冰箱振动TPA分析与隔振设计

2019-12-27方文杰

噪声与振动控制 2019年6期

方文杰, 张肃

（美的集团中央研究院，广东佛山528311）

压缩机作为冰箱的重要动力部件，将电能转化为机械能，为冰箱制冷提供动力能量，在其能量转化过程中不可避免地会产生振动和噪声[1]。国内外许多学者对压缩机减振降噪进行了深入研究，提出了一些有效方法，如通过仿真分析等优化压缩机外壳的形状[2-3]，通过改进压缩机压簧隔振系统的刚度、固有频率、阻尼[4]或通过改善制冷管道的形状、气流脉动、固有频率避开共振[5-7]。

压缩机是冰箱最主要的振动来源，运行时产生的振动一部分通过吸、排气管道传递到箱体，另一部分通过压缩机脚板传递给冰箱底板。管道接入箱体后被埋在发泡层里，减小了振动的传递；压缩机脚板与冰箱底板之间通过橡胶脚垫连接，橡胶脚垫起到减振和隔振的作用，其设计是否合理关系到整个冰箱的振动和噪声水平[8]。

应用LMS Test. Lab 软件对某款冰箱的振动进行TPA(Transfer Path Analysis)实验分析，试图弄清压缩机产生的振动如何经过底板向箱体传递。根据分析结果，对隔振橡胶脚垫的结构进行精准设计，以提高橡胶脚垫的隔振效果，减小压缩机的振动传递，从而改善冰箱在较高转速运行时产生的“嗡嗡声”。

1 TPA基本理论

传递路径分析(Transfer Path Analysis)简称TPA，是一种以实验为基础的噪声、振动分析方法，其基本原理基于如下假设：来自不同路径的所有部分贡献构成了总响应，如式(1)所示[9]

其中：Pk为分析目标点k处的总振动，Pijk为传递路径i在j方向对分析目标点k处总振动的部分贡献，如式(2)所示

其中：Hijk为传递路径i上j方向到目标点k的频响函数，Fij为传递路径i上j方向的实际激励。

根据式(2)可知：传递路径实验分析需要进行各传递路径的频响函数与实际工况噪声、振动值测量。

2 测试与分析

2.1 冰箱振动测试

某款冰箱在压缩机运行频率达到68 Hz（转速为4 080 r/min）以上时，开始出现比较明显的“嗡嗡声”。通过调整或按压冰箱内的抽屉、隔板与风道板等，此“嗡嗡声”有一些改善，经过一些实验测试与分析，诊断出此“嗡嗡声”是由于压缩机在较高转速运行产生的振动，经过底板传递到箱体内的抽屉、隔板、风道板等被放大，从而产生的结构振动噪声。但由于箱体内的这些零部件结构薄弱且为活动部件，固有频率低，模态复杂、密集，很难从结构模态方面进行改善，也尝试过不同结构、硬度、材料的橡胶脚垫，改善效果均不佳。

为了更好反映产生“嗡嗡声”的零件的振动特点，选取冰箱开门时门体及冷藏室玻璃隔板手感振动最大的部位作为研究目标，在其上各布置一个三向加速度传感器进行测试，如图1所示。

图1 门体、玻璃隔板振动测点布置

定义X、Y、Z方向分别为冰箱前后、左右、上下方向。测得压缩机以频率70 Hz（4 200 r/min）运行时的振动值如表1所示。

2.2 TPA实验分析

为进一步弄清楚压缩机产生的基频（70 Hz）振动如何传递到门体与隔板上，对压缩机4 个机脚的振动传递进行TPA实验分析，每个机脚3个方向，共12条传递路径，每条传递路径布置2个指示点，底板上布置1 个单向加速度传感器作为参考点，各传感器布置位置如图2所示。

表1 冰箱原始状态下门体、隔板振动测试值

图2 传感器布置与传递函数测试

测试压缩机在以频率70 Hz 正常运行时的振动值，作为TPA分析的实际振动数据；卸掉振动激励源压缩机，用力锤敲击底板上每个支撑点的三个方向，所得TPA分析的振动传递函数如图2、图3所示。

图3 冰箱振动TPA实验测试

根据以上测试数据，应用LMS Test.Lab软件进行TPA 实验分析，采用矩阵求逆分析方法计算激励力。经过分析，得到门体振动从12条路径传递的贡献量大小，如图4所示（排序越靠上端，贡献量越大），3#机脚（右后）的Y向与4#机脚（右前）的X向机脚的贡献量较大，Z向贡献量均较小，即压缩机产生的振动主要通过机脚径向（X、Y向）传递到箱体。

图5为1#机脚X方向传递路径对门体Y向振动全频率贡献量的分析结果（虚线为单条路径频率响应结果，细实线为所有路径频率响应合成计算结果，粗实线为实际工况振动测试值），粗实线与细实线重合较好，说明主要路径完整，实验分析准确。

同样，分析1#机脚Y向与Z向传递路径对门体Y向振动全频率贡献量，Y向与X向类似，但Z向的虚线在低频部分几乎均明显低于实线，尤其在70 Hz 频率处，说明X、Y方向（径向）振动贡献相对较大，Z向贡献量相对较小，与图4分析结果一致。

