空调室外机噪声包括压缩机本体噪声、风机系统噪声、压缩机或风机电机引起的整机结构振动噪声、管内冷媒引起的气体动力性噪声或结构振动噪声等多个方面。本文针对某型家用中央空调室外机嗡嗡声异响问题，通过对整机进行噪声测试分析，对管路系统结构进行模态试验和仿真分析，确定引起嗡嗡声异响的原因，通过仿真分析制定噪声控制方案，并开展有效性验证实验。
空调室外机噪声包括压缩机本体噪声、风机系统噪声、压缩机或风机电机引起的整机结构振动噪声、管内冷媒引起的气体动力性噪声或结构振动噪声等多个方面。本文针对某型家用中央空调室外机嗡嗡声异响问题，通过对整机进行噪声测试分析，对管路系统结构进行模态试验和仿真分析，确定引起嗡嗡声异响的原因，通过仿真分析制定噪声控制方案，并开展有效性验证实验。
包括双风机、压缩机、换热器等核心零部件，压缩机及其配管组成的管路系统置于前侧板、右侧板、中隔板和上盖板组成的空间内。
压缩机采用滚动转子式压缩机，大汽分挂在中隔板上。半消声室内整机噪声测点布置如图3所示。4个测点距离地面的高度保持一致，按照相对整机的方位分别命名为风机正前方、压缩机侧、压缩机45°和风机侧。
名义制冷工况下噪声体验发现，整
机在压缩机
4200r/min
～
4500 r/min
运行时发出使人厌烦的嗡嗡声，靠近风机侧尤其明显，音质不可接受。压缩机
4 320 r/min
运行时风机侧噪声频谱如图
4
所示。
可以看出噪声总值为
58.70 dB(A)
，第一峰值位于压缩机的
4
倍频
289 Hz
处，达
57.7 dB(A)
，总值与峰值差仅为
1 dB
，说明嗡嗡声异常噪声是由
289 Hz
处的噪声成分引起。
压缩机
4200 r/min
、
4260 r/min
、
4380 r/min
、
4500 r/min
运行时风机侧噪声总值与第一峰值见表
1
。
与压缩机4320 r/min运行时类似，噪声第一峰值频率均表现为压缩机4 倍频。尽管如此，由于整机结构的复杂性，仍不能锁定噪声源，但可以通过排除法进一步缩小噪声源的寻找范围。
依次拆去上盖板、前侧板、右侧板后，嗡嗡声有所减弱但依然很明显，音质较差，从而可排除上盖板和左右侧板的影响。嗡嗡声有所减弱的原因在于拆去部分壳体后形成了开放空间从而削弱了噪声的混响效果。
在吸气管中部贴两块共400g 左右的阻尼块，音质改善明显，但仍不能接受。贴阻尼块后压缩机4320 r/min运行时风机侧噪声频谱如图5所示。噪声总值下降5.9 dB，289 Hz 峰值噪声下降15.64dB。
一是本身作为一个质量体加在吸气管上，可能改变了吸气管振动模态及响应，这一点需要借助模态仿真或测试手段作进一步判断；
二是阻尼吸收了部分振动能量从而起到减振降噪的作用。
此外，吸气管为竖直走向，加之空间的限制，在吸气管中部设置阻尼块的方案存在生产不可控风险，不能作为最终整改方案。
通过以上分析，初步判断空调管路结构系统在289Hz 附近存在固有频率，受到压缩机4200 r/min～4500r/min 运行时转动频率的4 倍频激励而发生共振，进而辐射出嗡嗡声异常噪声。
本节利用有限元分析软件ANSYSWorkbench对管路模态进行分析，利用LMS Test.Lab设备开展管路模态试验以及中隔板固有频率测试，对模态仿真结果进行有效性验证，并锁定噪声源。
由上一节分析可知，噪声源可能位于吸气管或中隔板上。考虑到其它连接结构对吸气管和中隔板模态的影响，选取各管件、罐体、阀件、压缩机和中隔板组成的结构系统为研究对象，建立其有限元模型，如图6所示。
