冰箱压缩机振动噪声特性的理论与试验研究.pdf

1、 申请上海交通大学工学硕士学位论文 冰箱压缩机振动噪声特性的理论与试验研究 硕士研究生：仲崇明 学 号： 1070209101 指 导 老师：蒋伟康教授 学科、专业：机械设计及理论 研 究 方向：噪声控制 机械系统与振动国家重点实验室 二零一零年二月 IIA Dissertation Submitted to Shanghai Jiao Tong University for the Masters Degree Research on Vibration and Noise of Compressor Author： Zhong Chongming Advisor： Pro. Jiang W

2、eikang Major： Mechanical Design Reciprocation compressor; Muffler; FEM; Vibration response; Mechanical noise VIII目 录 学位论文原创性声明 . I 学位论文版权使用授权书 II 摘 要 . III ABSTRACT.V 目 录 VIII 第一章 绪论 .1 1.1 课题的研究背景及意义 .1 1.2 压缩机噪声分析及控制方法 .1 1.2.1 冰箱往复式压缩机产生的噪声 .1 1.2.2 压缩机噪声的传递路径 .2 1.2.3 压缩机噪声控制技术和方法 .3 1.3 国内外研究现状

3、 .4 1.4 本文的主要研究内容 .5 第二章 冰箱往复式压缩机振动与噪声试验研究 .6 2.1 压缩机辐射噪声测试试验 .6 2.1.1 试验压缩机运转台 .6 2.1.2 试验压缩机稳定运行工况调节 .8 2.1.3 压缩机稳定制冷工况下的辐射噪声测试计算 .9 2.1.4 压缩机拆除气动元件的辐射噪声测试计算 .18 2.2 压缩机振动测试试验 .21 2.2.1 压缩机包含气动循环过程的壳体振动测试 .21 2.2.2 压缩机拆除气动元件的壳体振动测试 .22 2.3 本章结论 .24 第三章 消声器分析方法及传递损失仿真分析 .25 3.1 消声器原理及分析 .25 3.1.1 消

4、声器的分类及作用原理 .25 3.1.2 消声器性能判断依据 .26 3.1.3 吸气消声器的设计原则 .27 3.1.4 消声器消声能力的数值模拟方法 .28 3.2 消声器传递损失的仿真分析 .29 3.2.1 消声器内腔流体有限元建模 .30 IX3.2.2 传递损失仿真计算步骤 .32 3.2.3 吸气消声器声学模态分析 .34 3.2.4 吸气消声器对不同工质的传递损失仿真 .38 3.3 本章结论 .39 第四章 压缩机振动与噪声的数值分析 .41 4.1 往复式压缩机动力学计算 .41 4.1.1 曲柄 -连杆 -活塞机构的运动关系 .41 4.1.2 时域激励力和激励力矩 .4

5、2 4.1.3 频域激励力和激励力矩 .47 4.2 压缩机的动力学建模 .49 4.2.1 压缩机泵体有限元建模 .51 4.2.2 壳体有限元建模 .51 4.2.3 模型连接部分建模 .52 4.3 压缩机振动与噪声的仿真计算 .53 4.3.1 壳体结构模态分析 .53 4.3.2 压缩机振动响应分析 .53 4.3.3 压缩机声辐射仿真分析 59 4.4 本章结论 .62 第五章 振动与噪声仿真分析的试验验证 .63 5.1 振动仿真与测量数据比较 63 5.1.1 泵体振动仿真与测量数据比较 63 5.1.2 壳体振动仿真与测量数据比较 65 5.2 声辐射仿真与测量数据对比 67

6、 5.3 本章结论 .68 第六章 总结与展望 .69 6.1 主要研究工作 69 6.2 研究结论 69 6.3 工作展望 70 参 考 文 献 .71 致 谢 74 攻读硕士期间完成的学术论文 .75 攻读硕士期间参与科研情况 .75 1 第一章 绪论 1.1 课题的研究背景及意义 压缩机作为家用制冷设备的动力源和心脏， 在噪声控制方面取得了较大的进步， 达到 38dB 以下。 世界最大的压缩机制造商为 Embraco， Eleefrolnx， Matshshita，Danfoss，以上竞争对手之间的主要争论即“环保问题” ，压缩机振动与噪声辐射也是必须解决的环保问题。目前市场冰箱往复式压

