空調器電動機低頻噪聲分析及治理

奧克斯空調股份有限公司 魏華鋒 秦 憲 吳 君

0 引言

隨著人民生活水平的提高，對空調器的要求已不局限于冷熱調節，舒適性要求也越來越高，如靜音等。空調器噪聲主要由室外側噪聲和室內側噪聲構成。室外側噪聲主要指壓縮機、風機電動機運行過程中與殼體結構和管路共振產生的噪聲。室內側噪聲主要指風機電動機和高速流動的制冷劑與殼體結構和管路共振產生的噪聲。

噪聲按頻率分為低頻噪聲、中高頻噪聲。目前對于空調器800 Hz以上的中高頻噪聲研究較多，其降噪措施主要為消聲和吸聲，而對800 Hz以下的低頻噪聲的機理和降噪手段研究較少。研究表明，消費者對低頻噪聲的敏感度要高于中高頻噪聲，即低頻噪聲引起的煩惱度要大于高頻噪聲[1]，因此，降低低頻噪聲對提高空調器靜音效果具有很大的意義。

筆者在產品開發中，發現功率2 600 W的定頻空調器存在低頻噪聲：114 Hz時發出“咚咚”聲，360 Hz時發出“嗚嗚”聲，且噪聲連續，噪聲較大，類似壓縮機傳遞聲，體驗者不適度高。針對此問題，開展了低頻噪聲源識別、低頻噪聲產生機理及其傳播路徑和輻射的研究，并對噪聲源、傳播路徑和噪聲輻射面進行了改善方案論證，以促進低頻噪聲的治理。

1 噪聲分析

測試樣機：功率2 600 W的定頻空調器。試驗室：混響噪聲室。

測點布置如圖1所示：在混響噪聲室內布置5個噪聲測點，測點1～4布置在試驗室4個角落，測點高度為各角落異音聽感最大處，測點5自由調整，布置在整個試驗室異音聽感最大處。

圖1 測點布置示意圖

1.1 噪聲源識別方法

空調器噪聲組成比較復雜，包括壓縮機噪聲、管路噪聲、液流噪聲、電動機噪聲等，進行噪聲處理前需要對噪聲源進行鑒別，并對主噪聲源開展降噪分析。

噪聲鑒別方法主要有分步運轉法、選擇隔離法、聲強測量法、頻譜分析法、倒頻譜分析法、相關分析法等。每種方法各有優缺點和局限性，在實際應用中，應根據具體情況選擇最適宜的鑒別方法。本案例中采用了分步運轉法、選擇隔離法和頻譜分析法[3]。

分步運轉識別噪聲源：在不同的時間，分別測試不同噪聲源的輻射聲功率，并進行比較，輻射聲功率最大的噪聲源即為主要噪聲源。初步判斷產生114 Hz和360 Hz低頻噪聲的源為室外機電動機，其測試噪聲值及最大頻率如表1所示。

表1 電動機和壓縮機分步運轉噪聲

選擇隔離識別噪聲：對同一型號電動機，分別單獨運行檢測噪聲，確認是否為電動機的共性問題。測試噪聲值及其最大頻率如表2所示。測試結果表明，114 Hz和360 Hz低頻噪聲為電動機共性噪聲。

表2 電動機噪聲一致性分析測試結果

1.2 噪聲源分析

通過噪聲頻譜分析，確認114 Hz和360 Hz的低頻噪聲為電動機共性噪聲,采用噪聲矩陣分析法分析各噪聲頻率段的主要噪聲源，然后對主要噪聲源進行分析，如圖2所示。

注：B為噪聲類型；f為噪聲頻率。圖2 電動機低頻噪聲頻率矩陣分析圖

通過分析發現，主要噪聲源為電動機的電磁噪聲和機械振動噪聲，低頻噪聲主要分布在100、114、125、360 Hz和500～2 000 Hz頻率段，為電動機裝配精度或旋轉不平衡引起的振動噪聲、軸承噪聲等及與空調殼體、墻體產生的共振噪聲[4]。

2 噪聲產生機制與傳播路徑

2.1 電動機噪聲源

電動機噪聲主要有電磁噪聲、機械噪聲和氣流噪聲。電動機低頻噪聲故障分析方法(FTA)分析結果見表3。

表3 電動機低頻噪聲故障分析方法(FTA)分析結果

電磁噪聲來源于電磁振動，電磁振動由電動機氣隙磁場作用于電動機鐵芯產生的電磁力激發，而電動機氣隙磁場又決定于轉子繞組磁動勢和氣隙磁導。氣隙磁場產生的電磁力是一種旋轉力波，分為徑向和切向2個分量。徑向分量使定子和轉子發生徑向變形和周期性振動，是電磁噪聲的主要來源；切向分量是與電磁旋轉相對應的作用力矩，它使轉子根部彎曲，并產生局部振動變形，是電磁噪聲的次要來源[2]。

