空调室外机低频噪声控制及管路配重设计

杨俊涛 陈志伟 高智强 程诗

珠海格力电器股份有限公司 广东珠海 519070

0 引言

随着生活水平的提高，人们对空调运行舒适度的要求也随之提高，其中最主要的一点便是噪声要求。对于空调室外机来说，噪声源主要包括：风叶运行过程中产生的气流声；压缩机运转产生的声音；制冷剂循环声；空调运行结构振动产生的声音[1]。由于空调自身结构设计的原因，上述这些噪声通常是无法消除和避免的，在一定的噪声范围内不会影响空调的舒适度[2]。而异常噪声主要是由于空调设计不合理以及其他人为因素所致，这种噪声是可以避免和消除的。

空调管路是空调系统设计中比较关键的部件之一，当空调管路模态与压缩机运行频率及其倍频比较接近时，容易发生共振，进而引起管路较大的振动。管路振动偏大，又会极易引起管路的低频噪声[3]。周奇杰等[4]通过结构动力学仿真方法对管路布局进行优化，并结合试验解决了空调室外机250 Hz的低频噪声。赫家宽等[5]通过调整配重布局的方法实现了管路系统固有频率远离工作频率的目的，使得管路系统振动及整机噪声得到明显改善。王枫等[6]利用正交试验灵敏度分析及非劣排序遗传算法，对四个影响显著的结构参数进行优化，达到改善管路的振动性能和提升管路抗振性能的目的。王利亚等[7]采用管路前6阶模态振型腹点分布统计的方法，制定管路配重的最优布置方案，有效改善了冰箱运行时的低频振动与噪声。以上可以看出，利用结构模态仿真和模态试验分析方法，仍然是诊断和解决低频振动与噪声的主要措施。然而对于多阶模态与异常噪声频率较为接近时，如何找出模态对异常噪声的贡献量及筛选出影响异常噪声的关键模态的研究相对较少，需要进一步去研究。

本文先后通过管路的模态仿真分析、模态仿真精度验证、工作变形分析及模态贡献量分析等方法，锁定引起异常低频噪声产生的根本原因，并通过配重的优化布局，有效控制了低频异常噪声的产生。

1 现有问题描述

对某款变频空调室外机来说，在额定制热（外侧：7℃，内侧：20℃）工况下，噪声听感测试可知：压缩机94 Hz～104 Hz运行时，整机存在明显的“呜呜”声，尤其是在98 Hz运行时，异常噪声听感最为明显。在简易半消声室内对该异常噪声进行噪声测试诊断，根据异常噪声听感大小及方位，在整机右侧0.5 m处布置1个传声器，试验装置如图1 a)所示。在同样的额定制热工况下，通过压缩机升频扫描测得异常噪声表现在压缩机94 Hz～104 Hz的2倍频上，即188 Hz～208 Hz之间，其中196 Hz时噪声值最大，如图1 b)所示。

图1 噪声测试装置图及噪声扫频测试结果

2 低频噪声产生机理分析

2.1 初步诊断

压缩机是空调室外机的主要动力源，但也是主要的振动噪声源。管路是制冷剂介质在压缩机、蒸发器、冷凝器、节流部件之间流通的必要通道，但也是压缩机振动能量传递的主要路径。右侧板是压缩机振动能量传递的主要接受者，也是通过空气介质向外辐射噪声的直接体现。综上，压缩机、管路、右侧板是空调室外机产生异常噪声的最有可能的三个关键部件，分别在压缩机壳体、四通阀（管路交汇处）、右侧板上布置一个三向加速度传感器。

图2为压缩机80 Hz～106 Hz制热运行时，压缩机、四通阀、右侧板的2倍频振动与整机右侧2倍频噪声的数据对标。可以看出，四通阀振动与异常噪声的变化趋势较为一致，说明管路系统与异常噪声具有较强的相关性，需要重点关注管路系统的振动特性。

