（动力机械及工程专业论文）全封闭往复式压缩机整机降噪的研究.pdf

中文摘要 压缩机是冰箱、空调等家用电器的主要组成设备。随着时代发展和人民生活 水平的提高，对冰箱、空调等家用电器的噪声要求越来越高。压缩机是冰箱、空 调等家用电器的主要噪声源，低噪声、高效率压缩机在市场上必然会对用户产生 更大的吸引力。 本文首先对压缩机进行了噪声振动测试，分别对压缩机三种工况下进行声功 率、声压级和壳体振动测试，获得噪声和振动频谱。通过理论计算和分析确定了 嗓声频谱图中各噪声峰值对应的噪声源及其传递路径，指明了压缩机降噪的主要 目标。 其次，对压缩杌机体外壳做模态实验分析，获得了15 0 0 h z 5 0 0 0 h z 之间的 1 3 阶模态，并利用有限元软件m s c n a s t m n 计算了压缩机机体模态。确定噪 声测试结果中的2 5 0 0 h z 和3 1 5 0 h z 处噪声是机体外壳的辐射噪声。而后，对壳 体结构做优化设计，提出两种改进方案并用m s c 小a s t n 对两种方案进行模 态计算，确定了较好的方案。 在噪声频谱中的8 0 0 h z 处噪声推测是压缩机的进气噪声，为此对进气消声 器结构进行优化设计，确定了在消声器中增加一个腔的方案。用四端网络法对消 声器做消声量计算，并使用l a b v i e w 软件编写了计算界面。 对压缩机排气细管做激励噪声测试，获得三个方向的激励噪声，确定6 0 0 h z 附近噪声是排气细管的气流脉动激励噪声。针对2 5 0 0 h z 和3 1 5 0 h z 处噪声，改 进排气消声器，进而提出三个方案，经分别计算插入损失，比较确定了最佳方案。 利用m s c 小a s t r a n 对压缩机进气阀片进行模态计算，获得1 2 阶模态频 率和振型，分析确定8 0 0 h z 附近噪声是进气阀片的振动噪声。 对改进后的压缩机进行声功率测试，经比较整机噪声降低1 7 8 d b 。 关键词：往复式压缩机；降噪：噪声源；消声器；模态分析；壳体；阀片 a b s t r a c t c o m p r e s s o ri s t h em a i ne q u i p m e n to fr e f r i g e r a t o ra n da i r c o n d i t i o n w i t l lt h e d e v e l o p m e n t o f a g e sa n di m p r o v e m e n t o f p e o p l el i v i n gl e v e l t h er e q u i r e m e n to f m e r e f r i g e r a t o ra n da i r c o n d i t i o n n o i s ei s h i g h e r c o m p r e s s o ri s t h em a i ns o u r c eo f r e f r i g e r a t o r a n da i r c o n d i t i o n n o i s e ，c o m p r e s s o r w i t hl o w e rn o i s ea n d h i g h e r e 自& c i e n c yw i l lb eo f m o r e a t t r a c t i o nt op e o p l e f i r s t l y , t h i sp a p e rm a k en o i s ea n dv i b r a t i o ne x p e r i m e n t ，e a r l y o u tt h es o u n d p o w e r , s o u n dp r e s s u r el e v e l ( a ) a n d v i b r a t i o no fs h e l li nt h r e ew o r kc o n d i t i o n s o b t a i n t h en o i s ea n dv i b r a t i o ns p e c t r u m t h r o u g ht h e o r yc o m p u t a t i o na n da n a l y s i s ，t h e s o u r c eo fn o i s ea n dt r a n s f e rp a t h sc o r r e s p o n d i n gt oe v e r yn o i s ep e a kv a l u ea r e c o n f i r m e d ，t h em a i na i m t od e c r e a s i n gn o i s ei sp o i n t e do u t s e c o n d l y , m o d e la n a l y s i s i sm a d eo nc o m p r e s s o rs h e l l 1 3m o d e l sb e t w e e n 1 5 0 0 h za n d5 0 0 0 h za r ea b s t a i n e da n dc o m p r e