图4 门体基频振动传递路径贡献分析结果

图5 1#机脚X向路径全频率贡献量分析结果

3 脚垫隔振设计

隔振效果常用振动传递系数T描述，是指通过隔振元件传递的力与扰动力（激励力）之间的比值，或传递的位移与扰动之间的比值，T值越小，则反映通过隔振元件传递的振动越小，隔振效果越好。单自由度有阻尼隔振系统的振动传递系数T为[10]

式中：z=ω/ω0，称为归一化频率，ω为简谐激励力频率，ω0为隔振系统固有频率；ξ=c/Cc，为阻尼比，c为黏性阻尼系数，Cc为临界阻尼系数。

从式(3)可知：当z＞时，T＜1，隔振系统进入隔振区，隔振元件开始起隔振作用，z值越大，T值越小。故要想减小T值，要求设计隔振系统固有频率f0比系统激励频率f越小越好。

3.1 脚垫结构优化

橡胶脚垫刚度k的大小决定了减振系统的固有频率及橡胶垫的临界阻尼，从而影响压缩机向冰箱系统的振动传递[8]。根据橡胶隔振系统固有频率f0（Hz）与机组重力作用下的静态压缩量x（cm）之间的关系式(4)[10]，可知：要减小f0，可以增大静态压缩量x，或减小橡胶脚垫的刚度。

式中：x为橡胶隔振体静态压缩量，Ed、Es分别为橡胶动态、静态弹性模量

根据以上理论，要想减小压缩机振动的径向传递，可减小隔振橡胶脚垫的径向刚度，增大脚垫的径向压缩变形，从而减小隔振系统的径向固有频率，提高脚垫的隔振效果。将如图6所示结构原配脚垫改为如图7所示结构设计，通过减小套筒圆柱面与脚垫的径向配合面积，增大脚垫的径向压缩变形，同时在脚垫外圆柱面上开设环形槽，增大脚垫的轴向压缩变形。

图6 原配橡胶脚垫结构剖面图

图7 优化脚垫安装结构剖面图

3.2 系统固有频率测试

在冰箱中实际安装原配脚垫、优化后脚垫，在单独冰箱底板上进行隔振系统固有频率测试（经过验证，与箱体上测试结果几乎相同），如图8所示，用力锤敲击压缩机前后、左右、上下3 个方向，测得原配脚垫、优化脚垫对应的隔振系统的三向固有频率，如表2所示，优化脚垫对应的隔振系统径向（X、Y向）固有频率减小了约6 Hz，轴向固有频率减小10 Hz。

图9为原配脚垫与优化脚垫对应的隔振系统Z向（轴向）测试频响函数对比。

根据隔振理论，隔振系统径向要进入隔振区，优化脚垫要求激励频率＞30 Hz（原配脚垫＞39 Hz）；隔振系统轴向要进入隔振区，优化脚垫要求激励频率＞55 Hz（原配脚垫＞70 Hz）。如冰箱以68 Hz 频率运行，原配脚垫对应的隔振系统轴向仍在共振区，振动被放大，径向隔振效果低于优化脚垫。

图8 脚垫隔振系统三向固有频率测试

表2 原配、优化脚垫对应的隔振系统三向固有频率值

图9 隔振系统轴向固有频率测试对比

3.3 传递系数测试

将橡胶脚垫、三向力传感器与压缩机一起按照如图10所示方式安装在工装上，进行振动传递系数T实验测试，用脚垫上端的力传感器测试隔振前的激励力F0，用下端的力传感器测试隔振后的传递力P0。

图10 振动传递系数T测试实验

调节压缩机运行频率，从25 Hz～70 Hz 进行扫频测试，每间隔5 Hz采集一组数据，隔振前、后均取4个力传感器测试幅值的平均进行计算。得经过原配脚垫、优化脚垫隔振后的轴向传递力P0幅值对比，如图11所示。

图11 隔振后轴向传递力P0幅值对比

运行频率＞55 Hz时，优化脚垫轴向隔振进入隔振区（原配脚垫在共振区），轴向传递力P0幅值明显低于原配脚垫。

根据式(5)，计算原配脚垫、优化脚垫对应的隔振系统测试所得到的轴向、径向振动传递系数T，对比结果分别如图12、图13所示。

图12 扫频测试所得轴向传递系数T对比

图12显示运行频率＞45 Hz 时，优化脚垫轴向传递系数明显低于原配脚垫，运行频率＜40 Hz 时，虽然隔振效果略变差，但此时产生的振动激励较小，此时隔振后传递力P0也较小；图13显示在所有运行频率，优化脚垫径向传递系数均低于原配脚垫，径向隔振效果更优。

式中：P0为传递力幅值，F0为扰动力幅值。

图13 扫频测试所得径向传递系数T对比

4 效果验证

在同一台冰箱上，用优化脚垫替换已测试的原配脚垫，压缩机运行频率70 Hz 时，测试冰箱门体、玻璃隔板的振动，门体X、Y、Z三向加速度值分别为0.03 m/s2、0.06 m/s2与0.05 m/s2；玻璃隔板三向加速度值分别为0.03 m/s2、0.05 m/s2与0.04 m/s2。与原配脚垫测试的结果进行对比，如图16所示。