制冷压缩机振动噪声控制技术

随着社会的发展，生活水平的提高，人们对空调、冷藏和冷冻等制冷设备的振动噪声提出了更高的要求，制冷压缩机作为制冷系统的主要振动噪声源，其振动噪声控制技术愈发重要。制冷压缩机经过升级换代后，产品能效得到了显著提升，但还需要在振动噪声方面付出更多的努力才能取得突破性的进展。制冷压缩机噪声主要包括机械性振动噪声、流致性振动噪声和电磁性振动噪声，其振动噪声源错综复杂，相互干扰，增加了声源辨识的难度。振动噪声控制技术涉及流场、应力场、温度场和电磁场等多门学科，知识面广，研究难度大，成为制冷压缩机技术发展面临的新挑战。

制冷压缩机在轴系运动部件扰动和流道内压力波动等载荷激励下产生振动和辐射噪声，影响产品体验和使用的舒适度。此外，压缩机振动噪声是一种能量传递和消耗的表征方式，不仅增大压缩机功耗，甚至影响压缩机可靠性。

因此，笔者基于双螺杆和离心式制冷压缩机的结构特点，分析振动噪声特性及其产生原因，开展制冷压缩机振动噪声控制技术研究，展示振动噪声控制技术在制冷压缩机中的实际应用案例，对振动小噪声低压缩机产品的正向设计具有重要的指导与借鉴意义。

图1所示为双螺杆式制冷压缩机的典型结构，它主要由压缩机壳体以及壳体内一对平行配置的阴阳转子、电动机、支承轴承、吸排气孔口和吸排气壳体等部件组成。电动机直接驱动同轴的阳转子，使阴、阳转子像齿轮一样啮合旋转，由阴阳转子齿顶与壳体内壁面所围成的工作容积产生周期性的扩大和缩小，实现吸气、压缩和排气过程。双螺杆式制冷压缩机振动噪声可以分为阴阳转子啮合接触过程中产生的机械性振动噪声、电机工作过程中交变的电磁力作用于定子所产生的电磁性振动噪声和周期性吸排气过程中产生气流脉动所诱发的流致性振动噪声。由于螺杆式制冷压缩机运行转速相对较低，在满足装配工艺的情况下，电磁振动噪声相对较小，笔者不再详述。

图 1  双螺杆式制冷压缩机的典型结构

1.1  振动噪声的产生诱因

1.1.1  机械性振动噪声

双螺杆式制冷压缩机阴阳转子通过相互啮合实现同步旋转，齿面接触时不可避免地产生冲击与接触，形成周期性的交变应力，诱发转子轴系产生机械振动。阴阳转子多是金属部件，本身存在一定的挠性，当加工或者装配过程中存在较大误差时容易导致转子轴系的不对中和不平衡等问题，加剧轴系的振动。

双螺杆式制冷压缩机轴承主要包括无滚动体的滑动轴承和有滚动体的球轴承、圆柱轴承和圆锥轴承等，承受轴系的径向力和轴向力，是将压缩机轴系振动向外传递的关键途径之一。当滑动轴承出现异常的摩擦或者润滑不充分时，或者当滚动轴承的滚道受到离散的滚动体的周期性冲击时，均会导致阴阳转子轴系振动放大。此外，轴承间隙会影响阴阳转子轴系的同轴度，对轴系振动产生不利影响。

双螺杆式制冷压缩机壳体结构部件作为振动激励响应的载体，当其结构模态的固有频率与激励频率接近将产生共振，放大壳体结构的振动响应，激发更高的噪声。

1.1.2  流致性振动噪声

双螺杆式制冷压缩机在吸气、压缩和排气过程中，由相互啮合的阴阳转子齿和齿槽及与其精密配合的壳体壁面形成的工作容积发生周期性的变化，产生周期性的气流脉动，引起流致性振动噪声。

在压缩过程中，在双螺杆式制冷压缩机转子齿顶与壳体内壁面围成的工作容积与吸、排气孔口连通前，齿间容积与外界的连通通道仅有泄漏三角形、齿顶间隙、啮合间隙和端面间隙。随着齿间容积的减小，齿间容积内制冷剂被压缩，压力升高，少量制冷剂在压差作用下通过上述泄漏通道进入相邻齿间容积或吸气侧齿间容积，产生流体流动噪声。

在吸气过程中，压缩机转子齿顶与壳体内壁面围成的工作容积与吸气孔口连通，导致工作容积周期性的增加或减小，同时伴随着工作容积与吸气孔口间连通面积的周期性变化，使得流体流动特性变化剧烈，产生较大的气流脉动，诱发气动噪声。