图2 异常2倍频噪声与关键部件振动对标

2.2 管路模态仿真分析

为了更加准确地定义吸、排气管口的约束边界条件，管路系统仿真模型中添加了压缩机模型。压缩机模型对壳体、上盖、电机、泵体、下盖、分液器六个部分进行了简化，并以压缩机实际质量定义在压缩机仿真模型上。四通阀是管路系统的枢纽，模型简化是否合理直接制约管路模态仿真的精度，四通阀线圈质量较大，仿真模型中必须考虑，并以实际质量定义在仿真模型中。另外，减振垫圈、消音器的密度通过实际质量进行校核定义。材料参数定义如表1所示。

表1 材料参数

在网格划分上，根据分析对象的重要程度、体积大小、计算速度等因素制定网格划分的尺寸，具体单元尺寸定义如下：压缩机为10 mm；四通阀、减振垫圈及消音器为3.5 mm；管路为2 mm。在边界条件定义上，冷进管和大阀门管的自由管口面及减振垫圈的下底面采用固定约束的方式，有限元模型如图3所示。

图3 空调管路有限元模型

由于异常噪声表现在压缩机98 Hz运行时的2倍频196 Hz上，因此，重点分析其临近的160 Hz～220 Hz之间的模态。空调管路系统模态计算结果如表2所示。可以看出，模态仿真的第3阶、第4阶固有频率与异常2倍频196 Hz较为接近，这两阶模态振型如图4所示。

表2 管路模态仿真结果（160 Hz～220 Hz）

图4 管路第3阶、第4阶模态振型示意图

2.3 管路模态仿真精度验证

管路模态仿真的准确性需要通过试验模态来检验，对于仿真的多阶模态与异常噪声频率较为接近时，验证管路模态仿真准确性尤为重要。

通过试验模态验证仿真模态准确性的方法有很多种，常用的一种方法是模态置信判据（Modal Assurance Criterion，缩写为MAC），其值介于0、1之间。如果模态置信判据为1，则这两个向量在一个比例系数内是完全等同的；如果模态置信判据为0，那么两个向量之间不存在线性关系，即没有相关性[8,9]。MAC关系式为：

其中：Ψi、Ψj分别为相关性分析的第i阶、第j阶模态振型向量，分别为Ψi、Ψj的共轭。

在试验模态测试之前，应合理建立管路系统的几何模型。激励点、响应点选择是否合理直接影响试验模态振型分辨率[10]。为避免测点数过少导致模态出现空间混叠，可在测试前借助有限元仿真对激励点、响应点进行预测。为了试验模态振型的完整体现及提高试验模态测试效率，管路线框模型选取了35个测点，如图5所示。在管路模态测试时，选取西门子24通道LMS采集系统、PCB的356A01三向加速度传感器、PCB的086C03力锤传感器及LMS Test.Lab.16A软件。测试采用移动振动传感器的方式，为了避免传感器附加质量对管路模态结果的影响，多个传感器分散布置在管路的测点上；为了充分激起管路的各阶模态，力锤分别激励四通阀的上下、左右、前后方向。

图5 管路试验模态分析线框模型

在LMS Virtual.Lab软件的Correlation模块中进行管路模态仿真准确性验证。验证结果如图6所示，可以看出，非对角线MAC值很低，说明模态振型相关性小，未出现模态混叠的现象。对角线MAC值较高，说明试验与仿真模态振型具有较高一致性，如管路仿真模态160.3 Hz与试验模态157.1 Hz的振型对标如图7所示，可以看出，两者振型均表现在排气管的第4弯处，具有较高的一致性。综上，管路模态仿真结果具有较高的可信度。

图6 MAC模态置信判据结果

图7 第1阶模态仿真与试验振型对标

2.4 管路ODS分析

通过管路模态仿真分析及准确性验证，确定管路模态的第3、第4阶固有频率接近异常噪声对应的频率，但无法确定异常噪声是由这两阶固有频率共同作用，还是由其中一阶作用。因此，还需要进一步分析这两阶模态对异常噪声的贡献量。

