Hz降低7.5 dB。由于關聯性，其余1/3倍頻均有一定程度的降低。該項試驗說明，上述3項優化措施能夠有效提高壓縮機電機氣隙的均勻性，對特定頻率點的振動有改善，也能在一定程度上降低壓縮機的整體振動。

3.2 電機氣隙選值

對于選定功率的電機，可以在保證最佳電機效率的前提下，選擇合適的氣隙值來降低電機的振動。某型號雙螺桿制冷壓縮機，電機選型功率為48kW，結合電機最佳效率設計原則，對該電機在不同氣隙下進行試驗驗證，找出最佳電機氣隙值，使受電機影響的頻率點的機腳振動降低，不同氣隙的振動數據如圖6所示。

圖6 機腳處振動加速度1/3倍頻程隨氣隙值的變化

選取6 組氣隙值，其中氣隙值0.9 mm、1.0 mm、1.1 mm和1.2 mm均能夠保證電機處于最佳效率。經過對比測試發現：在不同電機氣隙值下，1250 Hz和2500 Hz的機腳振動較為平穩，無明顯變化，偏差在±1 dB。100 Hz和6300 Hz的機腳振動變化趨勢相近，均在氣隙值1.1 mm時機腳振動最低。50 Hz在氣隙值1.0 mm時機腳振動最低。因此可以得出，氣隙值在1.0～1.1 mm區間即1.05±0.05 mm時，受電機影響的頻率點所引發的機腳振動最小。

對該系列壓縮機的其他型號進行了理論推算和實驗驗證，得出不同電機功率的最優氣隙值，如表2所示。

表2 系列化電機最優氣隙值

3.3 電機極槽數

根據上文所述，螺桿轉子在運行過程中，除嚙合基頻245 Hz外，還會產生490 Hz、735 Hz、980 Hz、1225 Hz、1470 Hz等倍頻振動峰值。由電機定、轉子槽數所產生的齒諧波基頻、倍頻容易與螺桿轉子的振動特征頻率處于相同1/3倍頻程內，從而導致振動會疊加，使得壓縮機的機腳振動偏大甚至超標。

某型號半封閉雙螺桿制冷壓縮機的電機定、轉子槽數分別為36、28，對應的定、轉子齒諧波基頻分別為1764 Hz和1372 Hz，與螺桿轉子振動特征頻率1470 Hz和1715 Hz、1225 Hz分別處于相同1/3倍頻程內，導致1250 Hz和1600 Hz 2個頻帶內的振動增大。考慮到電機定子槽數的振動影響遠大于電機轉子，以及電機自身結構的最優性能設計，將該款電機定、轉子的槽數調整為44、36，將電機定子齒諧波頻率和螺桿轉子頻率錯開，并進行試驗驗證，優化前后的振動數據如圖7所示。

圖7 電機槽數優化前后機腳處振動加速度1/3倍頻程對比

從測試數據可看出，調整電機定、轉子的槽數，將電機齒諧波頻率和螺桿轉子頻率錯開，避免振動疊加，對1250 Hz以上的壓縮機機腳振動改善明顯。壓縮機機腳的振動加速度20～10 kHz總值下降2.7 dB，其中，目標頻率點1250 Hz和1600 Hz均下降3 dB以上，在2500 Hz降低8.7 dB，整體效果顯著。

4 結論

本文研究電機氣隙的均勻性、電機氣隙值以及電機極槽配合對壓縮機振動的影響，并通過試驗驗證，得出以下結論：

（1）通過提高動平衡精度、加強電機定子定位和提高懸臂軸剛度三項措施，可改善和提高電機氣隙的均勻性。電機氣隙越均勻，對電機特定頻率（電機轉頻和電源2倍頻）的振動改善越明顯，也在一定程度上降低壓縮機的整體振動。

（2）在保證最佳電機效率的前提下，選擇合適的電機氣隙值，對與電機相關的頻率引發的振動有顯著改善。

（3）合理設計電機的極槽數，避免電機振動特征頻率與螺桿轉子特征頻率出現在相同1/3倍頻程內，從而避免振動的疊加，可有效地降低相應1/3倍頻程振動值和全頻段振動總值。