渦旋壓縮機隔振與降噪方法的研究設計
渦旋壓縮機隔振與降噪方法的研究設計,渦旋,壓縮機,方法,法子,研究,鉆研,設計
本科畢業(yè)論文(設計)開題報告
論 文 題 目：渦旋壓縮機隔振與降噪方法的研究學 院： 專 業(yè) 、班 級： 學 生 姓 名： 指導教師（職稱）：
年 12 月 29 日 填
畢業(yè)論文（設計）開題報告要求
開題報告既是規(guī)范本科生畢業(yè)論文工作的重要環(huán)節(jié)，又是完成高質量畢業(yè)論文
（設計）的有效保證。為了使這項工作規(guī)范化和制度化，特制定本要求。一、選題依據(jù)
1. 論文（設計）題目及研究領域；
2. 論文（設計）工作的理論意義和應用價值；
3. 目前研究的概況和發(fā)展趨勢。二、論文（設計）研究的內容1.重點解決的問題；
2. 擬開展研究的幾個主要方面（論文寫作大綱或設計思路）；
3. 本論文（設計）預期取得的成果。三、論文（設計）工作安排
1. 擬采用的主要研究方法（技術路線或設計參數(shù)）；
2. 論文（設計）進度計劃。四、文獻查閱及文獻綜述
學生應根據(jù)所在學院及指導教師的要求閱讀一定量的文獻資料，并在此基礎上通過分析、研究、綜合，形成文獻綜述。必要時應在調研、實驗或實習的基礎上遞交相關的報告。綜述或報告作為開題報告的一部分附在后面，要求思路清晰，文理通順， 較全面地反映出本課題的研究背景或前期工作基礎。
五、其他要求
1. 開題報告應在畢業(yè)論文（設計）工作開始后的前四周內完成；
2. 開題報告必須經學院教學指導委員會審查通過；
3. 開題報告不合格或沒有做開題報告的學生，須重做或補做合格后，方能繼續(xù)論文（設計）工作，否則不允許參加答辯；
4. 開題報告通過后，原則上不允許更換論文題目或指導教師；
5. 開題報告的內容，要求打印并裝訂成冊（部分專業(yè)可根據(jù)需要手寫在統(tǒng)一紙張上，但封面需按統(tǒng)一格式打印）。
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一、選題依據(jù)1、研究領域
機械設計 聲學研究
2、論文（設計）工作的理論意義和應用價值
理論意義：渦旋壓縮憑借著本身結構簡單、體積小、重量輕、易損件少、可靠性高的的諸多優(yōu)點成為了當今世界最節(jié)能的壓縮機。而在現(xiàn)今愈來愈講究高效節(jié)能的大環(huán)境下，高性能的渦旋壓縮機也更加被廠家所追求。渦旋壓縮機在完成既定功能時， 必定產生振動和噪聲而造成額外的輸入，為提高渦旋壓縮機的工作效率，必須深入的了解并有效地改善渦旋壓縮機的隔振和噪聲，為開發(fā)高性能的渦旋壓縮機開辟新的途徑。渦旋壓縮機被譽為空調的心臟部件，一個低噪音的壓縮機無疑會讓一臺空調的使命壽命，能效比，降噪各方面有更加好的體現(xiàn)。渦旋壓縮機的改良不應該局限于冰箱空調等方面，應該擴展應用領域，向大功率、大氣量的方向發(fā)展。
應用價值：如今因為全球變暖加上空調的實用量快速增長，優(yōu)質性能的渦旋壓縮機不僅能夠提高空調的性能，更加能夠提高我們的生活品質，改善我們的生活環(huán)境。隔振和降噪的研究帶給我們的不僅是理論上的概念，在日漸發(fā)展的科技下，也相信超級低噪的渦旋壓縮機會給我們帶來巨大的變化。而這次的研究也讓我們能夠充分的利用自身所學的知識和技能，增強了我們解決實際問題的能力
3、目前研究的概況和發(fā)展趨勢
渦輪壓縮機最早于 1905 年由法國工程師 Leon Creux 但是由于生產水平的局限性，80 年代初才開始批量生產。1973 年美國 ADL．公司首次提出了渦旋氮氣壓縮機的研究報告，并證明了渦旋壓縮機所具有其他壓縮機無法比擬的優(yōu)點，從而渦旋壓縮機的大規(guī)模的工程開發(fā)和研制走上了迅速發(fā)展的道路。 1982 年，日本三電公司拉開了汽車空調渦旋式壓縮機批量生產的序幕，其后日立公司、三菱電氣、大金、松下、美國的考普蘭和特靈也開始了渦旋壓縮機的批量生產。
日立公司于1983年制造出了第一臺商用空調渦旋壓縮機，憑借著其先進的技術和可靠性，日立公司自主研發(fā)的帶內部油分離器的高壓腔渦旋式壓縮機也標志著空調用壓縮機的新一代革新。日美一向是科研發(fā)展較快的國家，美國谷輪公司的最為出名的TWO STEP渦旋式變容壓縮機是目前全球最佳的變容技術方案。眾所周知，東芝是空調變頻技術的開創(chuàng)者，而東芝的壓縮機以其高可靠性，低噪音和實用壽命長而聞名于壓縮機界?，F(xiàn)如今的渦旋壓縮機依舊存在諸多的缺點，比如漩渦型設計工作計算量十分巨大，加工更加復雜，而且由于密封件，在隔離高壓與低壓關鍵部件之間的接觸面積很小并且又處于高速運轉狀態(tài)，必然存在著零部件之間很大的摩擦和磨損，這不僅影響了渦旋壓縮機的使命壽命，也產生了大量的噪音，所以通常它只適用于很低壓縮比的工況下工作，也局限了渦旋壓縮機在低圧縮比空調工況以外的其他范圍的推廣。這