s s o rs h e l lm o d e li sc o m p u t e du s i n ga s e to ff e ms o f t w a r e _ 】s c n a s t r a n m a k ec e r t a i nt h a tn o i s ea t2 5 0 0 h za n d 315 0 h za r er a d i a t en o i s eo fs h e l l m a k eo p t i m i z ed e s i g no ns h e l ls t r u c t u r e p r e s e n t t w oa m e l i o r a t ep r o j e c ta n dc a r r yo u tm o d e lc o m p u t a t i o no nt h et w op r o j e c tu s i n g m s c n a s t r a nt oa s c e r t a i nb e t t e rp r o j e c t ni sp r e s u m e dt h a tn o i s ea t8 0 0 h zi ns p e c t r u mi si n s p i r a t i o n a in o i s e t h u st h e i n s p i r a t i o n a ln o i s e r e d u c e r i s o p t i m i z e d a n dc h o o s e st h ep r o j e c to fi n s e r t i n g o n e c a v i t y t h ei n s e r t i n gl o s si sc o m p u t e du s i n gf o u r f e r m i n a ln e t w o r k s t h ei n t e r f a c eo f c o m p u t a t i o ni sw r o t eu s i n gl a b v i e w t h ei n s p i r i n gs o u n do f c o m p r e s s o re x h a u s tp i p e - l i n ei st e s t e da n ds o u n do f t h r e e d i r e c t i o n si so b t a i n e d i ti sa s c e r t a i n e dt h a tn o i s ea t6 0 0 h zi sg a sp u l s a t i o nn o i s e e x h a u s t e dr e d u c e ri sm o d i f l e df o rt h en o i s ea t2 5 0 0 h za n d315 0 h z t w om e a s u r e si s p u tf o 刑a r d a n dt h eb e s tm e a s u r ei sa s c e r t a i n e dt h r o u g h c o m p u t i n gi n s e r t i n gl o s s t h em o d e lo f i n s p i r a t i o n a ll e a rs p r i n gv a l v e i sc a i c u l a t e du s i n gm s c n a s t ra n 1 2m o d e l sa n dm o d eo fv i b r a t i o na r eo b t a i n e d i ti sa s c e r t a i n e dt h a tn o i s ea t8 0 0 h zi s i n s p i r a t i o n a ll e a fs p r i n gv a l v e n o i s ea n ds t i c k i n gd a m p i n gr e d u c e sn o i s ea n dv i b r a t i o n s o u n dp o w e ri sm e a s u r e do na m e l i o r a t e dc o m p r e s s o r , 也ew h o l et o m p r e s s o r n o i s er e d u c e s1 7 8 d b k e y w o r d s ：r e c i p r o c a t i n gc o m p r e s s o r ：n o i s er e d u c t i o n ：s o u r c eo f n o i s e ；n o i s er e d u c e r ：m o d a la n a l y s i s ：s h e l l ：l e a fs p r i n gv a l v e 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作和取得的 研究成果，除了文中特别加以标注和致谢之处外，论文中不包含其他人己经发表 或撰写过的研究成果，也不包含为获得墨盗盘堂或其他教育机构的学位或证 书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中 作了明确的说明并表示了谢意。 