新型旋转式压缩设施声源的探讨

　　旋转式压缩机是在 80 年代末期发展起来的， 具有广阔的应用前景。 但是， 由于机械和电磁方面的原因， 使旋转式压缩机产生的噪声较大， 因此， 寻求降低旋转式压缩机的振动和噪声的有效方法， 对促进旋转式压缩机的应用， 进一步提高我国冰箱的生产水平具有重要意义。

　　1 旋转式压缩机的振动和噪声机理及频谱特性分析

　　一般地， 旋转式压缩机的噪声主要包括机械噪声、电磁噪声和制冷剂噪声。 机械噪声是由机械不平衡、机械碰撞、滑动引起的， 主要通过轴、轴承、壳体向空间传播； 电磁噪声是由基波磁通、高次谐波磁通及电磁不平衡引起的， 主要通过定子、壳体向空间传播； 制冷剂引起的噪声包括射流噪声和气穴噪声， 其通过制冷剂、壳体向空间传播。 由此可见， 旋转式压缩机的噪声源较多， 要想有效地降低其噪声， 首先必须正确地识别主要噪声源。

　　1. 1 机械噪声

　　旋转机械引起的系统不平衡产生的振动和噪声， 其频率应是转子转动基频的整数倍， 即有f n = nf 0 = nN / 60（1）式中 f n为转子旋转引起系统不平衡力产生的振动和噪声的频率， f 0为转子的转动频率， N为转子的转速。 压缩机工作时， 由于机体中的阀片、滑片等运动件的敲击会产生频率高于 2 kHz 的突发性噪声， 而压缩机各运动部件的相对滑动会产生 1. 6 2 kHz 的摩擦声。

　　1. 2 电磁噪声

　　电机的电磁力作用在定、转子的气隙中会产生旋转力波和脉动力波， 使定子产生振动而辐射噪声， 这类噪声为电磁噪声， 它与电机气隙内的谐波磁场及由此产生的电磁力波的幅值、频率、极数以及定子本身的振动特性， 如固有频率、阻尼、机械阻抗均有密切的关系， 还与电机的声学特性有关。 通常， 电磁噪声主要是由于电磁力引起的铁心轭部振动， 通过机壳传播出去而产生的。 电磁力决定于气隙电磁场。 由此可见， 电磁噪声主要由设计的电气参数和机械参数以及装配工艺决定。 一台好的电机应是气隙磁场谐波分量小， 产生的径向力幅值小， 阶数高， 电磁力频率远离定子的固有频率， 并保证由铁心传递给机壳的振动削弱到*小的程度。

　　由于基波磁通和高次谐波磁通大致是沿径向进入气隙， 它在定子和转子上产生径向力， 并因此引起径向的振动和噪声。 此外， 它还产生切向力矩和轴向力， 并因此产生切向和轴向的振动和噪声。 单相电机产生切向振动较大， 容易辐射噪声。

　　电机切向振动产生的噪声频率为f t = rf 0 + 2af 1（2）式中 a 取 0 或 1， a= 1 时， 系数 r= 0， 2， 4，， a= 0 时， r = 2， 4， 6，； f 1为转子基频； f 0为电网频率。

　　电机径向振动引起的噪声频率为f r = k Z 2 p（1-） + 2 f 2（3）式中 k= 0， 1， 2，； Z 2为转子槽数； p 为基波相对数； 为转差率； f 2为电源频率。

　　1. 3 制冷剂噪声

　　制冷剂噪声包括射流噪声和气穴噪声。 由于这两部分噪声在总噪声中处于次要地位（下面的实验证明了这一点）， 在此不再详述。

　　由上述分析可以看出， 机械因素产生的噪声的频率要比电磁因素产生的噪声的频率密集，而一般来讲， 对于一台合格的电机而言， 电磁力激起的噪声要比机械因素激起的噪声小， 因此可认为压缩机的总噪声中， 机械噪声占主要地位。

　　2 压缩机系统的实验研究为了进一步分析压缩机的振动与噪声， 确定压缩机的振动与噪声产生的原因， 测量了压缩机的表面声辐射和振动频谱。 表面的噪声的测量是采用 B K4181 声强探头和B K2133 信号分析仪进行的， 为了测量压缩机表面的声辐射， 首先将压缩机表面进行包络面网格划分，所示， 表面网格为 36 mm ！ 18 mm 的矩形。 实验是在半消声室内进行的， 在距离网格的交点30 mm 处进行测量。 测量结果如 所示（ 从数值上比较， 壳体两端的声强级普遍小于圆柱壳体的声强级， 且数值比较分散， 可以认为两个端面辐射的噪声不是主要的。 因此没有给出测量结果） . 可以看出， 在距离压缩机壳体前端 40 mm 处压缩机壳体的噪声辐射*大， 该位置是压缩机支架的位置， 支架是与壳体在圆周方向上隔 120？的三点点焊固定的。 可见支架处是*大的噪声源。 事实上， 支架处集中了压缩机的全部运动部件， 如滑动轴承、偏心轴、滑片、阀片、滚动活塞、电机转子等。 这些部件的振动必然要通过支架传递到壳体， 使壳体辐射噪声。 另外， 这些部件产生的噪声也可能透过壳体传到外面。

