隨著社會的發展，生活水平的提高，人們對空調、冷藏和冷凍等制冷設備的振動噪聲提出了更高的要求，制冷壓縮機作為制冷系統的主要振動噪聲源，其振動噪聲控制技術愈發重要。制冷壓縮機經過升級換代后，產品能效得到了顯著提升，但還需要在振動噪聲方面付出更多的努力才能取得突破性的進展。制冷壓縮機噪聲主要包括機械性振動噪聲、流致性振動噪聲和電磁性振動噪聲，其振動噪聲源錯綜復雜，相互干擾，增加了聲源辨識的難度。振動噪聲控制技術涉及流場、應力場、溫度場和電磁場等多門學科，知識面廣，研究難度大，成為制冷壓縮機技術發展面臨的新挑戰。

制冷壓縮機在軸系運動部件擾動和流道內壓力波動等載荷激勵下產生振動和輻射噪聲，影響產品體驗和使用的舒適度。此外，壓縮機振動噪聲是一種能量傳遞和消耗的表征方式，不僅增大壓縮機功耗，甚至影響壓縮機可靠性。

因此，筆者基于雙螺桿和離心式制冷壓縮機的結構特點，分析振動噪聲特性及其產生原因，開展制冷壓縮機振動噪聲控制技術研究，展示振動噪聲控制技術在制冷壓縮機中的實際應用案例，對振動小噪聲低壓縮機產品的正向設計具有重要的指導與借鑒意義。

圖1所示為雙螺桿式制冷壓縮機的典型結構，它主要由壓縮機殼體以及殼體內一對平行配置的陰陽轉子、電動機、支承軸承、吸排氣孔口和吸排氣殼體等部件組成。電動機直接驅動同軸的陽轉子，使陰、陽轉子像齒輪一樣嚙合旋轉，由陰陽轉子齒頂與殼體內壁面所圍成的工作容積產生周期性的擴大和縮小，實現吸氣、壓縮和排氣過程。雙螺桿式制冷壓縮機振動噪聲可以分為陰陽轉子嚙合接觸過程中產生的機械性振動噪聲、電機工作過程中交變的電磁力作用于定子所產生的電磁性振動噪聲和周期性吸排氣過程中產生氣流脈動所誘發的流致性振動噪聲。由于螺桿式制冷壓縮機運行轉速相對較低，在滿足裝配工藝的情況下，電磁振動噪聲相對較小，筆者不再詳述。

圖 1  雙螺桿式制冷壓縮機的典型結構

1.1  振動噪聲的產生誘因

1.1.1  機械性振動噪聲

雙螺桿式制冷壓縮機陰陽轉子通過相互嚙合實現同步旋轉，齒面接觸時不可避免地產生沖擊與接觸，形成周期性的交變應力，誘發轉子軸系產生機械振動。陰陽轉子多是金屬部件，本身存在一定的撓性，當加工或者裝配過程中存在較大誤差時容易導致轉子軸系的不對中和不平衡等問題，加劇軸系的振動。

雙螺桿式制冷壓縮機軸承主要包括無滾動體的滑動軸承和有滾動體的球軸承、圓柱軸承和圓錐軸承等，承受軸系的徑向力和軸向力，是將壓縮機軸系振動向外傳遞的關鍵途徑之一。當滑動軸承出現異常的摩擦或者潤滑不充分時，或者當滾動軸承的滾道受到離散的滾動體的周期性沖擊時，均會導致陰陽轉子軸系振動放大。此外，軸承間隙會影響陰陽轉子軸系的同軸度，對軸系振動產生不利影響。

雙螺桿式制冷壓縮機殼體結構部件作為振動激勵響應的載體，當其結構模態的固有頻率與激勵頻率接近將產生共振，放大殼體結構的振動響應，激發更高的噪聲。

1.1.2  流致性振動噪聲

雙螺桿式制冷壓縮機在吸氣、壓縮和排氣過程中，由相互嚙合的陰陽轉子齒和齒槽及與其精密配合的殼體壁面形成的工作容積發生周期性的變化，產生周期性的氣流脈動，引起流致性振動噪聲。