学位论文作者签名：韩孝 签字目期： ，鲫辱年f 月一。日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解苤鲞盘茎有关保留、使用学位论文的规定。 特授权苤洼盘堂可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检 索，并采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编以供查阅和借阅。同意学校 向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权说明) 学位论文作者签名：韩番 “ q 签字日期：一口争年月? 。日 卜y ，以 锄 巧 酩 瑚 稚 耕 刷 醛 第一章前言 第一章前言 1 1 压缩机整机降噪研究的必要性 小型制冷压缩机是电冰箱、空调等家用电器的重要组成部件，是冰箱、空调 等家用电器的主要噪声源。 冰箱、空调等家用电器噪声是近几年来生活在繁华喧闹的都市人比较敏感的 问题。研究表明：噪声会使人产生烦躁不安、注意力下降，长期生活于噪声环境 下对人的身体健康非常有害。 从量上讲，大部分封闭式制冷压缩机功率低于o 5 k w ，用于家用制冷冰箱 冰柜，及小型商用制冷机组“1 。世界最大的制造商为e m b r a c o ，e l e c f r o l n x ， m a t s h s h i t a ( $ 1 冷) d a n f o s s ，它们每家均有年产1 5 2 _ 2 干万台的产量，已覆盖全球 市场。美国、巴西、法国及印度的t e m i m e s h 及三洋紧随其后。以上竞争对手之 间的主要争论即“环保问题”，包括以下内容，制冷剂；效率：运行；振 动及噪声；质量控制；输入功率来源( 如直流输入) 等。 综上所述，随着人们生活水平的日益提高，对冰箱压缩机的性能要求也就更 高，低噪声、高效率的冰箱压缩机在市场上必然会对用户产生更大的吸引力。 1 2 压缩机整机降噪研究的主要方法 1 2 1 压缩机振动、噪声的测试方法 l 、声功率测量 噪声源辐射的声功率在稳定工况下是一个恒量，因此用声功率表示机械设备 的噪声高低是最合理的。声功率级与声压级之间有一定的函数关系。若已知机械 设备的声功率级，就可根据不同环境条件推算出不同位置处的声压级。 全封闭制冷压缩机的噪声测量，根据国家g b 4 2 1 4 。8 4 标准规定，a 计权声 功率级的测定，必须在半消声室，全消声室，或混响室内按半球形表面，1 0 个 测点布置法，测点位置如表1 1 ，测量a 声级，由此数据计算成a 声功率级，计 算方法如下： 如果是在半消声室内测量，a 声功率级的计算公式为“1 ： 工“= l p 4 1 + 1 0 l g 二一k 2 j 0 其中l p ( a ) 为半球面1 0 个测点测量的上删) 的指数平均值，即 第一章前言 = 1 0 l g 【吉善i o1 0 0 m r h 】d b 式中s - 坝9 量表面面积( m 2 ) ； s 口一l m 2 ； k t 一背景噪声i b 半消声室环境修正值； 表1 i1 0 点法测点坐标r = l m 2 整机振动和噪声的测试 选取不同测点进行不同载荷条件下( 通常为空载、正常运转工况和打开上 盖的情况) 噪声以及压缩机壳体的振动，然后通过频谱分析获得噪声和振动的频 谱“1 。对比压缩机零部件的固有频率或工作时频率和各工况下的振动噪声频谱， 分析压缩机噪声各峰值频率与压缩机整机及零部件固有频率或工作频率之间的 相关性，确定各噪声源。使用的主要仪器为加速度传感器，传声器，精密振动计 和声级计( 内设频谱分析功能软件) ，滤波器，测量基本过程为：利用加速度传感 器、传声器拾取振动和噪声信号，通过振动计和声级计及配套频程滤波器获得振 动谱和噪声谱，记录振动和噪声峰值频率。文献【4 】采取拆装压缩机零部件( 如 密封壳体上盖和气阀、顶盖等部件) 测量比较分析噪声频谱，确定了主要噪声源。 3 声强法测试 用不受测试环境和测试距离影响的声强测试法来识别和分析复杂的噪声源。 该方法与传统铅包法相比，不仅节约时间，而且增加了结果的可靠性，在普通的 工作现场即可精确地确定噪声源，以利于快速有效地降噪。由于目前国内还没有 2 墨二至堕童 性能可靠的声强测试系统，而国外生产的声强仪很贵，从经济角度和产品成本考 虑，这在企业普遍采用尚需要一个过程。文献【5 】提出以微机为核心，由自编 软件和适当硬件组成的微机声强测量系统，在保证测试精度的基础上解决了成本 方面的问题，适合我国目前的国情，便于推广。 4 实验模态分析 试验模态分析法对压缩机不工作时整机和重要零部件进行固有频率的测量， 使用的主要仪器为：加速度传感器，力传感器，激振器，动态信号分析仪或相应 软件。测量基本过程为：激振器产生激励信号后，通过力传感器作用于试件，由 安装在试件上的加速度传感器测取试件动态响应，将响应输入到具有动态信号分 析仪中，求得固有频率及其它参数。 