電磁噪聲是一種單一頻率噪聲，在某轉速下固定不變，頻譜不連續，包含一個或多個單峰。當電磁頻率與固有頻率接近時，會產生諧振，鐵芯振動及輻射噪聲將大幅增大。

機械噪聲是電動機運轉過程中摩擦、撞擊、不平衡及結構共振引起的噪聲，電動機振動主要分徑向振動和軸向振動，徑向振動主要由轉子的不平衡旋轉力引起，而軸向振動與軸承摩擦有關[5]。

氣流噪聲是通風系統中氣流壓力局部迅速變化和隨時間急劇脈動時與障礙物發生摩擦產生的單頻噪聲，如薄壁零件諧振造成的“笛聲”。

2.2 噪聲的傳播路徑

電動機噪聲源于振動，電動機振動在固體中的傳播路徑為：轉子不平衡、軸承不平衡等不平衡力產生的振動傳遞到電動機殼體，通過電動機支架傳遞到室外機底盤、冷凝器，然后傳遞到箱體和安裝支架，進而傳遞到室內[6]。

從傳播路徑來看，通過阻尼削弱傳播過程中的振動是有效控制電動機振動噪聲的方式[7]。

3 降噪措施和試驗驗證

3.1 降噪措施

對于電動機的低頻共振噪聲，主要降噪措施為削弱激勵源的振動和減弱傳播過程中的振動。具體降噪措施如表4所示。

表4 電動機低頻噪聲降噪措施

3.2 試驗驗證

1) 方案1。

如圖3所示，114 Hz和360 Hz低頻噪聲基本消失，體驗未發現低頻“嗡嗡”聲等異音。通過試驗數據分析發現，減小風機葉片質量，降低軸承負載，減弱軸承的摩擦和調節轉子的質量偏心，提升動平衡，有利于降低電動機的低頻振動。在風機葉片設計階段需驗證與之匹配的電動機噪聲，確保無噪聲異常。

圖3 電動機低頻噪聲整改方案FTA頻譜

2) 方案2。

如圖3所示，114 Hz噪聲降低6.1 dB,360 Hz噪聲降低3.5 dB，體驗發現，低頻“嗡嗡”聲明顯降低，通過試驗數據分析發現，優化電動機轉速，避開共振頻率可以減少電動機的低頻振動。因此，電動機降噪過程中，應多關注電動機轉速及風機葉片轉向等，以減少軸承振動為切入點，開展降噪工作。

3) 方案3。

如圖3所示，改變外觀結構可以改變殼體剛度，從而改變電動機固有模態，通過實驗數據分析發現，噪聲頻譜中114 Hz和360 Hz噪聲消失。試驗驗證優化電動機殼體結構，提高殼體剛度，改變電動機共有頻率和共振，改善了噪聲輻射，可完全消除電動機114 Hz和360 Hz噪聲。

4) 方案4。

如圖3所示，114 Hz噪聲不變,360 Hz噪聲降低0.8 dB，改善效果不明顯，通過實驗數據分析發現，優化電動機支架雖能改善傳播路徑，但對低頻噪聲的改善有限。因此在傳播路徑方向上消除噪聲，應關注噪聲吸收和輻射，單純改變安裝支架的固有模態，降噪效果不明顯。

通過以上試驗驗證數據分析發現，解決空調電動機低頻噪聲的主要手段為優化電動機固有模態和優化電動機與風機葉片的匹配度，減少軸承的不平衡，通過減弱電動機振動，有效消除低頻噪聲[8]。

4 結論

1) 空調器的噪聲為多源噪聲耦合效應，要精準鑒別其主要噪聲，需采用分步運轉法、頻譜分析法等精準識別并篩選主要噪聲源，然后實施降噪手段，如削弱噪聲源和改善噪聲傳播路徑等。

2) 空調電動機低頻噪聲較為復雜，多為電動機、風機葉片不匹配造成，因此應針對不平衡的機械運轉引起的噪聲開展研究，如轉子不平衡噪聲、軸承噪聲等，其改善措施主要有降低軸承負載、調節電動機轉速、風機葉片結構及質量和提高軸承質量、精度及其配合，減小質量偏心。

3) 空調電動機的低頻噪聲主要由振動引起，提高電動機結構剛度，改變模態，降低固有頻率，有利于減少其與空調器室外機殼體的共振，削弱低頻噪聲。