7、缩机占有率高，针对冰箱往复式压缩机的振动与噪声问题进行系统的研究是很有必要的。 过量的振动和噪声将严重影响人们正常的工作和休息、损害身心健康、降低工作效率，同时使振动物体疲劳损坏，降低使用寿命。因此，家电产品的振噪问题严重制约着产品的市场占有率，关系着生产厂家的经济效益。降低家电产品的噪声和能耗，提高产品内在质量己成为家电行业的必然趋势1。 噪声研究的复杂性要求研究者具有较强的理论素质、 要求企业具有较好的技术基础、并且需要较大的投资和较长的时间。这方面是国内压缩机企业的薄弱环节之一，目前基本上处于定性的实验研究阶段，伴随着很大的随意性和偶然性。 在试验分析的基础上， 数值模拟对于分析压缩机壳

8、体振动及噪声辐射是一种很经济有效的方法。类似压缩机外壳这样的结构，振动模态和响应的有限元分析技术已经成熟，但是从压缩机设计和测量参数出发，分析压缩机运转时的振动，需要对压缩机复杂的机械结构进行简化，建立动力学模型，并计算振动激励力和响应，有一定的难度。本文通过对压缩机的振动产生及传递进行理论分析计算，并结合试验验证，意图从压缩机噪声问题的源头出发，为预测压缩机的机械噪声提供一定的参考。 1.2 压缩机噪声分析及控制方法 1.2.1 冰箱往复式压缩机产生的噪声 在冰箱往复式压缩机工作过程中，它的噪声来源比较复杂，归纳起来，主要来自三大类2：机械噪声、气动噪声噪声和电磁噪声。 （ 1） 机械噪声

9、往复惯性力和旋转惯性力是引起压缩机振动和噪声的主要原因。 一阶惯性力可以通过设计平衡块平衡，但是二阶惯性力是不能通过设计平衡块平衡。因此，2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，则会使零部件产生强烈的共振，从而产生强噪声。此外，活塞撞击气缸和阀板、阀片撞击阀片限位器都会产生撞击噪声3。压缩机的机械性噪声，一般包括构件的撞击、摩擦、活塞的振动、气阀的冲击噪声等，这些噪声带有随机性，呈宽频带特性。 （ 2） 气动噪声4气动噪声是气体的流动或物体在气体中运动引起空气的振动产生的。 在冰箱压缩机中，由于间歇地吸气、排气，产生压力波动，激起

10、阀片和管路振动，从而产生噪声。压缩机的进气噪声是由于气流在进气管内的压力脉动而产生的。进气噪声的基频与进气管里的气体脉动频率相同，与压缩机的转速有关。压缩机的排气噪声是由于气流在排气管内产生压力脉动所致。 排气噪声比进气噪声弱， 所以，压缩机的气动噪声一般以进气噪声为主。此外，压缩机机体的振动激起壳体中的制冷剂气体共振，也会产生噪声。 （ 3） 电磁噪声 电机的电磁力作用在定、转子的气隙中会产生旋转力波和脉动力波，使定子产生振动而辐射噪声，这类噪声为电磁噪声5。它与电机气隙内的谐波磁场及由此产生的电磁力波的幅值、频率，极数以及定子本身的振动特性（如固有频率、阻尼、机械阻抗）均有密切的关系，还与

11、电机的声学特性有关。 压缩机噪声源中气动噪声最强，其次为机械性噪声和电磁噪声。 1.2.2 压缩机噪声的传递路径 噪声在固态、液态和气态媒质中均能传播，并根据其传播媒质相应地被分别称为固体声、液体声和空气声。在冰箱压缩机中，噪声主要是以固体声和气体声进行传播。 （ 1） 固体声传播路径 声波的传递大小与媒质的特性阻抗（密度与声速的乘积）有关。在压缩机噪声传递过程中，固体通道是最重要的传输通道。利用计算机仿真技术来研究通过弹簧传递的振动，发现若将活塞和连杆的质量减少 30%，可减少 40%的传递力。 （ 2） 气体声传播路径 全封闭压缩机腔内充满了制冷气体，当机体振动时，制冷剂被激励，一方面将振

12、动传输出去，另一方面有可能产生共振，将振动放大，从而使外壳产生更大噪声。如果其吸排气频率及其谐波与腔内某阶固有频率相重合的话，极易发生气3 体共振。 1.2.3 压缩机噪声控制技术和方法 通过合理的设计优化压缩机的各部件， 降低压缩机机体的振动以减少噪声的产生。 对于冰箱往复式压缩机的噪声控制研究已经有很多年了， 技术也日趋成熟，目前常用的噪声控制方法归纳有： （ 1） 曲轴连杆机构的优化设计 旋转惯性力通过添加平衡块可以完全平衡掉， 平衡块的质量及添加位置可以通过理论计算获得， 而往复惯性力由于是曲柄转角的函数， 所以不能完全平衡掉。利用反求设计思想，通过优化曲轴，降低不平衡力，从而降低曲轴