根据振动模态试验技术理论，机械系统的振动是由系统输入、系统特性、系 统输出( 响应) 三个环节有机地组成。通过测量输入和输出获得系统固有特性函 数的过程，就是所谓的模态试验分析。在模态试验分析中，动态测试是第一个环 节而且也是最重要的环节。动态测试结果的精确与否直接影响着模态试验分析结 果的成败。模态试验中的动态测试技术的全部内容是：合理地选择试验方法和实 验仪器、准确地测量输入( 激励) 和输出( 响应) 信号、做出频响函数或脉冲响 应函数的正确数值估计“1 ”。 4 1 激振方法的选择 从原理上讲，多点激振的能量输入合理，在结构中的传播均匀，因而测试精 度较单点激振高。但在有些场合下采用单点激振也有同样高的精度，且有更合理 的经费与人力投入。在这二种方法之间做选择时，应综合衡量。对于较大型的和 柔软的结构，由多部件组合的复杂结构，材料性质较复杂和存在些弱非线性因 素的结构，如汽车、飞机、火箭、车床等应采用多点激振，以保证足够的激振能 量、测试结果的致性和良好的分析精度。对于较小型、较刚硬、由简单部件组 成的结构，如梁、板、刚架及相应的简单结构，对于经济上、设备上尚无法应用 多点激励的结构，采用单点激励设备是合理的。 4 2 激振信号的比较和选择 在模态试验分析中主要有正弦激励信号、随机激励信号、瞬态激励信号等几 种激励信号，每种信号在不同的场合下各具有其优点。没有一种在各方面都占优 势的激励信号，使用时应根据具体情况合理选择，选择时可考虑如下几个因素： ( 1 ) 测试精度：测试误差在正常情况下主要是由泄漏、噪声等引起。从泄漏、 第一章前言 信噪比和有效值峰值比等因素考虑，瞬态随机和步进正弦激励信号有突出的优 点。 ( 2 )测试时间：一是整个测试耗用时间，二是测试系统工作时间。宽带随机 ( 纯随机) 与脉冲激励在这两方面都占用较少的时间，正弦激励则相反。 ( 3 ) 非线性影响的线性化：随机激励效果最好，脉冲激励则最差。 ( 4 )系统的非线性检验：非线性因素检验在复杂结构的模态试验中尤为重要， 目前正弦激励是这种检验的主要手段。 ( 5 ) 实现的简易性：不论从设备还是从实施上看，锤击脉冲激励最方便。 ( 6 ) 模态密集性：如结构在某频段内模态密集以致耦合严重，则应采用步进正 弦或瞬态随机，前者可以变步长提高分辨率，后者则靠减少泄漏提高分辨 率。 4 3 测试系统的标定与核准 测试系统的校准是为了检验测试设备及系统的精度，标定则是为了确定测试 设备的灵敏度等参数。在模态试验中，这二项工作通常是同时进行的，统称为标 定。标定分为绝对标定和现场标定。绝对标定是对测试系统的器件或设备的某个 参量进行严格的独立测量，据此判定其精度和灵敏度。绝对标定通常由计量单位 或生产厂家进行。现场标定是根据测试系统的一些标准实测结果对系统的精度和 灵敏度等参数进校准。在压缩机的动态测试中，各加速度传感器、力传感器的灵 敏度必须事先标定，并在测试分析软件中统一。 4 4 被试结构的支承 进行模态试验的结构在实际的工作环境中，总处于一定的约束状态。设置试 验时，选择结构的支承方式首先考虑是否模拟其真实的约束状态。有些情况下， 这种模拟状态是很容易达到的，有时则很难精确模拟，或者根本无法模拟，这时 应考虑有无替代的支承方案。从精确角度出发，自由状态的结构状态很容易模拟， 但不可能使结构处于真正的自由悬浮状态。经常用一种非常柔软的悬挂系统将被 测试结构支承起来，以模拟自由支承。这种情况下结构的刚体模态的频率已不为 零。非常柔软的含义就是要保证刚体模态最低阶频率应低于结构自身第一阶弹性 模态频率的( 1 0 2 0 ) ，一般悬挂系统的固有频率应低于2 h z 。 软悬挂可以通过弹性绳的吊挂来实现，也可通过弹性基础来提供。对弹性悬 挂除了上述非常柔软的要求外，还要求可能参与振动的质量尽可能小。为使悬挂 对振动的影响最小，应使主要的振动方向与悬挂方向垂直。如悬挂支承点能靠近 结构的振动节点则更为理想。软悬挂不但为像飞机、火箭等真正自由约束的结构 第一章前言 提供模拟，对那些非自由的实际结构也是一种常用的支承方式。因为时常对实际 约束的模拟可能很困难，而且对测试的精度影响很大。虽然自由状态的响应状况 与真实约束状态存在很大差异，但两种状况下的物理模型和真实模型则存在关 联，所以这时采用软悬挂仍很有价值。 模拟真实的结构约束状态，如固支、铰支等也称为地面支承。地面支承将结 构上所选择的点与地基上的点相连。这种状态能很好地给出结构实际约束状态下 的各种振动模型。必须注意的是，应使支承基础的刚度足够大，一般要求能提供 的振动响应仅有数十千赫兹以上的成分，这种支撑方式对于压缩机结构的动态测 试，不仅从约束的真实性，而且从压缩机安装刚度的比较上都是完全适合的。 选择支承方式也应根据具体要求在二者之间权衡利弊。有些情况下，同时采 用二种支承方式进行二次试验也许是最合理的。在进行压缩机动态测试时，可分 别采用两种支撑状态，得到结果后再进行比较、综合。 4 5 激振器与传感器的定位与安装 传感器的定位首先应根据结构建模的需要进行选择。比如可先建有限元网 格，然后找出所需的结点作为响应测点。另一个应考虑的条件是应让响应的测点 尽可能避开各阶模态的节点，这在模态试验前通常是很难预测的，需在试验中反 复调整。 