變頻空調室外機啟動異常噪音分析及改善

高智強，楊俊濤，陳志偉，夏增強

（珠海格力電器股份有限公司，廣東珠海 519070）

0 引言

隨著房間空調器的普及使用，居民家電耗能也在不斷攀升，有數據表明，在我國建筑能耗約占社會總能耗的四分之一，而在民用建筑中，空調耗電量占整個建筑耗電量的比例約40%~60%[1]，因此空調節能非常必要。自2020年7月1日起正式啟用的GB 21455—2019《房間空氣調節器能效限定值及能效等級》[2]，對空調的能效進行顯著的提升，而且也會進一步加大變頻空調的普及力度。

空調的核心之一就是轉子壓縮機，有資料表明，我國轉子壓縮機的產能超過2億臺，并且朝著壓縮機小型化、電機高效化不斷發展[3-4]。由于變頻空調更具節能、舒適的效果，在空調市場的份額也越來越大。此外，新的能效評價方式、新型環保冷媒的引入（如R32）等[5-6]，也會進一步提升空調系統的能效。

根據工作原理和使用環境的特點，變頻壓縮機當前主要采用永磁同步電機驅動。考慮到家用空調使用的環境復雜多變，壓縮機的負載也會發生顯著變化，如果啟動控制程序不合理、啟動力矩不夠，就會存在壓縮機啟動失敗的現象。李慶堅等[7]分析不同樣機的啟動波形，指出合理的啟動方式一般包含轉子預定位、電流開環控制和閉環控制，并且通過增大啟動電流和啟動次數，從而獲得更大啟動力矩。楊啟超等[8]分析了壓縮機啟動負載特性，介紹了不同種類的啟動方式。張耀中等[9-10]的研究表明采用改進型磁鏈觀察器的啟動方式可以使電機更順利的啟動和平穩切換。孫常權[10]指出，變頻壓縮機啟動失敗的一個重要原因是系統壓差過大，導致壓縮機啟動負載偏大，一般要求系統壓差控制在0.2 MPa以內。黃輝等[14]和李曉陽等[15]均提出了一種自動估算當前負載狀況的有效方法，根據當前估算的負載自動進行轉矩電流前饋補償，顯著降低了壓縮機低速時的轉速波動。

實際上，隨著變頻壓縮機的不斷小型化、高效化，其一些關鍵指標也不斷發生變化，如轉動慣量和轉矩常數等。如果維持原有的啟動模式或參數，往往導致壓縮機在啟動過程中的振動響應發生顯著變化，從而造成整機振動和異響的情況加劇。

筆者將結合具體工程案例問題，分析此類問題，并從中提煉出合理的解決方案。

1 壓縮機轉矩特性分析

1.1 壓縮機驅動轉矩分析

根據變頻壓縮機永磁同步電機工作原理（圖1），其機械運動方程：

圖1 壓縮機永磁同步電機工作原理

式中，J為轉子轉動慣量，kg?m2；Ω為角速度，rad/s；Te為電磁驅動轉矩，N?m；T1為壓縮機負載轉矩，N?m；B為黏滯系數，(N?m?s)/rad。

驅動力矩的方程：

式中，p為壓縮機極對數；?f為轉子磁鏈，Wb；Ld、Lq為d軸、q軸電感，mH；id、iq為d軸、q軸電流，A。

為了簡化計算，一般可以將式(2)轉化為：

式中，i*為等效輸入電流，A；Kt為測量轉矩常數，(N?m)/A。

1.2 壓縮機負載（轉子）力矩分析

轉子壓縮機的工作原理是采用曲軸帶動滾子在密閉腔內連續運轉，實現氣體的壓縮和排出（圖2）。根據轉子結構受力特性，轉子負載力矩的方程為：

圖2 壓縮機轉子力矩分析

式中，R為氣缸內圓半徑，m；L為氣缸高度，m；τ=e/R為偏心率；po和ps分別為排氣壓力和吸氣壓力，Pa；θ為轉角，rad。

1.3 壓縮機啟動關鍵因素分析

在常溫工況下，壓縮機啟動時制冷劑黏滯系數B很小，產生的負載轉矩也比較小，因此可以忽略。所以式(1)和式(3)可以簡化為：

由式(5)可知，變頻壓縮機在啟動過程中，如果環境工況一致時（近似吸排氣壓力保持一致），轉子的轉動慣量降低、輸入力矩電流增大和轉矩常數增加都會導致壓縮機在啟動過程中，轉子系統的加速度增大，從而導致整個壓縮機的抖動增大，進而帶動與之連動的結構件，發生碰撞和產生異響。