13、的振动，也就降低了其辐射的噪声。 （ 2） 壳体的优化设计6压缩机最终是以封闭外壳振动向外辐射的形式产生噪声， 合理的外壳形状应是曲率半径尽量减小，尽量避免曲率的急速变化7。可尝试以下设计思路降低压缩机的噪声： a）球形壳体是唯一的最规则的形状，但考虑到压缩机内部空间的限制，椭圆形壳体是较实用的形状； b）将悬挂弹簧支承移至具有较高刚性的位置； c）采用不对称形状。对于非对称外壳，绝大部分模态是固定的，在多个点上能同时激励该模态的机率要小得多； d）在壳体内部添加加强筋，提高壳体的刚度和固有频率，降低壳体的振动； e）增加壳体厚度，但是相应的成本要增加；f）在压缩机外壳内表面添加吸声材料，降低

14、压缩机内部空气声对壳体的激励，降低二次空气声； g）在外壳上施加振动吸收器，减少压缩机的振动，从而降低压缩机的噪声辐射。 （ 3） 气阀的优化设计 一般认为阀片撞击阀座引起机体振动从而辐射噪声， 以下方法都可以有效的降低阀板撞击阀座辐射的噪声： a)降低阀片对阀座的撞击速度、阀片升程限制器的高度； b)选择较软的阀座材料以破坏阀片阀座之间的阻抗匹配； c)采用吸气消声器； d)设计合理的阀口形状； e)增加阀片弹簧阻尼，改变阀板的刚度。另外，通过建立了活塞压缩机气阀在工作过程中进、排气阀片所受弹性力、气体力、惯性力和弹簧力等各个力的数学模型8,9，得出气阀运动规律的数学模型。运用有限元软件进行

15、求解，进而优化相关部件的结构参数，提高压缩机的容积效率，降低气阀噪声。 （ 4） 消声器的优化设计10,11设置吸气消声器，在冰箱往复式压缩机中，普遍采用抗性扩张式消声器。以4下几种方法可以有效提高消声器的消声量，降低压缩机的噪声： a）合理设计消声器的扩张比，使噪声突出的频率等于消声器的最大消声频率； b）采用多极扩张室，使第二级扩张室的最大消声频率等于第一级扩张室的通过频率，从而提高总的消声量； c）采用内插管。由分析计算得出，消声室人口插入管的长度等于1/2的消声腔长度时，可以提高某些频率处的消声量，出口插管的长度等于 1/4消声腔的长度时，可以提高某些频率处的消声量； d）采用共振消声

16、器。使用二级共振消声器时，使二级的共振频率错开，形成一个相对较宽的消声频带； e） 全封闭压缩机的壳体空腔内充满制冷气体，极易发生气体共振。在压缩机壳体外侧封闭联通一个 Helmholtz共鸣器，但是这样会影响压缩机外观和在冰箱中的布置，其研究结果尚未应用于产品中。 （ 5） 其他降噪方法 降低压缩机重心，调整重心与支撑中心的重合，可以减小机体的振动，从而降低其辐射的噪声。另外，改变内排气管的成型形状，降低内排气管的振动；选用固有频率尽量低的弹簧， 使机体与壳体达到阻抗失配； 增加压缩机机脚的刚度，也可以降低压缩机的振动。 因为润滑油量和电机线圈绕阻也会导致同种型号成批压缩机声级之间存在差异，

17、适当调整二者的关系也会对降低噪声起一定的作用。 1.3 国内外研究现状 前面介绍的噪声控制方法，已经可以使冰箱压缩机的噪声符合较严格的要求，但是随着数值计算和噪声控制新技术的不断发展，还可以进一步降低冰箱压缩机的噪声。 目前电子计算机的高速发展，应用有限元 /边界元工具可以有效的降低冰箱压缩机的噪声12,13,14。传统的方法是靠经验或者通过简单结构的数学模型来模拟实际情况，在这个过程往往需要很多的假设条件，这样得到的结果跟实际情况的差距往往比较大， 然后再通过试验进行验证， 研究开发周期长。 在壳体优化方面，利用有限元计算其固有频率和模态，计算在激励下的振动响应，然后利用边界元技术，计算在该