在排气过程中，转子啮合腔相继进行排气，导致工作容积周期性的变化，而每个周期内速度和压力也在各种作用力下产生周期性的变化，形成排气气流脉动，诱发气动噪声。相对于吸气孔口，排气孔口通流面积较小，排气流速更大，排气过程中的气流脉动更大，诱发的流致性振动噪声更为严重，并且排气气流脉动会通过排气轴承传递到排气管路，诱发管路系统振动噪声，对压缩机振动噪声的影响更大，需要重点关注。

1.2  振动噪声的控制技术

1.2.1  机械性振动噪声

为了抑制双螺杆式制冷压缩机的机械性振动噪声，在结构设计上，进行转子动力学计算，研究转子及其部件和结构有关的动力学特性，校核结构静力学，分析转子轴系振动特性，预测压缩机振动响应，优化机械结构改善振动噪声；在装配工艺上，应用流-热-固耦合变形预测技术，计算转子和壳体在工作状态下的变形量，合理设置装配间隙，避免产生异常振动噪声。笔者团队实现了基于温度场和压力场作用下的转子和壳体变形的预测计算，如图2所示。

图2  双螺杆式制冷压缩机流-热-固耦合变形预测

在结构设计方面，基于转子轴系结构建立转子轴系的动力学模型，在转子齿间气体力和轴系自身不平衡质量离心力的耦合作用下，预测转子轴系的振动激励源及其频谱特性，通过衰减齿间气流脉动、提高转子轴系的动平衡精度等级等措施，减小转子轴系的不平衡质量，抑制转子轴系的振动激励。基于转子轴系的激励源特性，优化转子轴系的结构刚度和轴承阻尼，提升转子轴系的临界转速，抑制转子轴系振动响应；改善壳体等结构部件的刚度和阻尼，偏移结构部件的固有频率，偏离振动激励源的共振区，抑制结构部件的振动响应。在装配工艺上，基于螺杆式制冷压缩机运行工况，考虑压缩机工作过程中压力场和温度场分布，计算转子变形量和壳体的变形量，根据各自的变形量设置理想的配合间隙，不仅可减小泄漏量、提升能效，而且可以防止因间隙过小异常接触而产生的异常振动。

1.2.2  流致性振动噪声

双螺杆式制冷压缩机流场-声场联合仿真预测技术是解决流致性振动噪声问题的关键。笔者团队基于双螺杆式制冷压缩机的结构参数，应用CFD数值仿真技术，建立压缩机工作过程的非定常流场，分析流场的压力云图和压力时域特性，开展流场和声场的联合仿真，预测气动声学特性，如图3所示。从图3（e）和（f）压力时域和噪声频谱的计算结果可以看出，双螺杆式制冷压缩机气流脉动具有显著的周期性，其前四阶的气动噪声相对较大。将流场和声场的预测结果反馈给结构设计，实现双螺杆式制冷压缩机流场与声场的优化。

图3  双螺杆式制冷压缩机流场-声场联合仿真预测

基于双螺杆式制冷压缩机的流场和声场特性，设计气流脉动衰减装置，抑制气流脉动诱发的振动噪声。

定频双螺杆式制冷压缩机的运行转速恒定，气流脉动激励频率固定，可采用赫姆霍兹共振腔和声波干涉器衰减气流脉动，降低气动噪声，其结构原理如图4（a）和（b）所示，针对某公司螺杆式制冷压缩机噪声特性和结构空间，成功试制了样品，如图4（c）和（d）所示。在排气轴承座上设计赫姆霍兹共振腔，其腔体容积为32.0 cm³，颈部长度为15.0 mm，颈部直径为16 mm，最佳状态下可降低噪声声压级2~3 dB（A）。在排气轴承座的排气端面上开设旁支流道，旁支流道与主流道的长度差为290.0 mm，可降低噪声声压级2 dB（A）。

图4  压缩机气流脉动衰减装置原理及应用

图5所示为宽频穿孔管消声器结构示意图和应用于某公司螺杆式制冷压缩机的穿孔管消声器样品。由于变频双螺杆式制冷压缩机的运行转速范围宽，气流脉动激励频率区间广，采用宽频穿孔管消声器降噪技术，可以有效降低压缩机在变转速和变工况下的噪声。

图5  压缩机穿孔管消声器结构及样品

1.3  典型应用案例

针对双螺杆式制冷压缩机振动噪声问题，进行转子动力学计算，研究转子及其部件和结构有关的动力学特性，抑制压缩机的机械性振动噪声；开展压缩机流致性振动噪声控制技术研究，基于压缩机的结构空间，利用赫姆霍兹共振腔和声波干涉器等衰减气流脉动，降低气流脉动诱发的振动噪声；优化管路系统的流场，提升管道系统的结构刚度，抑制管道系统振动噪声的响应，降低压缩机噪声声压级。以宽频穿孔管消声器降噪技术为例，分析振动噪声控制技术在双螺杆式制冷压缩机及其系统中的应用。

