涡旋压缩机振动噪声分析

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　　涡旋压缩机作为制冷设备的动力源和心脏，其振动和噪声水平直接影响设备的使用寿命，同时，也会对人们的身心健康和工作效率造成一定影响。因此，涡旋压缩机的振动噪声水平会直接影响产品的市场占有率，关系着生产厂家的经济效益。

　　近年来，鉴于市场及制冷设备厂家的需求，涡旋压缩机生产企业纷纷开始改善产品的振动噪声水平。笔者所在企业已于十几年前开始对涡旋压缩机进行振动噪声研究，在试验分析的基础上，结合数值模拟对涡旋压缩机振动噪声进行了系统的研究分析。

　　本文以笔者所在企业专为中国市场开发的R290涡旋压缩机为测试、分析样本，介绍了涡旋压缩机振动噪声产生的机理，通过试验测试、数值模拟等方法对涡旋压缩机振动噪声的产生及传递进行了系统、深入的分析，为改善涡旋压缩机的振动噪声提供一定的参考。

　　1 涡旋压缩机振动噪声源分析
       1.1 振动噪声产生机理
　　典型的涡旋压缩机结构如图1所示，主要工作原理是利用动、静涡旋盘的相对转动形成密闭容积的连续变化，实现压缩气体的目的，振动和噪声也相应的产生。

　　图1 涡旋压缩机结构示意图

　　涡旋压缩机噪声主要包括机械噪声、电磁噪声、气动噪声及液体噪声等。

　　其中，机械噪声由曲轴转动不平衡，滑动摩擦及机械冲击引起，并通过轴、轴承、壳体向外传播;电磁噪声来源于电机内的气隙磁场作用于铁芯而产生的电磁力激发的电磁振动，并通过定子、壳体向外传播;气体噪声来源于间歇性的吸排气动作而产生的压力脉动，形成脉动气流，并通过空气、壳体向外传播;液体噪声由制冷剂、润滑油射流和气穴引起，并通过液体、壳体向外传播。

　　1.2 振动和噪声频谱分析
　　频谱是描述振动、噪声特性的重要工具之一，是研究振动、噪声强度随频率分布的必要条件。振动频谱描述的是振动频率、幅值、相位之间的关系，显示了各振动分量的频率及其振幅值;噪声频谱是指组成复音(频率不同的简谐成分合成的声波)的强度随频率而分布的图形。由噪声组成的声频谱，就是噪声频谱。从噪声频谱中，分析了解噪声的成分和性质，称为频谱分析。

　　利用丹麦B K数据采集仪,对正常运转工况下工作的R290涡旋压缩机的振动和噪声信号进行了采样,工作频率为50 Hz，振动测点为排气口处,噪声测点为笔者所在企业标准测试位置,采样频率为25.6 kHz(分析频率为10 kHz),信号的功率谱如图2所示。

　　首先从振动噪声的水平来看，该型压缩机振动最大幅值80 μm，噪声声功率为80 dB(A)。

　　从频谱分析的角度来看，振动频谱的峰值出现在压缩机的运转频率(50 Hz)和它的整数次谐波附近，符合涡旋压缩机的结构特性，除此之外，没有看到大的峰值，说明该压缩机没有异常振动产生，对于噪声频谱，噪声贡献较大的主要频率段为800~1 000 Hz、3 150~4 000 Hz、6 300~8 000 Hz，从整个频谱来看，峰值频段噪声水平跟周围的频段噪声差别不大，说明噪声在各个频段都比较平稳。

　　图2 (a)噪声信号谱(b)振动信号谱

　　1.3 振动和噪声相关性分析
　　由于涡旋压缩机始终处于全封闭状态，噪声主要由壳体振动产生声辐射引起。因此，可通过对涡旋压缩机的壳体部位进行振动和噪声测试，并进行相关性分析，通过相关性分析，可以了解到哪些频段的噪声是由振动引起的，对后续振动噪声的改善提供必要的参考。

　　利用丹麦B&K数据采集仪，对正常运转工况下工作的R290涡旋压缩机壳体振动和噪声信号进行双通道同时采样，振动测试位置为壳体中部，噪声测点距离振动2cm处，振动噪声信号的功率谱如图3所示。

　　图3 (a)噪声信号谱(b)振动信号谱

　　通过对图3(a)和(b)分析比较可知，在低频段，该涡旋压缩机振动信号与噪声信号频率成分具有很强的相关性，造成这种现象的主要原因是在低频段，压缩机转动基频及其谐波频率的能量比较大，这是由涡旋压缩机自身结构特点决定的，这从另外一方面也说明，如果想改善对噪声影响较大的频段，必须改善相对应频段的振动水平。