18、响应下的壳体辐射声场，从而可以最大限度的降低壳体辐射的噪声。同样，对于压缩机其他部件，也可以预测其辐射声场。利用现有噪声软件可以大大提高分析的准确度，特别是针对复杂的结构，采用虚拟样机技术，大大缩短分析时间。如对于复杂的扩张式抗性消声器，用经典的公式很难计算消声量，利用有限元软件对复杂的扩张式消声器进行分析和优化，弄清楚其频率特性，就可以突破传统的消声器形状，设计独特的消声器形状，进一步提高消声量。有限元和边界元工具今后在噪声控制方面的应用越来越广泛。 5 曲轴 -连杆 -活塞运动系统的往复运动产生的不平衡力及力矩和旋转运动产生的离心力是产生压缩机振动和机械噪声的重要原因之一15。 之前有关往

19、复式压缩机壳体振动辐射噪声问题的研究，主要集中于不同壳体参数16,17,18、泵体连接方式19及润滑油的存在对壳体固有频率的影响20或采用压缩机动力学理论计算优化曲轴 -连杆 -活塞系统结构参数21，以降低机械激励。有限元等数值模拟方法在压缩机振动响应预测中的应用尚不多见， 仅黄兹思22采用有限元方法分析了双转子压缩机壳体在机械激励下的振动响应， 而有关往复式压缩机的壳体振动响应及噪声辐射的数值模拟未见诸报道。 1.4 本文的主要研究内容 本文的主要内容包括以下四部分： 第一部分：在绪论中论述了冰箱压缩机降低噪声的必要性，介绍了往复式压缩机噪声的产生机理、传递路径、常用的噪声控制方法及国内外研

20、究的现状，为下一步研究冰箱压缩机的噪声做好准备。 第二部分：测试正常压缩机与拆除气动元件压缩机的振动噪声，获得振动噪声频谱及声功率，对比两种情形下的测试结果，分析确定噪声频谱图中各噪声峰值对应的噪声源及其传递路径，指明压缩机降噪的主要目标。 第三部分：介绍了消声器的分类及作用原理、性能评价指标、数值模拟方法和吸气消声器设计原则。在此基础上，利用声学软件对吸气消声器内腔作流体有限元分析，得到了 R600a 工质的声能传递损失。利用声模态方法研究了消声低谷产生的原因；比较了吸气消声器对 R600a、 R134a 工质的传递损失。 第四部分：对冰箱往复式压缩机的振动进行了有限元结构谐响应分析，研究了

21、曲轴 -连杆 -活塞机构产生的不平衡力 和力矩对压缩机泵体振动的激励及振动经固体通道传递给压缩机壳体的分布， 将激励力振动响应的分析结果导入边界元软件进行声辐射仿真。 第五部分： 设计试验测量压缩机拆除气动元件后的泵体、 壳体振动与声功率，将测量的振速、声功率数据与振动、声辐射仿真结果进行比较验证。 本课题的目的主要在于推动冰箱往复式压缩机理论研究的发展， 为实际应用提供指导。 6第二章 冰箱往复式压缩机振动与噪声试验研究 对于一台压缩机来讲， 大部分噪声都是由于壳体被某些噪声源激发所产生的（例如被弹簧传递来的泵体振动、制冷剂压力脉动、排气管、润滑油量等激发） 。但压缩机的噪声源和传递途径复杂

22、多样， 这就给压缩机的消声降噪带来了很大困难。本章对全封闭往复式压缩机进行了噪声、振动测试，获得噪声、振动频谱，通过比较分析确定压缩机的主要噪声源。 2.1 压缩机辐射噪声测试试验 根据国家标准 GB4214-家用电器噪声测定标准 ，采用半消声室精密测量法测量压缩机的声功率。压缩机测 试的国家标准要求：吸气温度 ()5.0200=T，排气温度 ()5.050=kT ；吸气压力 ( )01.072.00=p bar，排气压力()1.084.6 =kp bar。半消声室主要技术参数如下： 表 2-1 半消声室主要技术参数 Table 2-1 Parameters of semi-anechoic

23、chamber 尺寸：长宽高（ m） 8.4 x 6.2 x 4.8 背景噪声 (dB(A) 15.6 2.1.1 试验压缩机运转台 试验压缩机运转台由总控制柜，电流控制盒，压缩机，真空泵等组成。 （1） 总控制柜 图 2-1 总控制柜前面板 Fig.2-1 Front panel of total control cabinet 7 总控制柜用于监测压缩机工况，包括前面板与后面板。如图 2-1 所示，前面板包括排气阀，充液口，平衡阀等，可显示吸、排气压力，吸、排气温度及壳表温度等。 （ 2） 电流控制盒 电流控制盒通过导线与总控制柜连接，用于控制压缩机的启停，相当于额外增加的控制单元。电流控