無疑是一個巨大的行業(yè)損失。
但是隨著行業(yè)的不斷發(fā)展，渦旋壓縮機減振降噪的研究日益加快，眾多行業(yè)研究者正試圖在型線、密封、設計、參數(shù)、設計方法以及大規(guī)格化等幾方面做出改革和突破，如在虛擬樣機技術等。首先應使命編程軟件進行渦旋壓縮機的基本參數(shù)計算，然后通過三維工程設計軟件Por/Egnineer建立各零部件的實體模型，根據(jù)渦旋壓縮機樣機的結構特點，在虛擬環(huán)境中確定零部件的空間位置，進行樣機的裝配，在ADAMS環(huán)境中建立運動學，通過整機運動的仿真，進一步分析壓縮機的內部運動學，動力學。對渦旋壓縮機的優(yōu)化改革，減振降噪齊了巨大的作用。
在改革壓縮機研究過程中，如何高效準確的測量渦旋壓縮機的噪音來源、大小以及分布也是重中之重。渦旋壓縮機噪聲主要包括機械噪聲、電磁噪聲、空氣噪聲及液體噪聲等。目前的壓縮機噪聲測量多數(shù)是位于消聲室的抽驗，這種嚴苛的測量環(huán)境并不利于大規(guī)模的推廣，也不利于壓縮機的質量檢測。很多行業(yè)研究者利用振動與噪音之間的相關關系，通過對渦旋壓縮機的振動檢測來達到這個目的。例如，表面速度法測量噪聲，是通過建立渦旋壓縮機表面的振動速度，聲功率以及聲輻射效率之間的關系，從而獲得相關的噪音物理量。聲輻射ODS測試方法，在工作振型ODS的基礎上加以改進，從而獲得渦旋壓縮機聲輻射工作頻譜圖，了解噪音的分布。
隨著時代的發(fā)展，渦旋壓縮機已經不能局限于空調，冰箱等方面，在從業(yè)研究者的改革創(chuàng)新下，低噪高效的渦旋壓縮機會適用于更廣的范圍。
二、論文（設計）研究的內容1.重點解決的問題
針對渦旋壓縮機工作中產生振動和噪聲的特征，制定相應的隔振和降噪方法，對其進行治理， 使其振動和噪聲相對于原有狀態(tài)有所下降。其中主要包括工作中振動和噪聲信號的測試、分析， 以及方案的制定和實施等。
2. 擬開展研究的幾個主要方面（論文寫作大綱或設計思路）
1、渦旋壓縮機結構分析、明晰其工作原理。
2、分析振動噪聲產生的原因，及其對整體振動噪聲影響的大小。
3、探討渦旋壓縮機隔振方法，例如二級隔振降噪系統(tǒng)，改善曲軸動平衡，壓簧隔振系統(tǒng)等。
4、探討渦旋壓縮機降噪方法，例如采用壓縮機消音器，吸聲材料，隔音裝置。
5、渦旋壓縮機內部結構優(yōu)化，安裝時采用不同的安裝方式，外部安裝減震器，減少振幅。
3. 本論文（設計）預期取得的成果
（1） 渦旋壓縮機的結構研究，分析產生噪聲的原因，給出減振降噪的方法及其安裝后的隔振技術研究
（2） 完成相關外文文獻的翻譯
（3） 撰寫畢業(yè)設計論文。
三、論文（設計）工作安排
1. 擬采用的主要研究方法（技術路線或設計參數(shù)）；
（1） 了解渦旋壓縮機的基本結構和振動源和噪聲源。
（2） 渦旋壓縮機的隔振可用二級無源隔振降噪系統(tǒng)，壓縮機壓簧隔振系統(tǒng)等。渦旋壓縮機的排氣口是振動高壓區(qū)，噪聲較大，可利用消聲器原理改變高壓腔的結構， 達到減振效果。
（3） 為減小氣動噪聲，可在壓縮機的管道系統(tǒng)的合適位置設置緩沖器、聲學濾波器等裝置。例如在吸排氣位置安裝緩沖消音腔，采用復合消聲器甚至有源消聲器。依據(jù)多體共振現(xiàn)象，使用直接吸氣是相對較好的降噪方式。
（4） 在壓縮機的結構安裝上，使用固有頻率較低的彈簧，加大壓縮機機腳的剛度等。
（5） 總結各個隔振降噪的方法，選出最優(yōu)方案。2.論文（設計）進度計劃
第 1 周：制定適合自身條件的畢業(yè)設計題目，學習怎樣查閱文獻，總結文獻。
第 2 周：查閱資料、分析總結文獻，明確工作任務。
第 3 周：撰寫開題報告，并將初稿交付老師審閱。
第 4 周：開題報告定稿，并進行開題報告答辯。
第 5 周：研究探索渦旋壓縮結構及工作原理；
第 6 周：研究探索渦旋壓縮機振動噪聲產生的主要機理；
第 7 周：分析渦旋壓縮機振動噪聲特性；
第 8 周：研究渦旋壓縮機減振方法；
第 9 周：研究渦旋壓縮機降噪方法；
第 10 周：研究渦旋壓縮機隔振方法；
第 11 周：探討渦旋壓縮機減振降噪的最優(yōu)方法；
第 12 周：結合實際工程實例，對渦旋壓縮機隔振與降噪進行分析。
第 13 周：完成論文初稿，并查重。
第 14 周：翻譯英文文獻，提升外文水平，撰寫外文摘要。
第 15 周：修正論文，裝訂歸檔。第 16 周：撰寫 PPT，答辯。
四、需要閱讀的參考文獻
[1] 王珍,趙之海,楊春立,馬孝江. 渦旋壓縮機振動噪聲特性的應用研究[J]. 壓縮機技術,2005,05:20-22.