在壓縮過程中，在雙螺桿式制冷壓縮機轉子齒頂與殼體內壁面圍成的工作容積與吸、排氣孔口連通前，齒間容積與外界的連通通道僅有泄漏三角形、齒頂間隙、嚙合間隙和端面間隙。隨著齒間容積的減小，齒間容積內制冷劑被壓縮，壓力升高，少量制冷劑在壓差作用下通過上述泄漏通道進入相鄰齒間容積或吸氣側齒間容積，產生流體流動噪聲。

在吸氣過程中，壓縮機轉子齒頂與殼體內壁面圍成的工作容積與吸氣孔口連通，導致工作容積周期性的增加或減小，同時伴隨著工作容積與吸氣孔口間連通面積的周期性變化，使得流體流動特性變化劇烈，產生較大的氣流脈動，誘發氣動噪聲。

在排氣過程中，轉子嚙合腔相繼進行排氣，導致工作容積周期性的變化，而每個周期內速度和壓力也在各種作用力下產生周期性的變化，形成排氣氣流脈動，誘發氣動噪聲。相對于吸氣孔口，排氣孔口通流面積較小，排氣流速更大，排氣過程中的氣流脈動更大，誘發的流致性振動噪聲更為嚴重，并且排氣氣流脈動會通過排氣軸承傳遞到排氣管路，誘發管路系統振動噪聲，對壓縮機振動噪聲的影響更大，需要重點關注。

1.2  振動噪聲的控制技術

1.2.1  機械性振動噪聲

為了抑制雙螺桿式制冷壓縮機的機械性振動噪聲，在結構設計上，進行轉子動力學計算，研究轉子及其部件和結構有關的動力學特性，校核結構靜力學，分析轉子軸系振動特性，預測壓縮機振動響應，優化機械結構改善振動噪聲；在裝配工藝上，應用流-熱-固耦合變形預測技術，計算轉子和殼體在工作狀態下的變形量，合理設置裝配間隙，避免產生異常振動噪聲。筆者團隊實現了基于溫度場和壓力場作用下的轉子和殼體變形的預測計算，如圖2所示。

圖2  雙螺桿式制冷壓縮機流-熱-固耦合變形預測

在結構設計方面，基于轉子軸系結構建立轉子軸系的動力學模型，在轉子齒間氣體力和軸系自身不平衡質量離心力的耦合作用下，預測轉子軸系的振動激勵源及其頻譜特性，通過衰減齒間氣流脈動、提高轉子軸系的動平衡精度等級等措施，減小轉子軸系的不平衡質量，抑制轉子軸系的振動激勵。基于轉子軸系的激勵源特性，優化轉子軸系的結構剛度和軸承阻尼，提升轉子軸系的臨界轉速，抑制轉子軸系振動響應；改善殼體等結構部件的剛度和阻尼，偏移結構部件的固有頻率，偏離振動激勵源的共振區，抑制結構部件的振動響應。在裝配工藝上，基于螺桿式制冷壓縮機運行工況，考慮壓縮機工作過程中壓力場和溫度場分布，計算轉子變形量和殼體的變形量，根據各自的變形量設置理想的配合間隙，不僅可減小泄漏量、提升能效，而且可以防止因間隙過小異常接觸而產生的異常振動。

1.2.2  流致性振動噪聲

雙螺桿式制冷壓縮機流場-聲場聯合仿真預測技術是解決流致性振動噪聲問題的關鍵。筆者團隊基于雙螺桿式制冷壓縮機的結構參數，應用CFD數值仿真技術，建立壓縮機工作過程的非定常流場，分析流場的壓力云圖和壓力時域特性，開展流場和聲場的聯合仿真，預測氣動聲學特性，如圖3所示。從圖3（e）和（f）壓力時域和噪聲頻譜的計算結果可以看出，雙螺桿式制冷壓縮機氣流脈動具有顯著的周期性，其前四階的氣動噪聲相對較大。將流場和聲場的預測結果反饋給結構設計，實現雙螺桿式制冷壓縮機流場與聲場的優化。