图6所示为笔者团队针对变频双螺杆式制冷压缩机制定的测量方案与测量数据分析结果。由于变频双螺杆式制冷压缩机存在气动噪声突出的问题，在压缩机转子腔布置5个高采样频率的传感器，从吸气端到排气端依次标记为测点1~5，在排气腔内布置1个高采样频率的传感器，标记为测点6，如图6（a）所示。图6（b）所示为压缩机运行过程中各监测点的时域压力特性，具有显著的周期性。图6（c）所示为气流脉动的频域特性，气流脉动幅值在转子啮合频率前4倍频处相对较大，其中基频的幅值尤其显著。从吸气端到排气端压力监测点的气流脉动幅值呈现逐渐升高的趋势，说明排气过程中气流脉动相对突出，由于排气腔的缓冲作用，测点6的气流脉动幅值降低。图6（d）所示为压缩机的排气噪声，具有显著的谐波特性，噪声峰值出现在转子啮合频率的前4倍频。

图6  双螺杆式制冷压缩机的测量方案与数据分析

基于上述变频双螺杆式制冷压缩机的测量分析结果，笔者团队定制开发了一种宽频穿孔管消声器，应用到压缩机内部的排气腔后，试验评估了消声器衰减气流脉动的能力，如图7和表1所示。测量结果表明，某双螺杆式制冷压缩机采用宽频穿孔管消声器后，在运行转速2 400~4 200 r/min区间内，排气气流脉动幅值和噪声声压级均得到了明显改善，其中3 600 r/min和4 200 r/min下气流脉动的1倍频和2倍频幅值均衰减60%以上，压缩机噪声声压级分别降低6.8 dB（A）和3.0 dB（A），说明采用宽频穿孔管消声器可以有效衰减排气气流脉动幅值，降低气流脉动所诱发的压缩机噪声声压级。

图7  某变频双螺杆式制冷压缩机气流脉动改善结果

表1  某变频双螺杆式制冷压缩机噪声声压级改善结果

为了进一步降低制冷系统的振动噪声，在双螺杆式制冷系统管路中采用穿孔管消声器，降低压缩机排气气流脉动诱发的管路振动噪声值。在消声器进出口位置布置2个高频传感器，用于采集瞬态压力脉动，分析消声器衰减气流脉动的能力。在消声器出口近表20 mm位置布置声学测点，评估管路系统应用消声器后的降噪效果，如图8所示。

图8  监测消声器性能的压力和噪声测点布置

图9所示为笔者研究团队将宽频穿孔管消声器应用于双螺杆式制冷系统后，消声器入口和出口的气流脉动幅值以及压缩机近场噪声频谱。可以看出，螺杆式制冷压缩机转子啮合基频的前4阶气流脉动较大，是诱发管道振动噪声的主要激励源。应用宽频穿孔管消声器后，转子啮合基频的前4阶气流脉动幅值得到有效衰减，气流脉动幅值的最大值降低到1.7 kPa以内，衰减75%以上，转子啮合基频的2倍频、3倍频和4倍频气流脉动幅值降低到0.5 kPa以下，衰减90%以上，3倍频气流脉动衰减率甚至达到了98%，如图9（a）所示，说明宽频穿孔消声器有效衰减了压缩机各个频率段的气流脉动幅值。压缩机噪声频谱表明，压缩机噪声峰值主要集中在转子啮合基频的前4倍频，应用宽频穿孔管消声器后，前4倍频的噪声值降低了8 dB（A）以上，说明穿孔管消声器可以有效衰减气流脉动幅值，降低气流脉动诱发的噪声，有效解决了双螺杆式制冷系统因气流脉动诱发的噪声问题。

图9  双螺杆式制冷系统采用宽频穿孔消声器前后气流脉动和噪声对比

图10所示为离心式制冷压缩机的典型结构，制冷剂由轴向吸入叶轮后加速，经过扩压器和蜗壳增压后排出。离心式制冷压缩机振动噪声可以分为机械性振动噪声和流致性振动噪声。

2.1  振动噪声的产生诱因

离心式制冷压缩机在高速运转过程中，轴系转动部件因为不平衡质量的存在产生离心力，激励机械部件产生机械性振动噪声，但随着机械部件加工精度的提升以及装配工艺和检测手段的完善，转子轴系动平衡精度等级得到有效控制，机械性振动噪声得到有效改善，相反气动噪声的影响相对突出。

离心式制冷压缩机气动噪声主要包含旋转噪声和涡流噪声，旋转噪声是旋转叶片周期性击打流体域内的制冷剂产生气流脉动诱发产生；涡流噪声是在叶片旋转过程中制冷剂会在叶片表面产生流动分离形成涡流诱发产生。