筆者進一步匯總、分析同冷量機型的不同壓縮機，隨著電機、壓縮機結構的不斷優化改進，整個壓縮機的關鍵信息也在不斷發生變化。如果還是采用原有的電機控制參數，勢必導致壓縮機產生不同的振動效果。圖3所示為同壓縮機關鍵信息對比，由圖3可知，在同樣的驅動參數下，A款壓縮機的啟動振動要比C款壓縮機的振動增大1倍多。

圖3 不同壓縮機關鍵信息對比

2 壓縮機啟動分析

由于壓縮機內部無法安裝位置傳感器，當前的變頻轉子壓縮機基本上采用無位置磁場定向控制算法。該算法的關鍵之處在于針對壓縮機啟動控制。為了保證壓縮機能夠在各種負載工況下，都能夠可靠啟動，典型的啟動方案如圖4所示。

圖4 壓縮機啟動波形

由圖4可知，壓縮機的驅動力矩，在開環階段比較大，需要克服轉子慣性和阻力矩等因素，才能保證轉子順利旋轉起來。因此，在啟動電流開環控制階段中，因驅動力矩較大，壓縮機的振動也會變得較大，這也是容易產生異響的關鍵時間段。

3 工程案例分析

3.1 壓縮機隔振系統

根據壓縮機的安裝結構特點，上部通過吸排氣口與管路系統相連，下部通過壓縮機基腳與隔振系統相連，其隔振系統實物如圖5所示。

圖5 壓縮機隔振系統實物

圖6所示為壓縮機隔振系統。由圖6可知，壓縮機的基腳（運動）與底盤定位螺栓（非運動）之間設計一定的間隙（一般1 mm左右），用于防止壓縮機的振動傳遞定位螺栓，進而導致結構振動或異響。

圖6 壓縮機隔振系統

3.2 壓縮機啟動仿真分析

為了深入分析某款壓縮機在啟動過程中通過壓縮機基腳振動產生的異響，需要計算并確定壓縮機基腳啟動過程的變形和沖擊，進而設計合理的改進方案。分析的對象如圖7所示，壓縮機的關鍵特性如表1所示。

表1 某款變頻轉子壓縮機的特性相關參數

圖7 壓縮機瞬態轉動分析有限元模型

在常溫工況下壓縮機啟動時，一般要求系統的壓差小于0.2 MPa，經計算此時轉子負載力矩，相比驅動力矩要小很多（大約是驅動力矩的1/8）。因此為了簡化計算，瞬態分析時，壓縮機的激勵載荷，按式(3)計算，具體加載如表2所示。

表2 瞬態分析載荷加載

計算結果表明該款壓縮機的啟動過程中，基腳的最大形變超過2 mm（圖8），原有的設計間隙是偏小的（1 mm）。

圖8 壓縮機啟動基腳瞬態形變（單位：mm）

3.3 實驗對比驗證

為進一步驗證壓縮機啟動過程中，是基腳與定位螺栓設計間隙偏小導致的問題，通過實驗對比驗證。通過監測壓縮機定位螺栓的振動情況并結合主觀聽感，確認壓縮機在啟動過程的異音，具體如圖9所示。

圖9 壓縮機定位螺栓監測

圖10所示為優化前后定位螺栓振動響應對比。由圖10可知，原機狀態下，定位螺栓的振動超過2 g，并且可以顯著聽到結構撞擊的異響聲。結構基腳啟動位移變形量，增大基腳與定位螺栓的間隙，再次測試發現，螺栓振動顯著降低（小于0.3 g），沒有聽到撞擊異響，整個壓縮機啟動過程，平穩且無異常噪音。

圖10 優化前后定位螺栓振動響應對比

4 結論

本文針對某款變頻壓縮機啟動過程產生的異常噪音，分析了變頻壓縮機的驅動力矩與負載力矩的特性以及安裝結構特性，得出如下結論：

1）變頻壓縮機啟動過程中的開環運行，驅動力矩最大，其與輸入電流和電機轉矩常數都呈正相關；壓縮機的轉動慣量不斷降低，也會進一步增大壓縮機啟動過程的振動響應；

2）通過對壓縮機-管路系統進行瞬態動力學分析，可以得出壓縮機啟動過程中，壓縮機基腳最大位移2.1 mm，遠大于設計安裝間隙1.0 mm；

3）在無法降低啟動電流時，可適當增大安裝結構壓縮機基腳和定位螺栓的配合間隙，從而可以避免因壓縮機啟動時，振動增大導致的結構異響。