　　1.4 曲轴装配体动平衡特性分析
　　往复惯性力和旋转惯性力是引起压缩机振动的主要原因。对于涡旋压缩机来说，由于其特殊的结构设计，不平衡的旋转惯性力成为产生振动的主要原因，这种周期性的不平衡力可以激发较高频率的振动，当受振零部件的固有频率等于周期性不平衡力频率的整数倍时，就会使零部件产生强烈的共振，从而产生较大噪声，惯性力可以通过平衡块设计来平衡。R290涡旋压缩机曲轴装配体如图4所示。

　　图4 R290涡旋压缩机曲轴装配结构

　　在平衡块设计过程中，不但要平衡零部件旋转过程中产生的离心力，同时还要考虑平衡零部件的转动力矩，离心力和力矩不能完全平衡，但是平衡块的设计可以尽可能平衡掉不同方向的离心力和力矩，从而整体上降低振动的能量。

　　曲轴装配系统动平衡计算公式：

　　对R290涡旋压缩机进行动平衡计算，离心力和力矩结果如表1所示。

　　表1 动平衡计算结果

　　从结果来看，R290压缩机不平衡力和力矩已经接近最小值，这说明大部分不平衡的离心力和力矩互相抵消了，曲轴转动装配处于较平衡的状态，由不平衡的离心力和力矩产生的振动已经降到最低。

　　1.5 压缩机及主要零部件固有频率分析
　　模态是机械结构的固有振动特性，每一阶模态都具有特定的固有频率、阻尼比和模态振型。通过模态分析可以预知在此频率范围内在外部或者内部振动源作用下的振动响应情况。

　　通过有限元分析软件，可以快速得到结构的固有频率、振型等模态参数，使人们比较直观地了解结构各阶模态振动的响应情况，并从中找出产品结构刚度的薄弱环节及结构设计的不合理性，从而为结构的动态特性改进提供参考。

　　通过对R290压缩机曲轴有限元模态计算结果和曲轴的模态测试结果进行对比，发现二者误差在允许范围内，再通过有限元计算对R290压缩机其他主要零部件进行有限元计算，获得关注频率范围内的固有频率和振型，为涡旋压缩机主要零部件的结构动力学分析和结构改进提供依据。有限元模型如图5所示，有限元计算结果如图6所示。

　　图5 曲轴装配及网格模型

　　图6 曲轴固有频率有限元分析结果

　　在实验室对曲轴进行了模态测试,获取其各阶固有频率，采用单点激振、多点拾振的方法，试验测试结果和有限元计算结果对比如表2所示。

　　表2 曲轴模态测试和有限元分析结果对比

　　从表2可以看出，模态测试和有限元分析结果误差在5%以内，证明了有限元计算模型的准确性，为确定动涡旋、静涡旋、壳体、装配体等其它零部件的固有频率,对各零部件分别进行有限元计算,得出它们各阶固有频率。

　　表3给出了主要零部件前5阶固有频率。计算结果表明,笔者所在单位R290压缩机主要零部件的固有频率均不在压缩机运行频率范围内(50 Hz),不存在零部件共振的风险。

　　表3 主要零部件固有频率(Hz)

　　2 减振降噪建议
　　根据涡旋压缩机振动和噪声特性，振动噪声分布情况，对涡旋压缩机的减振降噪提供如下建议：

　　1)压缩机低频噪声中，振动贡献值较大，因此改善压缩机的振动水平可有效降低压缩机低频噪声水平，特别是压缩机运转频率及运转频率的谐频(如50 Hz，100 Hz，150 Hz);
　　2)振动和噪声中转频特征较为突出，这是压缩机运行中的动平衡问题。因此，改善曲轴动平衡可有效降低转动不平衡对振动、噪声的影响，对低频噪声的某些频段，可以有3~5 dB(A)的改善;
　　3)改进涡旋压缩机主要零部件结构或材料，使它们的各阶固有频率尽量避开对压缩机振动和噪声贡献较大的频率段;
　　4)改进壳体与上、下盖的装配方式，加强壳体与上、下盖的连接强度，可有效减少振动及噪声泄露，特别是对中高频的气动和电磁噪声，总体上可以有2~3 dB(A)的改善;

　　3 结束语
　　研究表明，试验测试结合有限元分析的手段，能够准确的发现涡旋压缩机振动噪声的水平及特性。
　　通过有针对性的结构改进，能够改善涡旋压缩机的主要振动噪声峰值，从而达到降低涡旋压缩机振动噪声的目的。
　　通过对R290涡旋压缩机振动噪声频谱特性的分析，该型号压缩机低频噪声段噪声值较低，在中高频段没有明显的尖峰，另外各零部件的设计都避开了压缩机的运转频率，验证了该型号压缩机具有良好的振动噪声性能。