空調室外機低頻噪聲控制及管路配重設計

楊俊濤 陳志偉 高智強 程詩

珠海格力電器股份有限公司 廣東珠海 519070

0 引言

隨著生活水平的提高，人們對空調運行舒適度的要求也隨之提高，其中最主要的一點便是噪聲要求。對于空調室外機來說，噪聲源主要包括：風葉運行過程中產生的氣流聲；壓縮機運轉產生的聲音；制冷劑循環聲；空調運行結構振動產生的聲音[1]。由于空調自身結構設計的原因，上述這些噪聲通常是無法消除和避免的，在一定的噪聲范圍內不會影響空調的舒適度[2]。而異常噪聲主要是由于空調設計不合理以及其他人為因素所致，這種噪聲是可以避免和消除的。

空調管路是空調系統設計中比較關鍵的部件之一，當空調管路模態與壓縮機運行頻率及其倍頻比較接近時，容易發生共振，進而引起管路較大的振動。管路振動偏大，又會極易引起管路的低頻噪聲[3]。周奇杰等[4]通過結構動力學仿真方法對管路布局進行優化，并結合試驗解決了空調室外機250 Hz的低頻噪聲。赫家寬等[5]通過調整配重布局的方法實現了管路系統固有頻率遠離工作頻率的目的，使得管路系統振動及整機噪聲得到明顯改善。王楓等[6]利用正交試驗靈敏度分析及非劣排序遺傳算法，對四個影響顯著的結構參數進行優化，達到改善管路的振動性能和提升管路抗振性能的目的。王利亞等[7]采用管路前6階模態振型腹點分布統計的方法，制定管路配重的最優布置方案，有效改善了冰箱運行時的低頻振動與噪聲。以上可以看出，利用結構模態仿真和模態試驗分析方法，仍然是診斷和解決低頻振動與噪聲的主要措施。然而對于多階模態與異常噪聲頻率較為接近時，如何找出模態對異常噪聲的貢獻量及篩選出影響異常噪聲的關鍵模態的研究相對較少，需要進一步去研究。

本文先后通過管路的模態仿真分析、模態仿真精度驗證、工作變形分析及模態貢獻量分析等方法，鎖定引起異常低頻噪聲產生的根本原因，并通過配重的優化布局，有效控制了低頻異常噪聲的產生。

1 現有問題描述

對某款變頻空調室外機來說，在額定制熱（外側：7℃，內側：20℃）工況下，噪聲聽感測試可知：壓縮機94 Hz～104 Hz運行時，整機存在明顯的“嗚嗚”聲，尤其是在98 Hz運行時，異常噪聲聽感最為明顯。在簡易半消聲室內對該異常噪聲進行噪聲測試診斷，根據異常噪聲聽感大小及方位，在整機右側0.5 m處布置1個傳聲器，試驗裝置如圖1 a)所示。在同樣的額定制熱工況下，通過壓縮機升頻掃描測得異常噪聲表現在壓縮機94 Hz～104 Hz的2倍頻上，即188 Hz～208 Hz之間，其中196 Hz時噪聲值最大，如圖1 b)所示。

圖1 噪聲測試裝置圖及噪聲掃頻測試結果

2 低頻噪聲產生機理分析

2.1 初步診斷

壓縮機是空調室外機的主要動力源，但也是主要的振動噪聲源。管路是制冷劑介質在壓縮機、蒸發器、冷凝器、節流部件之間流通的必要通道，但也是壓縮機振動能量傳遞的主要路徑。右側板是壓縮機振動能量傳遞的主要接受者，也是通過空氣介質向外輻射噪聲的直接體現。綜上，壓縮機、管路、右側板是空調室外機產生異常噪聲的最有可能的三個關鍵部件，分別在壓縮機殼體、四通閥（管路交匯處）、右側板上布置一個三向加速度傳感器。

圖2為壓縮機80 Hz～106 Hz制熱運行時，壓縮機、四通閥、右側板的2倍頻振動與整機右側2倍頻噪聲的數據對標。可以看出，四通閥振動與異常噪聲的變化趨勢較為一致，說明管路系統與異常噪聲具有較強的相關性，需要重點關注管路系統的振動特性。