　　为了鉴别制冷剂对噪声的影响， 采用分步运转法对制冷剂在总噪声中的作用进行评价。

　　分别在加载和将吸气口、排气口堵住的空载工况下在 A 点（ 如 所示） 测量了该点声压级，结果所示。 所示的结果可以看出， 空载工况和加载工况情况下各频带的噪声非常接近， 因此可认为制冷剂噪声在总噪声中所占比例很小， 可以忽略不计。

　　可见在低频和中低频处有两个峰值。 为了进一步区分噪声是机械噪声还是电磁噪声测定了压缩机的连续噪声和振动频谱， 如 所示。 从 可以看出， 噪声和振动主要集中在 400 Hz 以下， 振动主要的峰值频率为 48、98、100、148、196、250、300、350 Hz， 噪声主要的峰值频率为 48、98、100、148、202、246、300、350 Hz. 从上述理论和实验分析可以得出， 48 Hz 处的噪声是由转子的动不平衡引起的。 由 的测量结果可见 98 Hz 处的噪声峰值*大， 是因该处同时存在着机械因素和电磁因素的共同作用。 此外， 除 19、300、400 Hz 等处由机械电磁叠加而产生噪声外， 其余 148、250、350 Hz 处的峰值噪声均是仅仅由机械因素产生的。 这进一步表明在压缩机的总噪声中， 机械噪声占主要部分， 因此， 进行噪声控制应着重控制机械噪声。

　　（ a） 噪声频谱（ b） 振动频谱3 旋转式压缩机的有限元分析

　　有限元法是分析结构固有特性的有效方法， 利用有限元法可有效地分析压缩机的固有频率和振型， 为进一步的噪声和振动控制奠定基础。给出了压缩机的外形， 可采用如下的方法进行有限元单元划分： 压缩机壳体为薄板结构， 可作为二维板壳单元； 电机定子可作为三维实体单元， 虽然其与压缩机壳体是热套形成的， 但因与壳体的接触面积大， 故结点与壳体共用，作为一体考虑； 支架也作为二维板壳单元处理， 但要注意的是它与压缩机壳体的连接方式， 支架仅在每隔 120？的三点与壳体焊接， 其余是间隙配合， 故除三个焊点与壳体共用结点外， 其余均用伪单元处理； 电机转子是一细长轴， 将其分为支架轴段（ 较细） 和转子段（ 较粗） 两个梁单元处理。 另外， 支架中心附着有一套压缩机机体， 因体积小质量集中， 可将其作为集中质量附加在附加在支架的中点上。 *后约束加在压缩机的四个支承座上， 作为球形铰支处理。 虽然电机定子和转子的结构复杂， 材料也不单一， 按上述方法简化后可能会产生一些计算误差， 但我们的*终目标是求得压缩机的总体模态， 而非局部附件的模态， 可认为经过上述划分和简化， 基本上可以保证计算精度。 给出了压缩机及其壳体进行有限元计算前的单元划分图。

　　（ a） 压缩机（ b） 壳体 压缩机及壳体的有限元单元划分对压缩机及其壳体进行了有限元划分及其节点编号后， 可得各节点的动力平衡方程如下{ F i } + { F d } + {F y } + { P（ t）} = 0（4）式中惯性力向量{ F i }= < M > 2 t 2 { } ， { } 为节点位移， < M > 为系统整体的质量矩阵； 阻尼力向量{F d }= < C> t { }， < C> 为系统整体的阻尼矩阵； 弹性力向量{ F y } = < K > { }， < K > 为系统整体的刚度矩阵； { P（ t）} 为动力载荷向量。

　　利用式（ 4） ， 假设系统的输入为零， 解此齐次方程， 可得系统的固有频率和振型。 对上述模型的分析采用 SAP5 结构有限元分析软件进行的。 由计算可得压缩机一阶的固有频率 1 269 Hz， 壳体一阶的固有频率 2 069 Hz. 从压缩机振型上看， 因压缩机刚性较大， 质量集中， **阶振型表现为四个支点约束下的整体左右摆动型振动； 从壳体的振型上来看， **阶表现为壳体右端面的鼓型振动。

　　比较压缩机的振动、噪声的实际测量值和压缩机的有限元分析结果可以看出； 压缩机的固有频率远远高于压缩机的实测振动、噪声的各峰值频率， 即压缩机辐射的噪声并非是由于压缩机或壳体共振引起的， 而是非共振的强迫振动引起的振动和噪声， 所以试图从增大整体压缩机或压缩机局部的刚度来改善动态特性， 以达到减振、降噪的目的， 在此是没有意义的。

　　4 结论

　　通过对压缩机表面的噪声进行的声强测量， 由三维声强图确定了压缩机壳体辐射噪声*为剧烈的位置， 并进一步通过振动噪声的频谱分析和压缩机振动噪声产生的原理分析以及有限元计算， 得出了压缩机的噪声是由于非共振激励下的振动辐射引起的， 这为进一步对压缩机进行噪声控制提供了依据。