壓縮機噪聲振動與空調(diào)外機噪聲關(guān)系分析

　　摘要：作為空調(diào)外機的主要噪聲振動源之一,壓縮機對于外機噪聲的影響至關(guān)重要。但由于受到隔聲處理、壓縮機振動誘發(fā)結(jié)構(gòu)噪聲以及其它重要噪聲源等諸多因素的影響,導(dǎo)致壓縮機噪聲振動與空調(diào)外機噪聲之間的關(guān)系復(fù)雜化。通過理論與實驗分析,對某型直流變頻空調(diào)外機噪聲與壓縮機單體噪聲振動進行了研究。結(jié)果表明:壓縮機噪聲與空調(diào)外機噪聲之間不是簡單的線性關(guān)系,壓縮機噪聲的大幅度降低并不意味著空調(diào)外機噪聲的大幅度降低,壓縮機的振動以及低頻的噪聲對于空調(diào)外機噪聲的影響明顯,需要引起關(guān)注。

　　關(guān)鍵詞：聲學(xué);空調(diào)外機;壓縮機;噪聲;振動

　　對于單體壓機的噪聲研究工作,高校及業(yè)內(nèi)各大廠商都在積極開展并取得了一些卓有成效的成果,但對于單體壓機噪聲振動與空調(diào)外機噪聲關(guān)系的特性如何,卻缺少關(guān)注和研究。由于鈑金、隔聲棉等可以對壓縮機進行隔聲,壓縮機振動又會激發(fā)管路、鈑金等的振動從而輻射噪聲以及外機風(fēng)扇等其它噪聲源的存在使得該問題變得復(fù)雜化。本文以某型直流變頻空調(diào)為例,采用理論分析與實驗相結(jié)合的方法,對壓機振動噪聲對空調(diào)外機噪聲的影響進行了分析,得出了有益的結(jié)論,為壓縮機的噪聲振動研究提供了一個新的思路和方向。

　　1空調(diào)外機噪聲振動源及傳遞路徑分析

　　通常情況下,壓縮機、風(fēng)扇及電機是空調(diào)外機的主要噪聲振動源,一方面它們本身工作時產(chǎn)生噪聲,并通過一定的途徑傳遞開來,另一方面,它們工作時產(chǎn)生的振動又會激發(fā)其它零部件如管路、電機支架、外殼等產(chǎn)生機械振動,并向外輻射噪聲,見圖1所示,可以看出,壓縮機噪聲對于空調(diào)外機噪聲的貢獻。

　　圖1 空調(diào)外機噪聲振動源及傳遞路徑示意圖

　　大小不僅受到風(fēng)扇及風(fēng)扇電機等因素的影響,而且由于外機管路、殼體等薄壁零件固有頻率較低,很容易被壓縮機的振動激發(fā)產(chǎn)生振動輻射噪聲,殼體又具有大的聲輻射面積,因此壓縮機振動對于空調(diào)外機噪聲的影響不容忽視。

　　2外機整機、風(fēng)扇與壓縮機單體噪聲關(guān)系分析

　　本次試驗壓縮機單體和空調(diào)外機噪聲測試分別按相應(yīng)的測試標(biāo)準(zhǔn),其中壓縮機測試為聲功率級,控制方式為與外機相同的180°正弦波控制,外機測試為標(biāo)準(zhǔn)制熱時的聲壓級,壓縮機運轉(zhuǎn)頻率高中低分別為75、60、30Hz,風(fēng)機轉(zhuǎn)速850 r /min恒定,測試結(jié)果如圖2所示,可以看出,隨著運轉(zhuǎn)頻率的不斷降低,壓機單體噪聲和空調(diào)噪聲有效值均有不同程度的降低,但它們之間并不是簡單的線性關(guān)系,當(dāng)運轉(zhuǎn)頻率從高降為中時,壓縮機單體噪聲降低2. 4dB (A) ,而整機噪聲卻只有0. 7dB (A)的降低,當(dāng)運轉(zhuǎn)頻率從中降為低時,壓縮機單體噪聲大幅度降低達9. 3dB (A) ,而整機噪聲卻只有1. 8dB (A)的降低。

　　圖2 外機、風(fēng)扇、壓縮機單體噪聲有效值對比

　　從理論計算分析造成這種現(xiàn)象的原因,s*先假設(shè)外機只有外機風(fēng)扇(含電機)和壓縮機兩個主要噪聲源,且外機總聲壓級為L,其中由風(fēng)扇貢獻的聲壓級為L1 ,由壓縮機貢獻的聲壓級為L2 , 通常情況下這兩個噪聲源是不相干涉的聲波, 符合能量疊加法則,因此有