圖3  雙螺桿式制冷壓縮機流場-聲場聯合仿真預測

基于雙螺桿式制冷壓縮機的流場和聲場特性，設計氣流脈動衰減裝置，抑制氣流脈動誘發的振動噪聲。

定頻雙螺桿式制冷壓縮機的運行轉速恒定，氣流脈動激勵頻率固定，可采用赫姆霍茲共振腔和聲波干涉器衰減氣流脈動，降低氣動噪聲，其結構原理如圖4（a）和（b）所示，針對某公司螺桿式制冷壓縮機噪聲特性和結構空間，成功試制了樣品，如圖4（c）和（d）所示。在排氣軸承座上設計赫姆霍茲共振腔，其腔體容積為32.0 cm³，頸部長度為15.0 mm，頸部直徑為16 mm，最佳狀態下可降低噪聲聲壓級2~3 dB（A）。在排氣軸承座的排氣端面上開設旁支流道，旁支流道與主流道的長度差為290.0 mm，可降低噪聲聲壓級2 dB（A）。

圖4  壓縮機氣流脈動衰減裝置原理及應用

圖5所示為寬頻穿孔管消聲器結構示意圖和應用于某公司螺桿式制冷壓縮機的穿孔管消聲器樣品。由于變頻雙螺桿式制冷壓縮機的運行轉速范圍寬，氣流脈動激勵頻率區間廣，采用寬頻穿孔管消聲器降噪技術，可以有效降低壓縮機在變轉速和變工況下的噪聲。

圖5  壓縮機穿孔管消聲器結構及樣品

1.3  典型應用案例

針對雙螺桿式制冷壓縮機振動噪聲問題，進行轉子動力學計算，研究轉子及其部件和結構有關的動力學特性，抑制壓縮機的機械性振動噪聲；開展壓縮機流致性振動噪聲控制技術研究，基于壓縮機的結構空間，利用赫姆霍茲共振腔和聲波干涉器等衰減氣流脈動，降低氣流脈動誘發的振動噪聲；優化管路系統的流場，提升管道系統的結構剛度，抑制管道系統振動噪聲的響應，降低壓縮機噪聲聲壓級。以寬頻穿孔管消聲器降噪技術為例，分析振動噪聲控制技術在雙螺桿式制冷壓縮機及其系統中的應用。

圖6所示為筆者團隊針對變頻雙螺桿式制冷壓縮機制定的測量方案與測量數據分析結果。由于變頻雙螺桿式制冷壓縮機存在氣動噪聲突出的問題，在壓縮機轉子腔布置5個高采樣頻率的傳感器，從吸氣端到排氣端依次標記為測點1~5，在排氣腔內布置1個高采樣頻率的傳感器，標記為測點6，如圖6（a）所示。圖6（b）所示為壓縮機運行過程中各監測點的時域壓力特性，具有顯著的周期性。圖6（c）所示為氣流脈動的頻域特性，氣流脈動幅值在轉子嚙合頻率前4倍頻處相對較大，其中基頻的幅值尤其顯著。從吸氣端到排氣端壓力監測點的氣流脈動幅值呈現逐漸升高的趨勢，說明排氣過程中氣流脈動相對突出，由于排氣腔的緩沖作用，測點6的氣流脈動幅值降低。圖6（d）所示為壓縮機的排氣噪聲，具有顯著的諧波特性，噪聲峰值出現在轉子嚙合頻率的前4倍頻。

圖6  雙螺桿式制冷壓縮機的測量方案與數據分析

基于上述變頻雙螺桿式制冷壓縮機的測量分析結果，筆者團隊定制開發了一種寬頻穿孔管消聲器，應用到壓縮機內部的排氣腔后，試驗評估了消聲器衰減氣流脈動的能力，如圖7和表1所示。測量結果表明，某雙螺桿式制冷壓縮機采用寬頻穿孔管消聲器后，在運行轉速2 400~4 200 r/min區間內，排氣氣流脈動幅值和噪聲聲壓級均得到了明顯改善，其中3 600 r/min和4 200 r/min下氣流脈動的1倍頻和2倍頻幅值均衰減60%以上，壓縮機噪聲聲壓級分別降低6.8 dB（A）和3.0 dB（A），說明采用寬頻穿孔管消聲器可以有效衰減排氣氣流脈動幅值，降低氣流脈動所誘發的壓縮機噪聲聲壓級。