24、制盒包括压缩机电源、吸气加热开关、排气加热开关三个控制按钮及壳温测量端子。 吸气管一端与控制柜后面板连接， 与吸气加热管相互缠绕并采用隔温带包裹后，另一端通过接头连到压缩机吸气口上。由电流控制盒引出导线与吸气加热管相连，用于控制吸气管的加热。另有导线与热电偶温度传感器相连来测量吸气管温度，并在总控制柜显示温度值。由于吸气管温度只有 30 多摄氏度，容易受环境干扰，因此需要在温度传感器外面缠绕保温材料。当吸气管温度达标后关闭吸气加热开关，压缩机稳定后吸气管温度应控制在（ 30 1）。 排气加热开关用于控制排气管加热。排气管一端与控制柜后面板连接，与排气加热管相互缠绕并同样采用隔温带包裹，另一端通

25、过接头连到压缩机排气口上。由电流控制盒引出导线连在排气加热管上，用于加热排气管。尤其注意，在压缩机试验中必须保证排气加热开关始终关闭，否则可能造成排气管烧毁。 壳温端子引出导线与热电偶相连，用胶带（一般可耐 80高温）将热电偶贴在压缩机外壳吸气管侧的下部，压缩机机身约 1/4 高度处，用于测量压缩机壳温。壳温监测数值经传递后反映在总控制柜前仪表面板上。 （ 3） 压缩机 压缩机连有吸气管口，排气管口，工艺管口，如图 2-2 所示。吸气管口与工艺管口较粗，排气管口较细。其中，工艺管口压力与吸气管口压力近似相同，用于其它外接测量及注入制冷剂，相当于备用接口。 图 2-2 压缩机管口示意图 Fig.

26、2-2 Schematic diagram of compressor nozzles 8压缩机启动装置包括启动器，保护器及电容，用于直接控制压缩机开停，与电流控制盒采用电流线相连，开停状态由电流控制盒上的压缩机电源开关决定。 （ 4） 真空泵 在对压缩机进行注液（高压液态制冷剂）前需要将吸气管，排气管及压缩机内腔进行抽空，真空泵即是用于真空抽取的装置。为了度量真空度，在真空泵上外接一个真空度传感器，再通过导线连接到真空度测量仪上，以显示抽空目标的真空度。 抽空时，给压缩机吸排气管口或工艺管口接上快换接头，采用橡胶管连接真空泵与抽空部件（吸排气管及压缩机） 。由于压缩机的吸气管口，工艺管口相通

27、，只需要对其中之一抽取真空即可。吸排气管真空度可达 10Pa 以下。由于残余制冷剂的影响，压缩机内真空度无法达到 10Pa 以下，真空度达到 30 40Pa 即可符合要求，但抽空时间不得少于 10 分钟，压力不再发生变化时可停止。 当真空度始终无法达到要求时，有可能是因为管道密封不良，此时可通过脱脂带对管道连接处进行压紧密封。 （ 5） 加注制冷剂 制冷剂为罐装， 采用橡胶管连接压缩机工艺管口快换接头与制冷剂储罐接头注液。 注液的多少由压缩机启动运行后， 工况是否达到标准状态而定。 一般来说，注液时间维持在 1 2s 即可。注液前应将吸排气管、压缩机及注液要用的橡胶导管抽空。 R600a（异丁

28、烷）在封闭狭窄的环境中，如果泄露到一定的程度，有爆炸的危险。制冷剂储罐不宜放在密闭房间，不用时关闭拧紧阀门。 2.1.2 试验压缩机稳定运行工况调节 （ 1）将压缩机装上橡胶垫，吸气管，排气管，工艺管分别装上快换接头。控制柜上总电源开关打开，再开启电流控制盒上的压缩机开关和吸气管加热器开关。观察吸气压力是否下降，排气压力是否上升，如果压力变化正常，说明压缩机启动正常。否则，压缩机未正常启动，需要对压缩机的连接情况进行检查。 （ 2） 压缩机开启 15 分钟后对压缩机的工况状态进行调节，包括吸排气压力与温度等，直至达到国家测试标准。由于吸气压力对压缩机噪声影响很大，尤其要严格满足标准。若排气压力

29、低，适当将针阀沿顺时针方向旋转。如果排气压力始终不能达到 6.84bar，说明压缩机内腔缺乏制冷剂，可 注入适量的制冷剂：一次不宜注入过多，若排气压力仍不足，可多次注入。如果发现排气压力过高，且无法通过针阀调节至达标， 说明制冷剂过多， 可适当打开放液阀排放出部分制冷剂。 9 （ 3）压缩机运转稳定时，吸气管温度将控制在( )130，当吸气管温度达标后关闭吸气加热开关；壳温趋于稳定，温度范围一般在 45 55，具体值取决于环境温度和压缩机的不同。压缩机运行工况达到稳定后，即可进行声压级和声功率的测试。 2.1.3 压缩机稳定制冷工况下的辐射噪声测试计算 如图 2-3 所示，试验设备主要有： B