2.2  振动噪声的控制技术

为了抑制离心式制冷压缩机的振动噪声，校核主要部件的结构静力学特性，计算转子轴系的动力学特性，提高转子轴系的临界转速，偏移结构模态的固有频率，避免落入共振区，提高转子轴系的动平衡精度等级，降低离心式制冷压缩机的机械性振动噪声。基于压缩机的结构设计，建立通流部件的流场模型，计算离心式制冷压缩机工作过程的非定常流场，将瞬态的压力插值到声学模型中，开展流场-声场联合仿真，计算离心式制冷压缩机气流脉动诱发的气动声学特性，预测离心式制冷压缩机噪声声压级及频谱特性，并将预测结构反馈到结构设计中，优化流场，降低振动噪声。

2.3  典型应用案例

离心式制冷压缩机在设计阶段经过结构强度和转子轴系动力学校核后，以及装配过程中满足动平衡精度等级后，机械性振动噪声得到有效控制，而气动噪声相对突出。离心式制冷压缩机气动噪声与叶轮、蜗壳和扩压器等部件密切相关。如叶轮的翼型、叶片的出口角、叶片前缘倾斜、叶片尾缘倾斜、蜗壳的前盖倾斜和蜗壳的宽度等，对离心式制冷压缩机噪声均有影响。笔者团队以叶片尾缘斜掠角的优化为例，介绍振动噪声控制技术在离心式制冷压缩机中的应用案例。

离心式制冷压缩机叶片尾缘斜掠角是影响流场和声场的主要因素之一，针对1台离心式制冷压缩机，研究人员开展了不同叶片尾缘斜掠角下的流场和声场研究。将子午流道叶片尾缘叶顶沿流向倾斜角度α定义为叶片尾缘斜掠角，如图11所示。

采用ANSYS CFX数值求解三维雷诺时均Navier-Stokes控制方程（RANS），湍流模型采用剪切应力输运（SST）k-ω模型，计算不同叶片尾缘斜掠角下离心式制冷压缩机的气动性能，分析其流动特性。图12所示为叶片50%叶高的静熵云图，图中无斜掠角叶轮相对有斜掠角叶轮具有更强的尾缘流动分离，说明采用尾缘斜掠角能够有效降低尾缘流动分离强度。

图11  叶轮子午流道及叶片尾缘斜掠角α示意图

图12  不同叶片尾缘斜掠角度下叶片50%叶高的静熵（J/（kg·K））云图

基于离心式制冷压缩机结构参数建立流场-声场耦合模型，预测压缩机远场1 m位置的噪声声压级，如图13所示。

图13  离心式制冷压缩机声学模型及噪声测点

在不同叶片尾缘斜掠角下离心式制冷压缩机叶轮诱发的气动噪声总声压级如图14所示。由于叶片尾缘斜掠角仅影响流场和声学特性，声学模型中未考虑结构部件的隔声，气动噪声计算结果与实测值之间存在差异，但不影响流场和声场的预测与优化。从图14可以看出，相较叶片尾缘无斜掠角，增加尾缘斜掠角后，气动噪声总声压级降低。随着尾缘斜掠角的增大，受叶轮的声源强度、声源位置和声源辐射面积等因素的影响，气动噪声声压级呈现先减小后增大的趋势，斜掠角为15°时声压级最低。相对于无斜掠角，当斜掠角为15°时，声压级从137.9 dB（A）降低到133.6 dB（A），降低了4.3 dB（A）。

图14  叶片尾缘斜掠角变化时叶轮诱发的气动噪声声压级

针对制冷压缩机的振动噪声问题，笔者介绍了制冷压缩机振动噪声的产生诱因，针对双螺杆式制冷压缩机和离心式制冷压缩机的噪声特性，分别阐述了双螺杆式和离心式制冷压缩机振动噪声控制技术，展示了振动噪声控制技术在制冷压缩机中的典型应用案例，得到以下结论：

1）制冷压缩机工作过程中产生的气流脉动所诱发的气动噪声突出，是压缩机的主要噪声源。

2）宽频穿孔管消声器是控制变频双螺杆式制冷压缩机及其制冷系统噪声的有效措施之一，衰减气流脉动幅值60%以上，降低压缩机噪声声压级3.0 dB（A）以上，降低制冷系统管路噪声8 dB（A）以上。

3）离心式制冷压缩机叶轮参数是影响气动噪声的关键因素之一，优化叶片尾缘斜掠角有助于改善流场、降低气动噪声。叶片尾缘斜掠角增大后，压缩机气动噪声降低。相较叶片尾缘无斜掠角，斜掠角为15°时，压缩机气动噪声声压级降低4.3 dB（A）。