圖7  某變頻雙螺桿式制冷壓縮機氣流脈動改善結果

表1  某變頻雙螺桿式制冷壓縮機噪聲聲壓級改善結果

為了進一步降低制冷系統的振動噪聲，在雙螺桿式制冷系統管路中采用穿孔管消聲器，降低壓縮機排氣氣流脈動誘發的管路振動噪聲值。在消聲器進出口位置布置2個高頻傳感器，用于采集瞬態壓力脈動，分析消聲器衰減氣流脈動的能力。在消聲器出口近表20 mm位置布置聲學測點，評估管路系統應用消聲器后的降噪效果，如圖8所示。

圖8  監測消聲器性能的壓力和噪聲測點布置

圖9所示為筆者研究團隊將寬頻穿孔管消聲器應用于雙螺桿式制冷系統后，消聲器入口和出口的氣流脈動幅值以及壓縮機近場噪聲頻譜。可以看出，螺桿式制冷壓縮機轉子嚙合基頻的前4階氣流脈動較大，是誘發管道振動噪聲的主要激勵源。應用寬頻穿孔管消聲器后，轉子嚙合基頻的前4階氣流脈動幅值得到有效衰減，氣流脈動幅值的最大值降低到1.7 kPa以內，衰減75%以上，轉子嚙合基頻的2倍頻、3倍頻和4倍頻氣流脈動幅值降低到0.5 kPa以下，衰減90%以上，3倍頻氣流脈動衰減率甚至達到了98%，如圖9（a）所示，說明寬頻穿孔消聲器有效衰減了壓縮機各個頻率段的氣流脈動幅值。壓縮機噪聲頻譜表明，壓縮機噪聲峰值主要集中在轉子嚙合基頻的前4倍頻，應用寬頻穿孔管消聲器后，前4倍頻的噪聲值降低了8 dB（A）以上，說明穿孔管消聲器可以有效衰減氣流脈動幅值，降低氣流脈動誘發的噪聲，有效解決了雙螺桿式制冷系統因氣流脈動誘發的噪聲問題。

圖9  雙螺桿式制冷系統采用寬頻穿孔消聲器前后氣流脈動和噪聲對比

圖10所示為離心式制冷壓縮機的典型結構，制冷劑由軸向吸入葉輪后加速，經過擴壓器和蝸殼增壓后排出。離心式制冷壓縮機振動噪聲可以分為機械性振動噪聲和流致性振動噪聲。

2.1  振動噪聲的產生誘因

離心式制冷壓縮機在高速運轉過程中，軸系轉動部件因為不平衡質量的存在產生離心力，激勵機械部件產生機械性振動噪聲，但隨著機械部件加工精度的提升以及裝配工藝和檢測手段的完善，轉子軸系動平衡精度等級得到有效控制，機械性振動噪聲得到有效改善，相反氣動噪聲的影響相對突出。

離心式制冷壓縮機氣動噪聲主要包含旋轉噪聲和渦流噪聲，旋轉噪聲是旋轉葉片周期性擊打流體域內的制冷劑產生氣流脈動誘發產生；渦流噪聲是在葉片旋轉過程中制冷劑會在葉片表面產生流動分離形成渦流誘發產生。

2.2  振動噪聲的控制技術

為了抑制離心式制冷壓縮機的振動噪聲，校核主要部件的結構靜力學特性，計算轉子軸系的動力學特性，提高轉子軸系的臨界轉速，偏移結構模態的固有頻率，避免落入共振區，提高轉子軸系的動平衡精度等級，降低離心式制冷壓縮機的機械性振動噪聲。基于壓縮機的結構設計，建立通流部件的流場模型，計算離心式制冷壓縮機工作過程的非定常流場，將瞬態的壓力插值到聲學模型中，開展流場-聲場聯合仿真，計算離心式制冷壓縮機氣流脈動誘發的氣動聲學特性，預測離心式制冷壓縮機噪聲聲壓級及頻譜特性，并將預測結構反饋到結構設計中，優化流場，降低振動噪聲。