圖2 異常2倍頻噪聲與關鍵部件振動對標

2.2 管路模態仿真分析

為了更加準確地定義吸、排氣管口的約束邊界條件，管路系統仿真模型中添加了壓縮機模型。壓縮機模型對殼體、上蓋、電機、泵體、下蓋、分液器六個部分進行了簡化，并以壓縮機實際質量定義在壓縮機仿真模型上。四通閥是管路系統的樞紐，模型簡化是否合理直接制約管路模態仿真的精度，四通閥線圈質量較大，仿真模型中必須考慮，并以實際質量定義在仿真模型中。另外，減振墊圈、消音器的密度通過實際質量進行校核定義。材料參數定義如表1所示。

表1 材料參數

在網格劃分上，根據分析對象的重要程度、體積大小、計算速度等因素制定網格劃分的尺寸，具體單元尺寸定義如下：壓縮機為10 mm；四通閥、減振墊圈及消音器為3.5 mm；管路為2 mm。在邊界條件定義上，冷進管和大閥門管的自由管口面及減振墊圈的下底面采用固定約束的方式，有限元模型如圖3所示。

圖3 空調管路有限元模型

由于異常噪聲表現在壓縮機98 Hz運行時的2倍頻196 Hz上，因此，重點分析其臨近的160 Hz～220 Hz之間的模態。空調管路系統模態計算結果如表2所示。可以看出，模態仿真的第3階、第4階固有頻率與異常2倍頻196 Hz較為接近，這兩階模態振型如圖4所示。

表2 管路模態仿真結果（160 Hz～220 Hz）

圖4 管路第3階、第4階模態振型示意圖

2.3 管路模態仿真精度驗證

管路模態仿真的準確性需要通過試驗模態來檢驗，對于仿真的多階模態與異常噪聲頻率較為接近時，驗證管路模態仿真準確性尤為重要。

通過試驗模態驗證仿真模態準確性的方法有很多種，常用的一種方法是模態置信判據（Modal Assurance Criterion，縮寫為MAC），其值介于0、1之間。如果模態置信判據為1，則這兩個向量在一個比例系數內是完全等同的；如果模態置信判據為0，那么兩個向量之間不存在線性關系，即沒有相關性[8,9]。MAC關系式為：

其中：Ψi、Ψj分別為相關性分析的第i階、第j階模態振型向量，分別為Ψi、Ψj的共軛。

在試驗模態測試之前，應合理建立管路系統的幾何模型。激勵點、響應點選擇是否合理直接影響試驗模態振型分辨率[10]。為避免測點數過少導致模態出現空間混疊，可在測試前借助有限元仿真對激勵點、響應點進行預測。為了試驗模態振型的完整體現及提高試驗模態測試效率，管路線框模型選取了35個測點，如圖5所示。在管路模態測試時，選取西門子24通道LMS采集系統、PCB的356A01三向加速度傳感器、PCB的086C03力錘傳感器及LMS Test.Lab.16A軟件。測試采用移動振動傳感器的方式，為了避免傳感器附加質量對管路模態結果的影響，多個傳感器分散布置在管路的測點上；為了充分激起管路的各階模態，力錘分別激勵四通閥的上下、左右、前后方向。

圖5 管路試驗模態分析線框模型

在LMS Virtual.Lab軟件的Correlation模塊中進行管路模態仿真準確性驗證。驗證結果如圖6所示，可以看出，非對角線MAC值很低，說明模態振型相關性小，未出現模態混疊的現象。對角線MAC值較高，說明試驗與仿真模態振型具有較高一致性，如管路仿真模態160.3 Hz與試驗模態157.1 Hz的振型對標如圖7所示，可以看出，兩者振型均表現在排氣管的第4彎處，具有較高的一致性。綜上，管路模態仿真結果具有較高的可信度。

圖6 MAC模態置信判據結果

圖7 第1階模態仿真與試驗振型對標

2.4 管路ODS分析

通過管路模態仿真分析及準確性驗證，確定管路模態的第3、第4階固有頻率接近異常噪聲對應的頻率，但無法確定異常噪聲是由這兩階固有頻率共同作用，還是由其中一階作用。因此，還需要進一步分析這兩階模態對異常噪聲的貢獻量。