30、BM-32 通道采集仪、 IBM ThinkPad T43电脑、 SW-MP201 传声器话筒 10 只、传输导线及声级校正计。传声器与信号采集仪连接，测试数据经网线传递到电脑中记录，然后由 PAK5.4 数据处理与分析系统进行数据后处理。 图 2-3 BBM-32 通道采集仪 Fig.2-3 BBM-32channels signal acquisition system （ 1）搭建声功率测量台架 根据 GB4214-家用电器噪声测定标准 ，将 10 只传声器固定在半球面声功率测试支架上，连接传输导线至采集仪，并标定通道号码。压缩机放置在测量支架的球面中心。具体位置如图 2-4、图 2-5

31、 及表 2-2 所示。 图 2-4 半球面 10 传声器声功率测试支架 Fig.2-4 The sound power measurement equipment 10表 2-2 半球测量表面上的测点坐标 Table.2-2 Measurement point coordinates on the surface of measured hemispherical 测点 x/r y/r z/r 1 0.99 0 0.15 2 -0.5 0.85 0.15 3 -0.5 -0.85 0.15 4 0.45 -0.77 0.45 5 0.45 0.77 0.45 6 -0.89 0 0.45 7

32、-0.33 -0.57 0.75 8 0.66 0 0.75 9 -0.33 0.57 0.75 10 0 0 1.0 图 2-5 半球测量表面上的测点位置 Fig.2-5 Measurement points on the surface of measured hemispherical （ 2）传声器声级校正 使用声级校正计（频率 1000Hz，声压级 94dB）校正所有传声器话筒的灵敏度。当两次校正值相差小于 0.5dB 时，达到可接受的灵敏度，记录各个通道的幅值标定结果。试验过程中，采用导线、延伸杆后，传声器传递通道特性会发生变化，所以必须对各个完整通道进行校准。在试验中间如有传输线

33、发生损坏，予以更换后必须重新校正。检查所有通道的信号，保证所有通道工作良好，排除线路11 松动及采样系统失效的问题。 （ 3）背景噪声测试与分析 由于压缩机辐射噪声非常低，在某些频段上有可能低于背景噪声。当背景噪声的频带声压级（或 A 声压级）比各测点测得的频带声压级（或 A 声压级）低 10 分贝以上，测量值不需要修正，否则需要按照表 2-3 所示修正系数K1修正。 表 2-3 背景噪声修正值 Table.2-3 Amendments to the value of the background noise dB 背景噪声修正值 K1声源工作时测得的声压级与背景噪声声压级之差 半消声室中测量

34、 专用混响室中测量 10 0 0 为了提高压缩机噪声试验精度，测量背景噪声。半消声室中测量 10 个通道的背景噪声 A 声级，列于表 2-4 中。 表 2-4 半消声室中测量的各通道背景噪声 A 计权声压级 Table.2-4 The A-weighted sound pressure level of background noise for each channel 背景噪声 A 声压级 Lpfi-back/dB(A) 通道 1 通道 2 通道 3 通道 4 通道 5 通道 6 通道 7 通道 8 通道 9 通道 10 16.1 16.3 16.5 17.5 17.0 16.1 16.4

35、16.3 15.9 17.7 （ 4）环境温度及压力测试 当测试环境的温度、气压偏离 20=t ， 1000=P kPa 引起的修正值等于或大于 0.5dB 时应进行修正，修正值 K3以 0.5dB 为计算单位，其计算公式如下： +=100273293lg1003PtK （ 2-1） 式中： t测试环境的温度，； P0测试环境的气压，kPa； 由于测试环境温度远高于 20，有必要进行修正，为此进行环境温度测试。 （ 5）压缩机工况调节 12开启压缩机并将工况调整到标准工况：吸气温度 ( )5.0200=T ，排气温度 ()5.050=kT ；吸气压力 ( )01.072.00=p bar，排气

36、压力()1.084.6 =kp bar；气管温度 ( )130 ，壳温 45 55。 （ 6）开始测量压缩机辐射噪声 对压缩机噪声在十个测点处进行三次测量，分别记录 10 个传声器通道的 A声压级频谱， A 声压级 1/3 倍频程谱，其中某次测量第 10 个通道的声压测量及记录信号如图 2-6、 2-7 所示。 图 2-6 某次测量中通道 10 记录的 A 计权声压级频谱 Fig.2-6 The spectrum of A-weighted sound pressure level of Channel 图 2-7 某次测量中通道 10 记录的 1/3 倍频程 A 计权声压级频谱 Fig.2-

