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《声音与振动杂志》 272 (2004) 607–625
《空调室外机组压缩机系统振动功率流的多维分析》
Ho-Jung Lee, Kwang-Joon Kim*
香港科学城凯士特噪声振动控制中心机械工程系大田305-701，韩国
2002年7月20日收到 ; 2003年3月27日接受
摘要
激励源产生的振动一般通过多条路径传递给接收机结构，即多个方向上的多个点。采用振动功率法可以有效地完成多维振动传输路径分析，因为各路径对总振动传输的贡献可以很容易地表示出来，而且传递给接收机的振动功率与接收机的噪声辐射密切相关。本文工作的主要内容是将振动功率流的概念应用于实际的多维隔振系统中进行振动传递路径分析。此外，将说明振动功率流的作用，作为衡量振动传输到以及由此产生的噪声辐射从接收机的结构。本文将振动功率流方法应用于空调室外机组压缩机系统，确定其最主要的传输路径。然后，将振动功率流的频率特性与结构振动级的频率特性以及由此产生的噪声进行了比较。
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- 引言
在实际的隔振系统中，振动从一个源传递到一个接收器通过若干途径，即在一个以上的相互连接点，并与多个自由点联系（平移和转动）。随着隔振系统复杂性的增加，对隔振系统的振动传递路径分析技术提出了更高的要求。振动功率流法是解决这一问题的有效方法。其原因是通过每条路径的振动功率传输可以很容易地用与总振动功率传输的比值来表示，而且传递给接收结构的振动功率被认为与结构的噪声辐射密切相关。
然而，尽管振动功率估计的数学公式几乎已经被许多研究者完成，但它们在实际系统中的应用仍然遇到困难，主要是由于仪器的限制，尤其是在旋转运动中。因此，在大多数文献中，研究主要是通过数值分析或最好的实验研究简单的梁/板类结构。含转动项的实际系统的实验结果很少报道。此外,尽管的有效性振动功率预测的噪声辐射接收器经常在文献中被提到,但是实验比较振动功率流的接收机的噪声辐射甚至从定性方面从未被证明。
Moorhouse和Gibbs[1]利用悬置动刚度和悬置顶部和底部的加速度对弹性安装压缩机的振动功率传输进行了估算，但假设振动功率仅为垂直分量。随后，他们通过激励点与支承结构上任意点之间的传递动态性来测量地面机械的转动分量，并声称即使在低频情况下，当振动源位于接收结构[2]的边缘附近时，力矩也变得很重要。
Koh和White[3,4]研究的是在单个连接点上，在同时作用正弦力和力矩激励的情况下，振动功率在梁或板状支承结构上的传递。实验结果表明，平动项和转动项之间的耦合迁移率会导致振动功率的某些抵消，通过调节力矩激励可以使振动功率达到最小。
已有研究人员将振动功率作为主动隔振的成本函数。Gardonio等[5,6]测量并预测了主动悬置机械耦合的两块板之间的结构振动传递。Howard et al.[7]等采用柔性梁结构作为实验模型的接收机，也是为了同样的目的。然而，他们在振动功率近似中只考虑了支架的直线运动。
仅用数值分析的方法研究了子结构间连接点转动运动的意义。Sanderson[8]最近的一项研究表明，对振动功率传输的高估和低估都是非常重要的，尤其是在不考虑隔振器转动刚度的高频范围内。Lee和Kim[9]显示旋转角度的影响分解的总振动功率到振动功率传输与纯粹的平移运动,纯旋转运动和平移和旋转运动之间的耦合,他们还调查了关系的错误的峰值振动功率近似底层系统的动态特性。
本文将振动功率流的概念应用于安装在空调室外机组的压缩机系统中进行振动传递路径分析。此外，还将演示在振动功率传输过程中，在每条路径上排除转动项的效果。将考虑转动项的振动功率传输与压缩机系统表面的噪声发射和结构振动水平进行比较。在此基础上，对其中一条振动传递路径被隔离的同一系统进行了相似的分析。
- 多维隔振系统潮流理论
首先考虑如图1所示的多点隔振系统，其中m个激励力源在n个点上与接收机相连。当六(三个平移和三个转动)自由度(d.o.f)被认为是在每一个n连接的点,总振动功率输入到接收机是
由FR和VR分别(6 ntimes; 1)力和速度矢量在接收器上的连接点和下标上标,R和*分别代表了接收机结构和共轭转置。
采用(6ntimes; 6n)移动矩阵YR或阻抗矩阵ZR对接收机结构进行动态表征如下:
图1 多点隔振系统的原理图
然后利用接收机的可动性(YR)或阻抗(ZR)矩阵，将振动功率流以如下形式表示到接收机:
如上所述，当6(3平移和3旋转)自由度。在n个连接点上分别取s, FR和VR为6ntimes;1个向量，YR和ZR ; 6ntimes;6n个矩阵，振动功率通过6n条路径传递给接收机。Eq.(1)所给接收机的总振动功率传输可以用每条路径的振动功率传输之和重写如下:
其中，F %表示F和i在第i条路径上的复共轭。通过第i条路径的振动功率传递可以用Eqs表示。(3)-(3 d)如下:
- 应用于安装在空调室外机组的压缩机系统
本文以某空调室外机组为例，说明了所提出的多维振动功率流方法在减振降噪中的实际应用。如图2所示的空调室外单元主要由压缩机、冷凝器、换热器、风机、风机电机和机箱组成。压缩机安装在底盘底座上的三个点上，压缩机的吸/排气管通过底盘侧板进入室内单元。室外机组噪声的主要来源是机箱结构辐射的结构噪声和风机的气流噪声。
图2室外空调机组
图3 空调室外机组压缩机系统的主要振动功率传输路径
风机在为换热器和冷凝器提供气流中起着重要的作用，其噪声主要产生在叶片通过频率及其谐波处，而这些频率相对较低。在本研究中，我们将重点放在底盘的结构声上，其频率范围比较高。
压缩机产生的振动通过多条路径传递给底盘结构，产生噪声辐射。首先定义了几种振动传递路径，然后利用基于Eqs的振动功率法研究了各路径对总振动传递的贡献。(3 c)和(5 c)。在我们选择的压缩机系统中，主要的振动传递路径是底座上的压气机座和侧板上的吸、排气管，如图3所示。
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压缩机与机箱结构连接点振动功率流的测量
- 每个连接点的测量点和目标点的选择
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压缩机与机箱结构连接点振动功率流的测量
压缩机安装在底盘底座的三个点上，因此，通过三个橡胶座的总振动功率传输是通过每个橡胶座的振动功率传输的总和。在本研究中，每个橡胶座只进行了三次(一次平移和两次
图4 一个平移和两个旋转自由度为各压气机安装点的振动近似功率
图5 振动功率通过服务阀安装的传输路径
旋转)的自由度测量，而不是六次，如图4所示，因为其他三个自由度。#39; s (x;y;yz)是极难测量的，对薄板振动中弯曲波传播的影响较小。
振动通过管道传递到底盘的路径示意图如图5所示。压缩机产生的振动通过管道传递到吸/放气阀上，再通过服务阀座将阀门内产生的振动传递到底盘上。在测量通过每条路径的振动功率流时，首先需要确定吸入阀和排出阀附近的测量点。我们可以考虑三个可能的测量点;如图5所示，安装在吸/放气阀的顶部、应用阀的安装件上和底盘上。在实际应用中，可以很容易地对阀门顶部进行测量，但是不合理地研究将阀门与应用阀座隔离的有效性。此外，在振动功率路径分析中，底盘上的测量无法区分吸入管路径和排出管路径。因此，选择服务阀座上的测量点对管道振动功率传输进行估算。考虑三个吸/放气阀处的自由度(一个平移和两个旋转)，振动功率近似如图5所示。
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- 功率流的近似
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如前所述，基于Eq. (3c)可以较好地近似振动功率传输，即在工作条件下接收机连接点处的平动速度和转速，以及与机箱断开的压缩机的接收机阻抗。本文通过对迁移率矩阵求逆得到Eq. (3c)中的阻抗矩阵。
因为考虑到在五个连接点（包括3个压缩机的橡胶支架）上三个自由度，Eq中的速度VR。(3c)变成一个15 times;1向量，表示为：
其中V和O分别表示平移速度和旋转速度，第一个下标i= 1;2;3;为压缩机第i个橡胶座s;吸入阀和d;排放阀及第二下标x;y;z;方向的测量。
利用接收机的Eq.(6)和15 times;15阻抗矩阵可以将Eq. (3c)重新表达如下:
根据公式(7)估算了实际工作条件下各连接点的平动速度与转速的交变谱，以及通过移动矩阵的逆确定的接收机阻抗矩阵，从而估算出振动对接收机的传输功率。
利用Kistler 8832A系列TAP传感器同时测量给定点上的一个平移加速度和一个旋转加速度，得到了平移加速度和旋转速度的互谱。旋转加速度之间的互谱是通过在每个连接点上按顺序安装单抽头传感器来确定的，以避免相邻两个传感器之间的相互影响。也就是说，通过按顺序测量和，每一个都可以用一个丝锥传感器来测量。
压缩机与室外机组分离后，在底板上进行机动性测量。在1 - 1600hz的频率范围内，每个路径的连接点都被一个微振动器激发。采用i型弯矩臂进行弯矩激励[10]，采用Bamp;K8001系列阻抗头进行点迁移率测量。