模態對異常噪聲的貢獻量的分析方法較多，本文通過異常噪聲對應頻率下的管路真實振動響應與管路模態之間的相關度來評判，即運行頻率下管路的振動響應與管路模態進行模態置信判據（MAC），若某階模態與響應的相關度高，說明該階模態對響應的貢獻量大、參與度高。

本文利用工作變形分析（Operational Deflection Shape，ODS）獲取異常噪聲峰頻196 Hz對應的管路振動響應。在ODS試驗時，所有測點數據最好為同一批次測得，如果傳感器或通道數量不夠，需要分批次測量，則要保證有一個測點作為相位參考，即這個測點的傳感器不移動，每個批次都要測。ODS測試使用的線框模型與試驗模態測試使用的線框模型相同，即35個測點。本次試驗參考點布置在了四通閥上，測點分散布置在管路上，圖8為某一輪參考點與測點的布置示意。在額定制熱工況下，壓縮機運行頻率為98 Hz，且盡可能保證每輪測試時工況的一致性。計算其2倍頻196 Hz的管路ODS振型，如圖9所示。可以看出，振動云圖主要表現在排氣管的第2彎上，與第3階模態振型較為接近。

圖8 某輪振動傳感器布置示意

圖9 管路196 Hz的ODS

在LMS Virtual.Lab的Correlation模塊中進行模態振型與ODS（196 Hz）的相關性分析，結果如圖10所示。可以看出，管路模態仿真的第3階194.3 Hz與ODS的196 Hz的MAC值最高，說明管路第3階模態對異常噪聲的貢獻量最大，即排氣管第2彎沿著壓縮機殼體切線方向擺動、第5彎繞四通閥上下方向旋轉是導致異常低頻噪聲產生的主要原因。

3 異常低頻噪聲控制

在開發初期，一般可以通過修改管路結構、走向，對管路固有頻率進行調整[12]。但在開發后期，結構已經成型，不便進行結構修改，可在管路上增加配重塊（阻尼塊、橡膠圈、管夾）等措施來調整管路的固有頻率。基于管路模態第3階振型，制定如下優化方案：在排氣管的第2彎處固定40 g的橡膠圈，在排氣管與大閥門管之間固定1個管夾，如圖11所示。

圖11 優化方案示意

在相同的制熱（外側：7℃，內側：20℃）運行工況下，驗證優化方案對低頻噪聲的抑制效果。仍在整機右側相同的0.5 m位置處布置1個傳聲器，測試壓縮機升頻（20 Hz～106 Hz）時的整機噪聲，為便于觀察，僅顯示50 s～100 s的數據，如圖12所示，與圖1相比可知，188 Hz～208 Hz之間的異常噪聲峰值消失了。為了更好的對比方案改進前后的效果，在相同的測試環境、工況及測點布置下，通過調頻測試了壓縮機60 Hz～106 Hz運行時的原始方案及優化方案的噪聲，測試結果如圖13所示，再次驗證了異常頻段188 Hz～208 Hz之間的噪聲峰值明顯降低的結果。經噪聲聽感測試，整機的異常“嗚嗚”聲也得到了明顯的改善。

圖12 優化后噪聲時頻圖

圖13 優化前后噪聲對比

4 結論

（1）通過振源、路徑、響應的振動與異常2倍頻噪聲之間的相關性分析，診斷出管路系統與異常低頻噪聲具有較強的相關性。

（2）通過管路模態仿真分析及準確性驗證，確定了管路模態的第3、4階固有頻率與異常噪聲所對應的頻率較為接近。

（3）結合工作變形（ODS）分析和模態貢獻量分析，最終鎖定管路第3階模態（排氣管第2彎、第5彎）是導致異常低頻噪聲產生的主要原因。

（4）根據結構模態振型制定異常噪聲的解決方案，往往可起到立竿見影、事半功倍的效果，可以大大縮減反復的試驗驗證工作。