2.3  典型應用案例

離心式制冷壓縮機在設計階段經過結構強度和轉子軸系動力學校核后，以及裝配過程中滿足動平衡精度等級后，機械性振動噪聲得到有效控制，而氣動噪聲相對突出。離心式制冷壓縮機氣動噪聲與葉輪、蝸殼和擴壓器等部件密切相關。如葉輪的翼型、葉片的出口角、葉片前緣傾斜、葉片尾緣傾斜、蝸殼的前蓋傾斜和蝸殼的寬度等，對離心式制冷壓縮機噪聲均有影響。筆者團隊以葉片尾緣斜掠角的優化為例，介紹振動噪聲控制技術在離心式制冷壓縮機中的應用案例。

離心式制冷壓縮機葉片尾緣斜掠角是影響流場和聲場的主要因素之一，針對1臺離心式制冷壓縮機，研究人員開展了不同葉片尾緣斜掠角下的流場和聲場研究。將子午流道葉片尾緣葉頂沿流向傾斜角度α定義為葉片尾緣斜掠角，如圖11所示。

采用ANSYS CFX數值求解三維雷諾時均Navier-Stokes控制方程（RANS），湍流模型采用剪切應力輸運（SST）k-ω模型，計算不同葉片尾緣斜掠角下離心式制冷壓縮機的氣動性能，分析其流動特性。圖12所示為葉片50%葉高的靜熵云圖，圖中無斜掠角葉輪相對有斜掠角葉輪具有更強的尾緣流動分離，說明采用尾緣斜掠角能夠有效降低尾緣流動分離強度。

圖11  葉輪子午流道及葉片尾緣斜掠角α示意圖

圖12  不同葉片尾緣斜掠角度下葉片50%葉高的靜熵（J/（kg·K））云圖

基于離心式制冷壓縮機結構參數建立流場-聲場耦合模型，預測壓縮機遠場1 m位置的噪聲聲壓級，如圖13所示。

圖13  離心式制冷壓縮機聲學模型及噪聲測點

在不同葉片尾緣斜掠角下離心式制冷壓縮機葉輪誘發的氣動噪聲總聲壓級如圖14所示。由于葉片尾緣斜掠角僅影響流場和聲學特性，聲學模型中未考慮結構部件的隔聲，氣動噪聲計算結果與實測值之間存在差異，但不影響流場和聲場的預測與優化。從圖14可以看出，相較葉片尾緣無斜掠角，增加尾緣斜掠角后，氣動噪聲總聲壓級降低。隨著尾緣斜掠角的增大，受葉輪的聲源強度、聲源位置和聲源輻射面積等因素的影響，氣動噪聲聲壓級呈現先減小后增大的趨勢，斜掠角為15°時聲壓級最低。相對于無斜掠角，當斜掠角為15°時，聲壓級從137.9 dB（A）降低到133.6 dB（A），降低了4.3 dB（A）。

圖14  葉片尾緣斜掠角變化時葉輪誘發的氣動噪聲聲壓級

針對制冷壓縮機的振動噪聲問題，筆者介紹了制冷壓縮機振動噪聲的產生誘因，針對雙螺桿式制冷壓縮機和離心式制冷壓縮機的噪聲特性，分別闡述了雙螺桿式和離心式制冷壓縮機振動噪聲控制技術，展示了振動噪聲控制技術在制冷壓縮機中的典型應用案例，得到以下結論：

1）制冷壓縮機工作過程中產生的氣流脈動所誘發的氣動噪聲突出，是壓縮機的主要噪聲源。

2）寬頻穿孔管消聲器是控制變頻雙螺桿式制冷壓縮機及其制冷系統噪聲的有效措施之一，衰減氣流脈動幅值60%以上，降低壓縮機噪聲聲壓級3.0 dB（A）以上，降低制冷系統管路噪聲8 dB（A）以上。

3）離心式制冷壓縮機葉輪參數是影響氣動噪聲的關鍵因素之一，優化葉片尾緣斜掠角有助于改善流場、降低氣動噪聲。葉片尾緣斜掠角增大后，壓縮機氣動噪聲降低。相較葉片尾緣無斜掠角，斜掠角為15°時，壓縮機氣動噪聲聲壓級降低4.3 dB（A）。