模态对异常噪声的贡献量的分析方法较多，本文通过异常噪声对应频率下的管路真实振动响应与管路模态之间的相关度来评判，即运行频率下管路的振动响应与管路模态进行模态置信判据（MAC），若某阶模态与响应的相关度高，说明该阶模态对响应的贡献量大、参与度高。

本文利用工作变形分析（Operational Deflection Shape，ODS）获取异常噪声峰频196 Hz对应的管路振动响应。在ODS试验时，所有测点数据最好为同一批次测得，如果传感器或通道数量不够，需要分批次测量，则要保证有一个测点作为相位参考，即这个测点的传感器不移动，每个批次都要测。ODS测试使用的线框模型与试验模态测试使用的线框模型相同，即35个测点。本次试验参考点布置在了四通阀上，测点分散布置在管路上，图8为某一轮参考点与测点的布置示意。在额定制热工况下，压缩机运行频率为98 Hz，且尽可能保证每轮测试时工况的一致性。计算其2倍频196 Hz的管路ODS振型，如图9所示。可以看出，振动云图主要表现在排气管的第2弯上，与第3阶模态振型较为接近。

图8 某轮振动传感器布置示意

图9 管路196 Hz的ODS

在LMS Virtual.Lab的Correlation模块中进行模态振型与ODS（196 Hz）的相关性分析，结果如图10所示。可以看出，管路模态仿真的第3阶194.3 Hz与ODS的196 Hz的MAC值最高，说明管路第3阶模态对异常噪声的贡献量最大，即排气管第2弯沿着压缩机壳体切线方向摆动、第5弯绕四通阀上下方向旋转是导致异常低频噪声产生的主要原因。

3 异常低频噪声控制

在开发初期，一般可以通过修改管路结构、走向，对管路固有频率进行调整[12]。但在开发后期，结构已经成型，不便进行结构修改，可在管路上增加配重块（阻尼块、橡胶圈、管夹）等措施来调整管路的固有频率。基于管路模态第3阶振型，制定如下优化方案：在排气管的第2弯处固定40 g的橡胶圈，在排气管与大阀门管之间固定1个管夹，如图11所示。

图11 优化方案示意

在相同的制热（外侧：7℃，内侧：20℃）运行工况下，验证优化方案对低频噪声的抑制效果。仍在整机右侧相同的0.5 m位置处布置1个传声器，测试压缩机升频（20 Hz～106 Hz）时的整机噪声，为便于观察，仅显示50 s～100 s的数据，如图12所示，与图1相比可知，188 Hz～208 Hz之间的异常噪声峰值消失了。为了更好的对比方案改进前后的效果，在相同的测试环境、工况及测点布置下，通过调频测试了压缩机60 Hz～106 Hz运行时的原始方案及优化方案的噪声，测试结果如图13所示，再次验证了异常频段188 Hz～208 Hz之间的噪声峰值明显降低的结果。经噪声听感测试，整机的异常“呜呜”声也得到了明显的改善。

图12 优化后噪声时频图

图13 优化前后噪声对比

4 结论

（1）通过振源、路径、响应的振动与异常2倍频噪声之间的相关性分析，诊断出管路系统与异常低频噪声具有较强的相关性。

（2）通过管路模态仿真分析及准确性验证，确定了管路模态的第3、4阶固有频率与异常噪声所对应的频率较为接近。

（3）结合工作变形（ODS）分析和模态贡献量分析，最终锁定管路第3阶模态（排气管第2弯、第5弯）是导致异常低频噪声产生的主要原因。

（4）根据结构模态振型制定异常噪声的解决方案，往往可起到立竿见影、事半功倍的效果，可以大大缩减反复的试验验证工作。