激振点选择的总原则是使激振力易于向结构各部位传递，要避开振动节点、 结构薄弱环节和支承点( 悬挂点) 。另外，还应考虑使激振器的安装方便。多点 激振时还要考虑使各激振点在结构上分布合理，不要过于接近。 传感器的正确安装非常重要。为了保证安装的传感器能感受真实的振动信 号，要求安装提供足够的刚性，同时又不明显增加结构质量，还要保证传感器的 方向与测振方向一致 1 2 3 噪声源识别方法概论“”1 在噪声的振动控制中，进行噪声源进行识别是重要的工作内容之一。它为噪 声的控制提供了基础，决定着噪声控制所努力的方向。因此，国际上对噪声源识 别方法的研究随着科学技术的发展不断深入。 l 主观评价法： 人的听觉系统具有比复杂的噪声测量系统更精确的区分不同声音的鉴别能 力，而且在实际测量中广泛应用的声压级或响度等指标都是根据人的主观感觉而 定。目前噪声的主观评价更是受到许多研究人员的注意。但是这种人的主观鉴别 第一章前言 法因人的不同而得到不同的结论，因而如何建立一个公正客观的主观评价系统还 有待研究。 2 近场测量法： 方法简便易行，只需要将声级计在靠近测量声源的表面进行连续扫描，并从 声级计的大小来确定噪声源的主次部位。但是根据声学原理，近场测量会受到近 场效应的影响，另外在近场测量是还会受到其他声源的干扰。近场测量法是将传 声器靠近测量声源的表面，测量单个声源的近场噪声值，通过比较各个近场噪声 值的大小来判断声源的主次强弱的方法。近场测量法在实际中有一定的局限性： 对测量环境有较高的要求不能在混响场中，最好在全消声或半消声室中进 行；频率的高低对测量结果有一定的影响。它可以作为机械噪声源的鉴别，但难 于给出准确的声压级。 3 选择运行法： 将机器中的运转零件按测量要求逐级连接起来运行，分别测量得到部分零件 的声级极其在整个极其运转时总声级中所占的比重，从而确定主要声源的位置。 4 铅覆盖法： 铅覆盖法是利用高密度的铅具有很大的传声损失，阻碍声波的辐射，并用阻 尼系数很大的玻璃纤维棉做隔振材料，并防止回声的形成，从而大幅度地减小声 源的噪声辐射。在上实验中，用玻璃纤维和铅板将机器的主要噪声辐射表面和零 件乃至整个机器全部覆盖。在同一工况下逐一暴露各个噪声辐射表面和声源。由 于机器经过覆盖后，总噪声级大大降低，当暴露某一个声源后，该声源的噪声立 即成为主要噪声，此时通过总噪声和本底噪声之差即可识别出该声源的声压或声 强级。假设机器作为一个声源由n 个独立噪声辐射面组成。每个噪声面的1 米声 压级为l i 分贝，因此包装前的总的噪声值应该是： i = n l p = l o l o g i o ( l o 。) 1 = 1 设包装后各个零件的噪声降低a i 分贝，则包装后发动机总的噪声值为： i = n l 矿= l o l o g l o ( l o “舢) i = 1 当暴露出第1 个声源后，测量得到的噪声值由该部分总的噪声和剩余部分屏 蔽后的噪声混合而成。即： 第一章前言 = ，- 11 3 n 删= 1 0 0 9 1 。( 1 0 州。+ 1 0 - + e l o 州。) _ 1 i = 1 + l 将l p e l 和l p f 相减可以得到：1 0 一一1 0 幻= 1 0 一1 0 一一山 由于a ，实际上不可知道，因此常用下面的方法来计算各个零件的声压： l ，：1 0 l o g ( 1 0 坍一1 0 r r “o ) 用该方程计算存在一点误差，每个单元的误差有下面的方程确定： v ( a b ) = 一1 0 l o g i o 【1 1 1 0 4 “o 】 5 表面振动速度( 加速度) 法 表面振动速度( 加速度) 法的原理是根据物体结构振动引起噪声，结构表面 的振动速度越大所辐射的噪声越大。结构振动与噪声辐射的关系为； 孵= o r a d p o c 。s u ；，其中w 为声辐射功率；p o c o 为声阻抗；s 为辐射面积； u ，为表面振动速度均方。 通过测量机器各个零部件和结构表面的振动加速度，转换成振动速度后，根 据不同频率下的噪声辐射效率即可得到各个振动表面的噪声辐射功率，从而求出 整个机器的声功率级和声压级。 也可以将声源表面划分成若干小块后，测量每个小面积的振动速度( 或加速 度) ，然后画出声源表面的等振速曲线，从而表示出声辐射面各点的声能辐射和 最强的辐射点。 6 频率分析法 频率分析法是根据噪声的谱频特性来确定主要噪声源的方法。通过噪声频谱 图，一方面了解噪声源的频率分布，确定该噪声是以低频为主，还是以中、高频 为主。另一方面可以确定一些峰值噪声的来源。 通过对各个零部件的振动加速度、用话筒测量的各个零部件噪声频谱特 往、铅覆盖法测量的各个部件对总声压级的影响大小来分析发动机主要部件和辐 射表面的振动和噪声辐射特性，以及各部件对总的噪声贡献大小。 1 3 压缩机整机降噪研究的现状 制冷压缩机按工作原理分为往复活塞式、旋转式( 滚动活塞式、旋转叶 片式) 涡旋式、螺杆式压缩机。在家电行业中广泛采用的是前二种压缩机。在我 国，生产压缩机的历史很长，但真正形成规模生产的只有十几年的历史。对于小 第一章前言 型制冷压缩机，由于使用场合的特殊性，对其噪声和振动特性的研究，从一开始 就受到人们的重视。但由于试验分析手段及人员的缺乏，对其噪声的研究还很不 透彻。 