冰箱轟鳴聲的分析與優化

赫家寬 黃寬橢 王曉妮 周 蕾

（珠海格力電器股份有限公司 珠海 519070）

引言

冰箱噪聲包括壓縮機噪聲、風扇噪聲、冷媒流動噪聲以及其他結構輻射的噪聲，在冰箱開發過程中時常遇到壓縮機高轉速運行時，出現轟鳴聲的現象，使人感覺十分壓抑，甚至導致噪聲值超過標準值。冰箱的低頻轟鳴聲噪聲產生原因可能為結構噪聲，也可能為結構與聲腔耦合產生，本文針對某款冰箱的轟鳴聲問題進行分析，從“激勵源-傳遞路徑-響應”的分析思路，主要針對激勵源（壓縮機）和傳遞路徑（底板、外殼、內壁、空腔）進行測試和分析，研究該轟鳴聲產生原因，并提出整改優化方案。

1 冰箱傳遞路徑測試

LMS傳遞路徑分析可以提供系統的解決方案，作為一種全面分析振動噪聲問題的方法，有助于對振動噪聲問題進行故障診斷。傳遞路徑分析法的基本原理為，假設樣機受m個激勵力作用，每一激勵力都有x、y、z三個方向分量，每一激勵力分量對應著n個特定的傳遞路徑，那么這個激勵力分量和對應的某個傳遞路徑就產生一個系統響應分量。若以冷凍室內聲壓作為系統響應，在線性系統的假設基礎上，這個由于壓縮機結構力輸入產生的聲壓可表示為：

式中：

Pmnk—響應；

Hmnk(ω)—傳遞函數；

Fmnk(ω)—激勵力。

如圖1所示，忽略冰箱壓縮機吸氣管和排氣管的影響，只考慮四個膠墊的激勵，即b1～b4，每個激勵點包括三個方向，共12條傳遞路徑。在冷凍室內布置麥克風即為目標點。此外還需在底板、外殼、冷凍室內壁等處布置加速度傳感器作為指示點，即b5～b24，用于載荷識別。測試b1～b4的振動激勵、b1～b4至冷凍室麥克風的傳遞函數及麥克風的響應等數據，進行傳遞路徑分析。

圖1 傳遞路徑測試示意圖

以b2x路徑為例分析其響應與激勵和傳遞函數的關系，從圖2看出3131 轉時的響應聲壓較大，該轉速下的激勵有明顯的突出峰，但傳遞函數沒有明顯的峰，所以該轉速聲壓較大的原因主要為壓縮機激勵引起。傳遞函數曲線在24 Hz有明顯的峰，但是響應并不大，可見壓縮機激勵為主要因素。

圖2 b2x路徑的激勵-傳遞函數-響應曲線

2 冰箱壓縮機振動與噪聲特性

通過傳遞路徑的分析可知，壓縮機激勵與轟鳴聲有較強關聯，為此測試壓縮機的振動特性。壓縮機單體在不同轉速下的振動如圖3所示，可看出壓縮機在低轉速振動較小，均在0.8 m/s2以下，但是3 000 轉以上的高轉速下振動顯著增大，最大達到1.2 m/s2。

圖3 壓縮機單體不同轉速下振動

對整機上的壓縮機振動頻譜進行測試，如圖4，壓縮機設定轉速為3 840 轉，其激勵頻率主要為壓縮機1倍頻，與低頻噪聲頻率一致。且由于為臥式活塞壓縮機，其橫向振動（X/Y）大于豎直（Z）振動。進一步說明低頻轟鳴聲與壓縮機激勵有較大關聯。