37、7 The 1/3 Octave spectrum of A-weighted sound pressure level of Channel 10 13 可以看出压缩机稳定制冷工况下，在 800Hz 处有一个突出的窄带噪声峰值，A 声压级达到 17dB(A)左右。此外，噪声频谱中在 4000Hz 以上的高频区域还有较高的噪声峰值。 往复式压缩机向外辐射的噪声可能是压缩机内气压脉动以及吸气、排气过程中的气动噪声，也可能是由压缩机内置排气管路、吸气消声器的振动，由曲柄 -连杆 -活塞机构不平衡力及倾覆力矩引起的振动产生，或者是气缸阀片与缸体的碰击噪声、活塞与缸壁的摩擦噪声、电机的电磁噪声。 当声

38、级计时间计权特性使用慢档，指针指示在观察周期内小于 3dB 起伏时，声源噪声可认为是稳态噪声；当指针起伏大于 3dB 时，为非稳态噪声；当在同一测点上使用声级计的慢档读数与脉冲档读数之差大于 5dB 时，可认为是脉冲噪声。当声源辐射稳态噪声时，可使用声级计的慢档时间计权特性进行测量。声压计的读数为观察周期内表针摆动的平均值。 对周期性变化的非稳态噪声也可用声级计的慢档时间计权特性测量，可将一个周期内的声压级及持续时间记录下来，计算一个周期的平均值。 由于压缩机为稳态声源，因此，计算 A 声压级， A 声压级频谱， A 声压级1/3 倍频程谱时应采用慢档计权标准，即 1.25s 计权一次，然后对

39、多次计权值进行声压级平均。 （ 7）测试架半球表面的平均 A 声压级计算 ()=1011.0pA1pA10101lg10iKLiiL（ 2-2） 式中：pAL 测量表面的平均 A 声级， dB(A)（计算声压基准值为 20 Pa )；pAiL第 i个点测点测得的 A 声级， dB(A)（计算声压基准值为 20 Pa )；iK1第 i个测点上的背景噪声修正值， dB(A)。 根据三次测量中每个通道记录的 A 声级，由式（ 2-2）计算得出每次测量的平均 A 声级和半球表面的平均 A 声级，列于表 2-5 中。计算得到半球表面的平均 A 声级为 27.6dB(A)。 表 2-5 各通道的 A 计权

40、声压级和半球表面的平均 A 计权声压级 Table.2-5 The A-weighted sound pressure level for each channel and Averaged A-weighted sound pressure level on hemi-spherical surface A 声压级 LpAi/dB(A) 通道号 测试 1 测试 2 测试 3 平均值 01 24.4 24.2 24.2 24.3 02 29.5 29.3 29.5 29.4 03 27.1 26.9 27.1 27.0 04 30.5 30.1 30.3 30.3 05 26.2 26.2 2

41、6.2 26.2 14A 声压级 LpAi/dB(A) 通道号 测试 1 测试 2 测试 3 平均值 06 28.6 28.5 28.7 28.6 07 25.2 25.1 25.1 25.1 08 26.7 26.5 26.7 26.6 09 26.3 26.4 26.5 26.4 10 28.4 28.4 28.4 28.4 pAL /dB(A) 27.7 27.5 27.7 27.6 比较表 2-4 与表 2-5 可知，各通道记录的平均 A 声级与背景噪声 A 声级相差约等于 10dB(A)，所以在计算平均 A 声压级时，在式（ 2-2）中不必要考虑针对背景噪声作修正。 计算测量表面平均

42、 A 声压级频谱pfL 时，式（ 2-2）仍然适用，只要将第 i 点测得的 A 声压级iLpA改为该点的 A 声压级频谱iLpf，pAL 改为pfL 即可。计算测量表面平均 A 声压级 1/3 倍频程谱时也做相应的替换， 这样可由表 2-6 各通道的 1/3倍频程 A 计权声压级计算表 2-7 中的 1/3 倍频程平均 A 计权声压级。 表 2-6 某次测量中各通道的 1/3 倍频程 A 计权声压级频谱 Table.2-6 The 1/3 octave spectrum of A-weighted sound pressure level for each channel 1/3 倍频程 A