往复式压缩机噪声主要有：机械噪声( 包括不平衡力和不平衡力矩，摩擦激 发和冲击以及阀片的运动等) ，电机噪声以及各种噪声的耦合嗓声。 1 3 ，1 机械噪声 1 3 1 1 不平衡力和不平衡力矩 压缩机不平衡力和不平衡力矩对其噪声的影响有很多人进行了探讨。“”在国 内，北京轻院的古丰收首先对往复式冰箱压缩机的振动及传递进行了计算机仿真 并对其过渡过程进行了较为详细的研究。j e c k i n s 也进行过同样的工作，他得出 如下结论：对于单缸往复式压缩机，平衡块只能消除基频( 即转动频率) 处的不 平衡力，而无法消除由于活塞非正弦运动而产生的谐波不平衡力。为了消除谐波 不平衡力，h a r t o g 用了以下办法：在连杆上的曲轴连接一端分布质量，消除了 谐波不平衡力，效果良好，但该方法也受曲轴周围空间的限制。旋转不平衡的激 发频率即转速频率，且存在转速的高次谐波，对压缩机的曲轴和转子来说，基本 激发频率是f g f g = n 6 0 ( h z ) 偏心的或弯曲的轴可能在两倍于这个频率及其谐波的情况下引起激发。存在 偏心时，不平衡率相当于重心的偏移，其数值相当于静态不平衡，设不平衡率为 e = m t i m m u 为不平衡量，单位g ，m 为转予的总质量，单位g 往复不平衡的激发是由活塞连杆的往复运动质量惯性力所产生的，一般情况 下，往复运动不是正弦式的，不仅会产生基本激发频率且有振度较大的高次谐波。 二次谐波的数值通常取决于连杆质心到曲轴半径的长度，完全的动力平衡一般是 不可能的。 1 3 1 2 摩擦激发和冲击 文献【1 2 1 总结了压缩机噪声源，提出一般往复式压缩机有4 个以上的摩擦 副，摩擦激发是因润滑不良引起的，由于摩擦面的快速而断续的接触引起高频激 发，摩擦表面的光洁度和荷载直接影响激发的频率。 1 3 1 3 阀片噪声 8 第一章前言 很早人们就发现阀片的运动作用、气体压力脉动以及各种运动部件都可能成 为噪声振动激励源。 “”通过实验，s o e d e l 发现通过阀片系统的修改，可以明显降低压缩机的噪 声，而且随着压缩机流量的增加，阀片运动产生的噪声为主要声源。 随后s o e d e l 利用计算及仿真技术，来计算阀片升程对噪声的影响。他在程 序中采用了一个阀片升程限制器，成功地消除了阀片的颤振，从而大大降低了阀 片嗓声。 人们一般认为阀片撞击阀座引起机体振动从而辐射噪声。s o e d e l 根据这个想 法详细研究了阀座的表面特性，对阀片和阀座动态响应的影响，他发现通过如下 方法可降低阀座的冲击响应：降低阀片对阀座的撞击速度，降低阀片生成限制器 的高度；选择较韧软的阀座材料以破坏阀片阀座之间的阻抗匹配。s o e d e l 将阀 片噪声分为气体压力脉动、阀片升程噪声和阀座撞击噪声。对于以上阀片噪声 s o e d e l 建议采用如下措施：1 ，采用吸气、排气消声器；2 ，正确的阀口形状；3 ， 合适的阀片升程限制器及高度；4 ，增加阀片弹簧阻尼。 气体压力脉动噪声是由于气阀的开启与封闭，在阀腔内产生周期性的压力脉 动，使进排气腔中的气体谐振而激发产生的噪声，此噪声与谐振频率有关，呈高 频窄带特性。 对于气体压力脉动对压缩机噪声的影响及消除，许多人进行了探讨。s t e i n k e 以时间为坐标轴，同时，测量压缩机的吸排气压力，将压力信号进行付式分析求 其压力谱，然后将压力谱与噪声谱进行比较。他发现：总声压级不随排气压力变 化，而随着吸气压力增大，总声压级最大可升高3 d b 。说明随着压缩机质量流量 的增加，噪声增大。 1 3 2 电机噪声 电磁噪声是压缩机的重要噪声源。文献【2 】提出电机的电磁噪声主要是由 于电机运转时，基波磁通和高次谐波磁通是沿径向进入气隙，在定予和转子上产 生径向力，由此引起径向的振动和噪声，此外还产生切向和轴向力，从而产生切 向和轴向的振动和噪声。电机径向振动产生噪声频率： 工= 冲竺( 1 一j ) ：m ( 卜1 ) p 式中k = o ，1 ，2 ，3 ，。z 2 为转子槽数；p 为磁极对数；s 为转差率。 电机切向振动产生噪声频率： 9 第一章前言 介悦，) m 2 ) 式中：v = 2 ，4 ，6 ，均为偶数，f o 是转予的基频；f j 是电网频率 1 3 3 压缩机噪声振动传递路径 1 3 31 固体通道 “”由声波的传递大小与媒质的特性阻抗( 密度与声速的乘积) 有关，b i n d e r 认为固体通道是压缩机最重要的传输通道。t h o m t o n 也同样认为压缩机主要传播 路径是固体通道。他采用改变传输性来降低噪声，其具体措施为：隔振选用固有 频率尽量低的弹簧；阻抗失匹即弹簧与机体连接处尽量选用特性阻抗低的材料。 j e n k i n s 利用计算机仿真技术末研究通过弹簧传递的振动。他发现若将活塞和连 杆的质量减少3 0 ，即可减少4 0 的传递力。他同时发现，通过仅仅优化平衡 快的质量和位置对弹簧的变形影响很小，而通过优化弹簧与机体的连接点的位 置，可大幅降低水平位移。 除弹簧外，吸排气管也是重要的传递通道。s o e d e l 将吸排气管建立了一个 数学模型来求得各管参数对振动的影响，他得出如下结论：压缩增加时，管路的 刚度增加，从而固有频率有所增加，当质量流量增加时，管路自振频率将下降。 