　　由于L 及L1均可以通過試驗準(zhǔn)確測定, 通過式( 1)可以估算出L2的大小(L2的準(zhǔn)確測定由于停掉外機風(fēng)扇后壓縮機負荷的變化有一定的困難) , L2計算結(jié)果與L 及L1對比如圖3所示,可以看出,當(dāng)壓縮機在高運轉(zhuǎn)頻率下,它的噪聲貢獻量與風(fēng)扇相當(dāng),約53.2dB (A ) ,這時整機噪聲有效值高出風(fēng)扇噪聲約3.2dB (A ) ,當(dāng)壓縮機以中運轉(zhuǎn)頻率運行, 它的噪聲貢獻量略低于風(fēng)扇約1. 1dB (A ) ,整機噪聲略有降低,仍高出風(fēng)扇噪聲約2. 5 dB (A ) , 當(dāng)壓縮機以低運轉(zhuǎn)頻率運行時, 它的噪聲貢獻量大幅度下降, 低于風(fēng)扇約7. 6dB (A ) , 這時整機噪聲僅高出風(fēng)扇噪聲0.7dB (A ) ,也就是說, 造成壓縮機噪聲與空調(diào)外機噪聲有效值之間的非線性關(guān)系的根本原因在于壓機噪聲與風(fēng)扇噪聲貢獻量大小的差距在變化, 可以預(yù)測,隨著壓縮機噪聲的進一步降低, 整機噪聲將不斷接近風(fēng)扇噪聲, 但不可能低于風(fēng)扇噪聲, 這時只有降低風(fēng)扇噪聲,整機噪聲才有可能得到進一步的改善。因此,壓縮機噪聲對空調(diào)外機噪聲有效值的影響大小受到其它噪聲源, 尤其是風(fēng)扇噪聲大小的制約,當(dāng)風(fēng)扇噪聲較高時, 壓縮機噪聲的降低對于空調(diào)外機噪聲的改善效果不明顯, 當(dāng)風(fēng)扇噪聲較低時,壓縮機噪聲的降低通常情況下可以有效地降低空調(diào)外機的噪聲。

　　圖3風(fēng)扇、壓縮機噪聲貢獻量與外機有效值對比

　　3 外機整機、風(fēng)扇與壓縮機單體噪聲頻譜特性分析

　　從前面的分析可以看出, 壓縮機對于外機噪聲的影響除了受到風(fēng)扇噪聲源的制約之外, 隔聲棉、外殼等對壓縮機起到的一定程度的隔聲以及壓縮機的振動激發(fā)其它零部件產(chǎn)生的機械振動輻射的噪聲,同樣可能使得外機噪聲的有效值及音質(zhì)發(fā)生變化,由于隔聲效果有一定的頻率特性, 因此有必要對外機整機、風(fēng)扇及壓縮機單體的噪聲頻譜特性作進一步的分析。為方便起見下面只詳細闡述60Hz運轉(zhuǎn)頻率下的噪聲頻譜特性,其它運轉(zhuǎn)頻率下的變化趨勢與此類似。圖4、5、6分別為風(fēng)扇、外機及壓縮機單體噪聲頻譜圖,可以看出,風(fēng)扇噪聲能量主要集中在125 - 1600Hz,外機噪聲能量主要集中在200 - 1250Hz, 而壓縮機噪聲能量主要集中在800 - 6300Hz,也就是說,空調(diào)外機噪聲與風(fēng)扇噪聲頻譜類似,主要能量均集中在中低頻段,而單體壓機與外機噪聲的頻譜相差很大,主要能量集中在中高頻段,可以初步判斷外機的隔聲棉、外殼對單體壓機的高頻噪聲起到了較好的隔聲作用,為了驗證該結(jié)論的正確性,將外機的隔聲棉、部分外殼取掉,使得壓機的噪聲可以直接輻射出來而沒有被隔離,重新測試外機的噪聲并與原噪聲頻譜進行對比,如圖7所示,其中綠色寬柱為隔聲前,粉紅窄柱為隔聲后,可以看出,噪聲有效值隔聲前為59. 2dB (A) ,隔聲后為55. 3dB (A) ,隔聲確實取得了約4 dB (A)的良好效果,并且中高頻段( > 800Hz)隔聲效果很好,這與前面的分析及試驗結(jié)果吻合,而低頻段( 63 -630Hz)不降反升,分析一方面低頻段的噪聲隔聲效果不理想,另一方面由于外機外殼屬薄壁結(jié)構(gòu),固有頻率較低,很容易被壓機振動激發(fā)低頻振動并輻射低頻噪聲,圖8為底盤振動頻譜,可以看出,外機底盤振動能量主要集中在低頻段。因此,雖然低頻段的噪聲和振動對單體壓縮機噪聲的有效值影響不大,但對于壓縮機在空調(diào)外機內(nèi)的表現(xiàn)如何,就顯得尤為重要,需要引起關(guān)注。

　　4 結(jié)語

　　本文采用理論、實驗相結(jié)合的方法,對壓縮機噪聲振動與空調(diào)外機噪聲之間的關(guān)系進行了詳細的分析,得出以下幾點結(jié)論:

　　(1) 壓縮機噪聲與空調(diào)外機噪聲之間不是簡單的線性關(guān)系,壓縮機噪聲值的大幅度降低并不意味著空調(diào)外機噪聲的大幅度降低,外機噪聲降低的幅度受到風(fēng)扇噪聲大小的制約;

　　(2) 空調(diào)外機對于壓縮機的中高頻段噪聲隔聲效果較好;

　　(3) 壓縮機的低頻噪聲及振動雖然對單體壓縮機噪聲影響不大,但對于空調(diào)外機噪聲的影響明顯,需要引起關(guān)注。

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