圖4 壓縮機3 840 轉的振動頻譜圖

3 空腔模態分析

試驗中發現該轟鳴聲主要由冰箱空腔直接發出，圖5為轟鳴聲噪聲頻譜圖，所以進一步分析其空腔模態特性。

圖5 轟鳴聲噪聲頻譜圖

利用ANSYS軟件進行空腔模態仿真計算，見圖6空腔模態振型，前6階計算結果如表1。第一階24.2 Hz，振型為下箱體的振動（此計算結果與傳遞函數24 Hz處的峰值相符），其他均在200 Hz以上。轟鳴聲出現的壓縮機頻率范圍為50～70 Hz間，該范圍內雖不存在明顯的共振空腔模態。但根據模態疊加原理，聲響應將主要以第一階形式波動，若激勵較大，同樣會在冷凍室形成駐波，從而輻射出較大轟鳴聲，試驗現象也體現為冷凍箱噪聲較大，因此，聲腔模態與該低頻聲有較大相關性。

圖6 空腔模態振型

表1 空腔模態頻率

綜上，冰箱產生轟鳴聲的機理為壓縮機在高頻段（50～70 Hz）產生較大的振動，冰箱壓縮機為活塞往復式壓縮機，因而徑向振動大，該振動通過壓縮機膠墊、襯套、底板、冰箱外殼等路徑傳遞到箱體內部，激勵頻率與空腔第一階模態最為接近，結構與空腔產生耦合作用，引起聲腔的空氣波動主要呈現該階振型的形式，即冷凍箱內產生較大的聲壓，從而產生低頻轟鳴聲。

4 結構優化

根據轟鳴聲產生機理，該轟鳴聲主要由于壓縮機激勵引起，并通過空腔放大導致轟鳴聲的產生。由于一般冰箱容積大小基本確定，其空腔形狀不易更改，而壓縮機很多為外購，內部結構整改難度大，故主要從壓縮機減振方面進行優化。

減振膠圈的隔振能力可以用傳遞率衡量，即響應幅值與輸入幅值的比值，該傳遞率為頻率比的函數，忽略阻尼時可用下式表示：

式中：

T—在f下輸入振動的傳遞率；

r——頻率比值，r=f/fn；

f—振動輸入頻率，Hz；

fn—系統固有頻率。

傳遞率公式（2）可用圖7中的曲線表示，輸入振動的隔離在頻率比時開始，高于此頻率后，才起到隔振作用[1]。

圖7 傳遞率曲線

隔振體系的固有振動頻率可用下式表示：

可簡化成

式中：

K—動態回彈速率，N/mm；

g—質量常數，9 800 mm/s2；

W—體系重量，N。

設定輸入振動頻率f=50 Hz時的傳遞率目標為T=20 %，這個值等價于80 %的隔離，這個值等價于80 %的隔離，根據以上公式（2）和公式（4）進行減振膠墊優化。

優化前后的減振膠墊如圖8所示，有效支撐高度由10 mm改為15 mm，承載面積由506 mm2改為336.8 mm2，上部內徑由10 mm改為11 mm。膠墊的下部振動變形較小，因此將膠墊與襯套的配合位置設計在下部，保證膠墊軸心與螺栓軸心對齊，從而實現徑向定位。上部孔徑及軸向高度與襯套保持一定間隙，防止振動通過襯套傳遞到底板。

圖8 減振膠圈結構圖

減振膠墊結構經過優化，冰箱高轉速下的噪聲得到明顯改善，例如壓縮機3 840 轉的噪聲峰值從35 dBA降低為22 dBA，現場體驗轟鳴聲有明顯的降低，見圖9。

圖9 優化前后噪音頻譜圖

5 結論

本文通過傳遞路徑測試手段，對冰箱壓縮機振動傳遞情況進行了分析，并結合有限元法進行了聲腔模態仿真計算，研究了冰箱轟鳴聲產生機理，并提出了改進方案，得出了以下幾點：

1）冰箱轟鳴聲主要與壓縮機1倍頻激勵較大有關，在高轉速較為明顯。

2）冰箱內部空腔存在低頻模態，對應冷凍室振型，振動激勵較大時容易在冷凍室內形成駐波。

3）設定20 %的傳遞率目標，對壓縮機減振結構進行優化，冰箱轟鳴聲可以得到明顯改善。