随后t o i o 用有限元法对排气管进行修改，也可使管路刚度下降，从而避开压缩 机旋转频率及其谐波。s i n p s o n 简单采用汽车空调软管代替现行的铜管，也取得 了很好的降噪效果。 1 3 ，3 2 气体通道 t h o m t o n 通过实验证实当系统改为弹簧连接后气体通道就成为主要传播通 道。全封闭压缩机腔内充满了制冷气体，当机体振动时，制冷剂被激励，一方面 将振动传递出去，另一方面有可能产生共振，将振动放大，从而使外壳产生更大 噪声。j o h n s o n 认为如果压缩机吸排气频率及其诣波与腔内某阶自振频率相重合 的话，极易发生气体共振。 j o j o 在低背压的压缩机中也发现了多体共振现象并进行了试验验证和理论 计算。他用一根管直接与吸气腔相连后，由于消除了气体共振使噪声下降了 1 5 d b 随后有人采用了一些新的试验方法来研究气体共振现象，如m a t s n z a k a ，他 用自噪声激励气体在腔内不同位置测量压力变化，从而求得腔内气体振动模态。 1 0 一 笙二童萱宣 -_-_-_-_-_h-_一 v e t s u j i 用同样的方法修改了一个压缩机外壳的形状，得出了如下试验结果：噪 声谱形状有新的变化，1 k 和1 5 k h z 频段内又出现了三个新的共振。 更为精确的是l e e 和k i n ，他们用有限元法对腔内气体进行三维计算，并成 功地用压缩机进行了气体共振仿真模拟。 1 3 4 压缩机噪声的辐射 不管机内机理如何，压缩机最终还是以封闭外壳振动向外辐射的形式产生噪 声。因此对外壳特性的研究也是至关重要的。壳体的主要功能是隔离或吸收噪声， 如果壳体被密封腔内的混合气体的噪声脉动谐波激发出壳体的固有频率“，或 者是零部件及悬挂支撑系统的共振与壳体的固有频率符合时，都会使壳体共振辐 射出共鸣声，此时约5 0 - 7 0 以上的噪声从壳体内透射出去，壳体的隔声性能 大大降低 1 7 1 。 对外壳的研究在于如何优化外壳形状问题。比较公认的原则是：尽量增大外 壳的刚度，以便升高其固有频率，躲开激励流量较高的低频区域。“l o w e n 认为， 一个合理的外壳形状应是曲率半径尽量较小，尽量避免曲率的急速变化。p r i c e 采用模态分析来研究外壳的振动特性，计算了外壳的辐射效率，发现只有二模态 严重影响其声辐射。他采用如下措施成功地使噪声大幅降低：1 ，重新布置弹簧 在壳上的悬挂位置( 最理想的位置是某阶模态的节点) 。2 ，在外壳上施加动力吸 振器。3 ，合理设计密封壳体，如增加壁厚等。另方面，对于外壳的形状，s a i t o 提出应该采用不对称形状，理由是对于一个对称形状，模态分布是移动的，对于 一个综合的模态，它可以在外壳的综合点上激励，相反地，对于非对称外壳，绝 大部分模态是固定的，在多个点上能同时激励该模态的机率要小得多。 对于阻尼结构的使用，也有很多人进行了研究：阻尼会很有效地抑制共振点 的响应，但也会增加非共振点的响应。另外，阻尼块应放在振型波腹点。阻尼材 料应在适当的温度和频率下工作。 文献【1 3 】通过比较两种材料及两种厚度的壳体的隔声效果试验，得出刚度 越大透射损失越多的结论。提出应从选择合适材料和壳体的厚度提高壳体的刚度 及阻尼，改进壳体的外形设计等方法，注入空腔内的不同性质制冷剂壳使气体固 有频率有所变动。虽然薄厚度的壳体的隔声效果比厚壳体的好，但总的声功率级 厚壳体比较好。 文献【1 4 通过实验验证了阻尼的效果，认为压缩机主要是刚性振动，粘贴 阻尼后对噪声影响很大，但对振动影响较小。 第一章前言 文献 1 5 1 通过试验证明：改变压缩机壳体顶盖的刚度、阻尼参数和壳体在 机箱上的固定方式，以及在压缩机附近采用吸声材料，都是改善压缩机噪声的有 效途径 1 3 5 压缩机消声器的设计 在消声器设计理论方面，目前己建立了一维平面波理论，用声学边界元法建 立了二维声学边界元消声器设计模型“8 。“”。 四端网络分析法是一维平面波理论应用最广泛采用的方法。在这个方法中， 消声器的参数由四极矩阵来表示。消声器的特性可以由矩阵参数的乘积表示。在 计算时除满足有关声波方程的基本假设外，还需作如下假设：( 1 ) 消声器管道内 声波系以平面波沿轴向传播；( 2 ) 消声器管道壁面无振动，声能不沿管壁向外透 射。 一维平面波模型是对消声器内部声场的近似理论分析，当消声器截面几何尺 寸较小，且噪声频率不太高的情况下，该分析方法是适用的。但当噪声频率提高， 实验结果与理论分析表明，在消声器扩张腔内存在高次模式波，这时平面波与线 性假设便不再适用，而应采用更加精确的二维理论来进行分析。 目前常用的二维理论是声学边界元法，它的基本观念是使未知量在区域的边 界部分随已知的插值函数变化，类似于仅在区域的外表面上取有限单元，所给出 的是边晃解，再耀消声器边界单元和内部区域结合起来，从而建立消声器声学边 界元模型。边界元法与其他数值方法相比，只需离散边界，而不必对内部区域进 行具体划分就能得到结果。其明显的优点是：减少了空间维数和处理问题时方程 的个数，因而大大减少了所需数据量和划分单元模型的工作量，而且数据精度也 很高。利用排气消声器声学边界元模型并借助计算机寻找最佳结构参数匹配，对 消声器结构进行优选，即可逐步实现消声器的结构优化设计。