压缩机支撑结构减振降噪分析研究

骆春勇 罗 健 周 刚

（中山长虹电器有限公司 中山 528427）

前言

随着人们生活水平的提高和消费升级的需求，采用变频压缩机的白电产品（空调/冰箱）因其可变的运行工况，低功耗、快速制冷以及实时动态调节的控制系统，越来越受到消费者的青睐，也成为高端白电产品的标准配置之一。一般来讲，变频压缩机转速范围从 10-75 Hz。

相较于定频压缩机，采用变频压缩机的白电产品一般运行时间更长，以变频空调为例，当房间温度达到要求后，会将压缩机调至低转速连续不断的运行，若房间温度较高，又会以较高的转速快速拉低温，因此，变频压缩机对其支撑结构产生了持续的、宽幅变化的激励，因而更易产生共振，进而产生较大的噪声或者影响零部件的使用寿命。

因此，本文针对变频压缩机宽幅的运行频率，对其支撑结构开展研究，研究其受到的激励与响应的关系，并运用模态仿真的分析方法，分析其产品较大振动的原因，验证设计优化的方法和方案。

1 某白电产品振动分析研究

白电产品的变频压缩机通过橡胶底角安装在支撑底板上，支撑底板与外箱壳连接，部分制冷管路也与外箱壳有接触，接触部位均包裹有减振的橡胶绵。因此，压缩机振动的主要传递路径有两条，分别为：①压缩机-底角-支撑底板-箱外壳，②压缩机-管路-箱外壳。

本文以某款白电产品的压缩机支撑底板为例，分析振动/噪声的产生原因。

1.1 噪声测试分析

首先，先对该款白电产品进行噪声测试，将其置于半消声室中，在其四周布置多个声级计，记录其稳定运行噪声，每次采集30 s，取其平均值。

由图1噪声测试数据可以看出，该产品在低频带存在较大噪声，分析其可能与压缩机振动较大有关。因此进行扫频测试，确定各运行频率噪声大小，如图2、图3所示。

测试结果显示，压缩机在65-68 Hz范围产生共振，噪声较大。

1.2 压缩机振动测试

在压缩机顶部和侧壁粘贴振动加速度计，测量压缩机竖直方向和水平方向振动，具体如图4 。

振动加速度测试结果与噪声测试结果相吻合，压缩机在65-68 Hz存在较大振动，因此，需要对压缩机支撑底板展开测试分析。

1.3 压缩机支撑底板测试

在压缩机支撑底板和箱外壳侧壁面中心位置布置振动加速度计，测量结果如图5 。

压缩机支撑底板振动频率与压缩机振动、噪声的主要频率吻合，而箱外壳侧壁面振动相对较小，因此可以判断，压缩机在65-68 Hz的振动传递至压缩机支撑底板，引发较大的振动，致使该频率运行时，整机噪声较大。

2 仿真分析研究

2.1 基本原理

模态分析的实质，是一种坐标转换，即以系统的各阶主振型所对应的模态坐标来代替物理坐标。该仿真模型是以压缩机支撑底板为研究对象，建立其自由振动的运动方程如下：

式中[M]为质量矩阵，[C]为刚度矩阵，[K]为刚度矩阵。{x(t)}、{x&(t)}、{&x&(t)}和{f(t)}分别为位移、速度、加速度和激振力列向量。方程（1）傅里叶变换后系统动力学方程如公式（2）所示。

图3 扫频测试结果2

图4 压缩机振动加速度测试

图5 压缩机支撑底板测试

将物理坐标换成模态坐标，即{X}=[ψ]{q}，由振动理论知，对线性时不变系统即线性定常系统，系统任一点响应均可表示为各阶模态响应的线性组合。对第l测点的响应如式（3）所示。

式（4）中[φr] 为第r阶模态向量，反应该阶模态的振动形态，由各阶模态向量组成的矩阵称为模态振型矩阵，记为[]：

用模态坐标替代物理坐标后，刚度、质量、阻尼矩阵都已经对角化了，即解耦了，对应r阶有：

图6 某型号压缩机支撑底板模型

图7 一阶阵型

图8 二阶阵型

2.2 仿真模型及结果

仿真模型采用实际的压缩机支撑底板为模型，通过网格划分、输入物性参数、约束条件等进行仿真，仿真模型如图6，计算结果如图7-9所示。

由仿真结果可知，该压缩机支撑底板在二阶模态与实际测试情况吻合，存在共振的可能。

2.3 压缩机支撑底板模态试验

试验模态是通过力锤激励，比较测试点与激励源的振动频率，以确定零部件的模态，对于该型号压缩机支撑底板，其试验模态结果如图10。

压缩机支撑底板的第一阶和第二阶固有频率分别为29 Hz、62.1 Hz，与仿真结果接近，可由于实际模态试验时，部分位置因装配零部件的原因，无法进行有效的激励，因此，存在一定的实验误差。

3 优化改进及测试

3.1 优化改进方案

由前文所述，压缩机的运行频率最高值为75 Hz，因此，需要压缩机支撑底板的低阶次固有频率高于75 Hz，因此必须改变支撑结构的刚度、质量和约束等参数，具体方案为：增加底板厚度、增加凹槽深度、缩减宽度、底部增加支撑点，具体方案如图11。

3.2 仿真分析

图9 模态阶次表

图10 模态试验结果

图11 优化改进方案

图12 优化方案第1、第2阶阵型

图13 优化方案模态阶次表

优化后压缩机支撑底板第一阶固有频率为115 Hz，远高于压缩机实际运行最高频率，避免了共振。

3.3 实验测试

经实验测试，新压缩机支撑底板振动幅值远小于原压缩机支撑底板，随着压缩机运行转速的提高，压缩机支撑底板振动缓慢增加，无共振点，减振效果明显。整机声功率降低约1.2 dB（A）。

4 总结

压缩机的振动主要由底角传递至压缩机支撑底板，并由支撑底板传递至其他位置，产生噪声。变频压缩机因其宽幅的运行频率，导致了原有的支撑底板设计会导致运行过程中产生底板共振现象，显著增加了产品的运行噪声，因此，需要通过改变约束、质量和结构刚度，使压缩机支撑底板的一阶频率高于压缩机的最大运行频率。

本文通过该方法，将一款白电产品运行时振动降低，消除原结构的共振频率，降低整机运行噪声1.2 dB(A)。