（1）将换热器视为刚性部件，压缩机底脚、阀门支架均看作刚性端；此外，中隔板安装孔也作固定约束处理。
（2）管件材料为铜，压缩机、大汽分、油分、等罐体以及中隔板、阀门支架等结构的材料为钢，管固定块的材料为橡胶，本文所用材料属性见表2。
（3）为保证建模质量和计算效率，对复杂缸体结构如压缩机、大汽分、油分以及阀体结构如电磁阀，将其内部结构等效为集中质量附加到外壳上，均采用壳单元建模，选择MPC算法。
分别通过模态仿真分析、锤击法模态试验分析，获取吸气管在100 Hz～400 Hz频段内的仿真模态和试验模态。试验模态频响函数如图7所示。各阶次模态频率仿真值与实测值对比见表3。振型对比如图8所示。仿真模态与实测模态基本一致，说明仿真模型准确。
此外，中隔板的固有频率测试结果中含有287Hz 频率成分。从4 阶仿真模态振型可以看出，4 阶振型表现为吸气管与中隔板的耦合振动。
如图9所示。并且试验模态频率282.6 Hz 接近压缩机4200 r/min～4500 r/min 运行时转动频率的4 倍频，这是导致机组存在嗡嗡声的主要原因：压缩机振动的4倍频成分激发了吸气管共振，吸气管辐射部分噪声的用时将其振动传递给中隔板，引起中隔板的振动并辐射出噪声。
通常滚动转子式压缩机切向振动比径向、轴向振动剧烈，因而吸气管出管走向应尽量贴近压缩机刚体中心线与自带小气分中心线组成的平面，以减弱压缩机切向振动向吸气管的传递。为此，综合考虑管路空间特点，将吸气管的纯U 弯优化设计为两个直角弯，同时拉长直角弯的高度100mm，以起到更好的减振效果。此外，在吸气管两个直角弯之间的水平管段增加400g阻尼块，以达到减振降噪的目的，新方案在水平段加阻尼更加可靠，生产更可控。吸气管方案优化前后对比如图10所示。
吸气管优化前后仿真模态频率对比见表4。需要关注的4 阶振型对比如图11 所示。可以看出，优化后各阶模态频率变化明显，模态频率避开了压缩机4200 r/min～4500 r/min 运行时转动频率的4 倍频，满足设计要求。
与原方案相同测试工况下，对采用优化方案的样机进行噪声实验，音质体验明显改善，原嗡嗡声异常噪声消失，压缩机4200 r/min～4500 r/min运行时噪声测试结果如表5。
与原方案测试结果（见表1）比较可以看出，该频段内噪声总值明显下降，最大降幅达8 dB，发生在压缩机4260 r/min 运行时；
优化方案噪声第一峰值对应频率由原方案的压缩机运行频率的4倍频转移到6 倍频至7 倍频区间，第一峰值噪声显著降低，最大降幅达20.1 dB，发生在压缩机4260 r/min 运行时；
噪声总值与第一峰值之差明显拉大，均在10.4 dB以上。优化方案验证有效，解决了嗡嗡声异响问题。
为了进一步说明优化方案对原方案289 Hz 附近噪声峰值的降噪效果，图12 给出了压缩机4320 r/min 运行时优化前后噪声频谱。优化方案在289 Hz 处的峰值较原方案降幅高达28.7 dB，优化效果显著。
针对某家用中央空调室外机在压缩机4 200r/min～4 500 r/min运行时存在的嗡嗡声异响问题开展噪声控制研究。通过噪声特性测试发现噪声源第一峰值频率成分集中在压缩机的4 倍频，进一步通过结构模态仿真和模态试验分析确定噪声源的位置为吸气管及中隔板，锁定吸气管共振是引起嗡嗡声异响的原因。
借助模态仿真手段提出吸气管优化方案，并进行有效性验证。优化后噪声实验的结果表明，压缩机4 200 r/min～4 500 r/min运行时整机噪声总值最大降幅达8 dB，4 倍频处噪声峰值降幅达20dB以上，优化方案有效解决了嗡嗡声异响问题。