应该指出，无论是 声学有限元法还是声学边界元法目前都还处于起步阶段，还有待于进一步研究。 1 4 本文的研究目的和主要内容 本文以g v y 一5 7 全封闭往复式压缩机为研究对象，通过噪声、振动测试及噪 声源识别确定了该型压缩机的主要噪声源，分别对进气消声器、壳体做了计算优 化，对排气管道和进气阀片采取了减振、降噪措施，最终使压缩机整机噪声降低。 本文主要内容包括以下几个方面： ( 1 ) 论述了压缩机整机降噪的必要性，介绍了降噪研究的主要方法和目前压 缩机减振、降噪研究的现状。 ( 2 ) 在压缩机三种工况下进行了噪声与振动测试，通过频谱分析，对比三种 第一章前言 工况下的测试结果，确定了各个主要噪声源，确定了减振、降噪的主要目标噪声 源。 ( 3 ) 对压缩机机体进行了实验模态分析，获得1 3 阶模态，确定在噪声测试频 谱中的2 5 0 0 h z 和3 1 5 0 h z 处噪声为机体的辐射噪声。建立机体三维几何模型，利 用有限元分析对机体迸行结构优化。 ( 4 ) 以四端网络法理论建立进气消声器计算模型，编制进气消声器优化计算 软件，并对原有压缩机进气消声器进行优化设计。 ( 5 ) 对压缩机排气管道进行激励噪声测试，确定在噪声测试频谱中的 5 0 0 6 0 0 h z 内的噪声为排气管道噪声，采用防振阻尼器等措施来降低排气管道的 振动、噪声。 ( 6 ) 针对2 5 0 0 h z 和3 1 5 0 h z 处噪声，推测是排气引起排管振动而后传递到机 体外壳，引起外壳共振辐射噪声。对排气消声管道进行消声量计算，并提出相应 的改进方案。 ( 6 ) 利用有限元方法计算进气阀片的模态，确定阀片是进气端的噪声源。 第二章压缩机整机振动噪声测试与噪声源的识别 第二章压缩机整机振动噪声测试与噪声源的识别 本章对全封闭往复式压缩机进行了噪声、振动测试，获得噪声、振动频谱， 通过比较分析确定了压缩机的主要噪声源。 2 1 压缩机噪声测试 2 1 1 试验机型 本实验采用g v y 5 7 a t 型压缩机其结构如图2 1 ，性能参数如表2 1 。 鲁气i 图2 1g v y 5 7 a t 型压缩机结构图 2 1 2 声功率测试 表2 1 g v y 5 7 a t 主要性能 参数 排气量( c c )5 7 制冷量( w )1 5 7 输入功率( w )1 1 3 c o p 值( w w )1 3 9 噪音值( d b )3 7 6 本实验根据国家g b 4 2 1 4 - 8 4 标准规定，a 计权声功率级的测定，在半消声 室内按半球形表面，1 0 个测点布置法，测点位置如表1 1 ，测试系统采用声功率 测试系统。分别测试三种工况下的声功率，测试结果如表2 2 。 1 4 第二章压缩机整机振动噪声测试与噪声源的识别 表2 2 ，三种工况下的声功率 频率 2 5 03 1 54 0 05 0 06 3 08 帅 1 0 0 01 2 5 01 6 0 02 0 0 02 5 3 1 5 04 o5 0 0 06 3 0 08 0 帅 h z 工作 08 634 693 71 54】36 69 1 31 27 11 29 92 00 82 23 32 45 22 46 82 l8 22 2 4 82 33 21 90 3 d b 空载 284 6l o81 7 11 921 431 281 421 762 382 8 12 602 392 562 39 l8 l d b 开盖4 l94 746 246 134 755 044 544 594 844 894 9 l5 i4 2 j4 194 44 d b 2 1 2 声压级测试 1 测试工况 a 正常工作工况：压缩机开机调整到规定测试工况( 吸气温度一2 0 。c ，排气温 度5 0 0 c ) 开始测量。 b 空载工况：未通工作循环系统，只将进、排气管用管子连接。测试开始前开机 工作一小时，并且外壳表面温度达到规定值，而后开始测量。 c 开盖工况：拆去压缩机上盖，末通工作循环系统，在曲柄连杆机构中加入润滑 油后，开机工作1 5 分钟后开始测量 2 测点布置 本实验的测点布置如图2 2 ，共1 4 个测点，沿压缩机壳体法向方向2 m m 。 3 试验设备 图2 2 压缩机整机噪声测试测点布置 封 j一。通 r 一扣。：。j 第二章压缩机整机振动噪声测试与噪声源的识别 实验中所采用的测量装置如表2 , 3 所示 4 测试系统连接 如图2 2 5 测试结果 表2 3 测试设备 测试设备 传声器 信号放大器 带信号采集系统的计算机 管喳亟 圈 一言号放大器卜一湿壤豆銮磊示l 图2 2 声压级测试系统 选取典型测点6 的测试结果如图 7 00 b o0 6 00 锚0 m 号3 0 o = 盘? e 4 ，0n 1 6 砖b口。 第二章压缩机整机振动噪声测试与噪声源的识别 8 d0 ，日u $ 。o 善5 。8 毽圳 塞n 口 卸q 1do nn 2 2 压缩机整机振动测试 图2 5 开盖噪声频谱图 振动和噪声的关系密切，虽然振动大的地方噪声不一定大，噪声大的地方振 动也不一定大，但是一般来说，噪声都是由振动引起的。 1 测试工况，与声压级测试相同。 2 测点布置 本实验的测点布置如图2 6 ，共1 6 个测点，