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- 室外空调机组声压级和加速度级的测量
由于振动功率对底盘的传递应与底盘的整体噪声辐射密切相关，因此在消声室中测量声功率级更为可取。然而，在本研究中，均方声压级的空间平均值仅仅是在声源周围假设的表面附近得到的。并以振动功率流和声压级为比较对象，得到了室外机组底盘振动表面的空间平均加速度。
图6为除底部外的五个表面声压测量点。点的总数是169(= 42times;2在每个前后,左右 30
图6 室外空调机组周围声压级测量点
图7 空调室外单元加速度测量点:(a)前面板，(b)后面板
times;2, 25顶部)。室外单元到测量表面的距离取1 m，测点之间的距离取30 cm。图中的两个圆表示对应于室外单元中心的位置。图7为振动底盘上的六个加速度测量点;前面三个，后面三个。
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- 压缩机系统电流设计的测量分析
虽然发现压缩机的噪声辐射从给定的电流设计系统的意义主要是在500 - 1200赫兹频率范围,在空调压缩机运行负荷可能发生显著的变化,这取决于环境温度、湿度、操作时间等,因此,导致不一致的振动信号进行稳态分析不足。由于声压水平和加速度测量没有采用专用设备,如量热计,可控制环境温度和湿度,我们首先考虑压缩机的操作特征的频率范围1 - 1600 Hz,然后选择那些一致的频率范围进一步调查。图8为通过橡胶座、吸入管和排出管向底盘传递的总振动功率的六次重复测量。常数59赫兹的带宽和中心频率的整数倍59赫兹被用于光谱分析,
图8 总振动功率流测量的重复性:- #39; -，正(-amp;-，负)
因为振动光谱的初步窄带分析显示谐波的峰值59赫兹可能由于电动机的电磁激励进行压缩操作为59赫兹。
由于底盘的总振动功率传输在100-900 Hz频率范围内具有可重复性，如图8所示，因此决定将重点放在该频率范围内进行进一步的振动功率贡献分析。
向底盘传递的总振动功率是通过三条主要路径传递的振动功率之和，如下图所示
其中PM、PS、PD分别为橡胶座、吸力管、排出管的振动功率传递。在本分析中，我们将3个橡胶支架视为单一路径，虽然可以使用公式(7)将其视为3个独立路径，因为我们考虑的是整个支架相对于其他两条路径的贡献。
首先，我们研究了旋转振动功率的影响，这往往被忽略的主要原因是仪器方面的困难。
当旋转项没有被测量和/或简单地忽略时，Eq中的15times;1个速度矢量。(6)化简为一个5times;1向量:
相应地，Eq.(7)中的阻抗矩阵减小为5times;5矩阵。
图9为包含和不包含转动项的底盘总振动功率变速箱。可以看出，排除转动项导致的低估主要在325 Hz以上。虽然从理论上讲，从震源到接收机的总振动功率流应该是正的，但实际情况并非如此。如图所示，在几个频率上观察到一些负值，这些负值被认为是由于分析中没有包含其他一些振动传播路径造成的。
图9 从压缩机到底盘结构的总振动功率主要有三条路径:橡胶座、吸力管和排出管。-rsquo;-，包含转动项(-amp;-，负);- k -，旋转项除外(- j -，负)
此外，这些负功率可能是由于在迁移率/阻抗测量中出现了较小的实验误差。例如，线性系统的点迁移率/阻抗的实部和迁移率/阻抗矩阵的特征值应该是正的，这在实际测量中是没有保证的。我们之前的一项研究表明，在矩阵反演过程中，即使是很小的测量误差也有可能被放大，并以负值[11]的谱峰的形式对功率估计产生显著的扭曲。
还可以发现，被低估的数量随着频率的增加而逐渐增加。这种现象似乎是由安装在服务阀座上的管道附件配置造成的，因为安装在服务阀座上的吸/放气阀在振动传递过程中起到了弯矩臂的作用。通过研究转动项对管道振动功率传输的影响，可以确定这一点。图10和图11分别为压缩机通过橡胶座和吸力管从压缩机到底盘的振动功率传递，其中包含转动项和不包含转动项。从图中可以看出，不考虑旋转项的吸力管路径的低估量大于大于700hz的橡胶托座路径的低估量。因此，在管道振动功率近似中，不仅要考虑平动运动，还要考虑旋转运动。
图12和表1显示振动功率传输通过
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资料编号：[2085]
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