43、声压级 Lpfi/dB(A) 频率 Ch1 Ch2 Ch3 Ch4 Ch5 Ch6 Ch7 Ch8 Ch9 Ch10 100 Hz -7.6 -7.9 -1.8 -6.8 -9.6 -7.0 -1.3 -5.6 -5.0 -5.0 125 Hz -11.1 -12.9 -12.2 -10.4 -13.8 -10.4 -13.4 -11.9 -4.2 -12.7 160 Hz -9.9 -9.2 -9.9 2.4 -9.5 -1.5 -12.1 -2.5 -0.3 -4.3 200 Hz -1.5 -0.7 -4.8 -0.8 -7.4 -4.0 -2.2 2.5 0.3 -4.3 250 Hz

44、 -5.1 -5.0 -6.4 -3.1 -2.9 -5.3 -8.6 -6.3 0.5 -6.8 315 Hz -0.9 1.4 -4.8 1.5 0.5 -0.5 -3.0 -5.1 2.0 -3.9 400 Hz -0.3 1.5 -1.7 -1.5 -1.4 -1.4 -3.8 -4.0 2.5 -4.6 500 Hz -1.5 -1.2 -1.8 -1.8 -1.8 0.0 -1.2 -0.8 3.6 0.0 630 Hz 10.4 15.7 14.7 14.3 9.1 14.5 14.0 13.6 13.3 14.2 800 Hz 6.8 26.1 23.6 23.8 9.8 24

45、.9 8.0 23.0 17.2 23.2 1000 Hz 3.7 8.9 5.9 7.1 4.5 4.9 3.1 3.7 6.8 5.2 1250 Hz 11.1 9.4 6.4 9.7 7.6 4.6 7.7 6.3 7.4 13.2 1600 Hz 18.5 13.7 8.5 10.3 14.8 10.1 15.2 12.0 11.9 19.7 2000 Hz 7.4 8.6 7.4 8.0 7.3 7.0 6.7 7.4 7.9 8.2 2500 Hz 7.4 12.0 9.1 8.3 7.5 9.7 8.3 8.1 7.8 9.6 3150 Hz 10.7 10.1 8.4 9.3

46、10.3 10.5 8.5 9.1 8.6 8.2 4000 Hz 14.8 21.8 18.4 27.0 23.3 18.8 17.7 19.9 20.2 17.1 5000 Hz 13.1 14.9 17.0 16.0 15.3 14.3 12.4 13.5 15.9 16.4 6300 Hz 14.2 19.3 15.3 20.1 16.5 21.0 18.0 15.1 18.4 20.7 8000 Hz 15.1 17.6 13.4 15.7 12.7 17.8 15.2 12.6 17.1 15.7 10000 Hz 14.4 16.4 16.1 18.2 14.5 18.3 17.

47、8 13.5 17.4 18.0 15 表 2-7 各次测量计算出的半球表面 1/3 倍频程平均 A 计权声压级频谱 Table.2-7 The Averaged 1/3 octave spectrum of A-weighted sound pressure level on hemi-spherical surface 1/3 倍频程平均 A 声压级 Lpf/dB(A) 频率 测试 1 测试 2 测试 3 平均值 100 Hz -4.9 -5.4 -5.0 -5.1 125 Hz -9.8 -9.7 -10.2 -9.9 160 Hz -3.1 -3.1 -3.2 -3.1 200 Hz

48、-1.4 -1.7 -1.5 -1.5 250 Hz -3.8 -4.0 -4.1 -4.0 315 Hz -1.2 -1.1 -0.6 -1.0 400 Hz -1.2 -1.6 -0.9 -1.2 500 Hz 0.1 -0.1 -0.3 -0.1 630 Hz 13.6 13.7 13.7 13.7 800 Hz 22.2 22.0 22.2 22.1 1000 Hz 5.8 5.6 5.7 5.7 1250 Hz 9.0 8.9 9.1 9.0 1600 Hz 15.1 15.0 14.9 15.0 2000 Hz 7.7 7.5 7.6 7.6 2500 Hz 9.1 9.1 9.0

49、 9.1 3150 Hz 9.6 9.6 9.5 9.6 4000 Hz 21.6 21.1 21.3 21.3 5000 Hz 15.3 14.6 15.1 15.0 6300 Hz 18.2 18.3 18.4 18.3 8000 Hz 15.4 15.4 17.5 16.1 10000 Hz 16.6 17.0 20.8 18.1 将表 2-7 中三次测量的 1/3 倍频程平均 A 声级数值绘制如图 2-8 所示。 -15-10-50510152025100125160200250315400500630800100012501600200025003150400050006300800010000频率/HzA声压级/dB(A)测试1 测试2 测试3 平均值图 2-8 三次测量的 1/3 倍频程 A 计权声压级频谱 Fig.2-8 1/3 octave spectrum of A-weighted sound pressure level by 3 measurement