[2] 李燦杰. 基于振動信號的渦旋壓縮機噪聲檢測系統(tǒng)研究[D].大連理工大學,2010.
[3] 王珍. 基于振動信號的渦旋壓縮機噪聲測量方法的研究[J]. 壓縮機技術,2008,04:4-6.
[4] 李澤宇. 變頻渦旋壓縮機振動信號分析[D].蘭州理工大學,2012.
[5] 余洋. 渦旋壓縮機動力特性及仿真模擬研究[D].蘭州理工大學,2014. [6]吳泳龍,王珍,趙之海. 渦旋壓縮機聲輻射 ODS 分析及應用[J]. 壓縮機技術,2014,02:24-27.
[7] 王悅,陳長征,趙新光,劉心紅. 渦旋壓縮機二級隔振降噪系統(tǒng)設計與實現(xiàn)[J]. 噪聲與振動控制,2011,06:196-198.
[8] 王悅. 大型空調機組隔振降噪技術開發(fā)與實現(xiàn)[D].沈陽工業(yè)大學,2012. [9]范少穩(wěn),沈慧,謝利昌. 渦旋壓縮機異響聲分析與機理研究[J]. 家電科技,2016,03:65-67.
[10]張波. 渦旋壓縮機實體建模與傳動系統(tǒng)動力學分析[D].東北大學,2006. [11]楊猛,徐新喜,白松,劉孝輝,譚樹林. 渦旋壓縮機模態(tài)試驗與有限元分析[J]. 噪聲與振動控制,2013,06:15-17+39.
[12] 嚴天宏,梁嘉麟,李青. 壓縮機的現(xiàn)狀、發(fā)展及新型技術展望[J]. 壓縮機技術,2011,01:52-58.
[13] 王訓杰. 渦旋壓縮機虛擬設計與研究[D].蘭州理工大學,2004.
[14] Rechi Precision. Noise reduction of scroll compressor by improving radial compliance mechanism [C].Proceedings of the 3～(rd) International Compressor Technique Conference,2001.
[15] Seiichirou Suzuki.Noise control of domestic facilities [J].Int.J.Japan Soc.Prec.Eng, 1998,32( 3): 166～170
[16] Caillit. A Compressor Model for Scroll Compressors. Proceedings Purdue Compressor Conference,1998.
附：文獻綜述
文獻綜述
渦旋壓縮機原理在 1886 年意大利的專利文獻被提及,1905 年法國工程師 Creux 正式提出渦旋式壓縮機原理及結構。渦旋式壓縮機是一種新型的容積式壓縮機,但由于沒有數(shù)控加工技術和缺乏對軸向力平衡問題的妥善解決方法,因而長期未能完成其實用化。進入 70 年代,美國 A.D.L 公司進行了突破性的研究,解決了渦旋盤端部磨損補償?shù)拿芊饧夹g。并在此基礎上與瑞士合作開發(fā)了多種工質的渦旋式壓縮機樣機。但是渦旋式壓縮機的真正規(guī)模生產始于日本。1981 年日本三電(SANDEN)公司開始生產用于汽車空調的渦旋式壓縮機,1983 年日立公司開始生產 2~SPH 用于房間空調的渦旋式壓縮機。此外,在美國,自 Copeland 于 1987 年建立渦旋式壓縮機生產線推出其產品后Carrier、Trane、Tecumseh 等公司也分別設廠生產高質量的渦旋式壓縮機。我國有關渦旋壓縮機方面的研究和生產起步較晚，20 世紀 80 年代后期才開始相關的研究工作。但隨著國內科研水平的上升，由最早的西安交通大學、蘭州理工大學，到后來清華大學、重慶大學、東北大學等高校的研究，我國現(xiàn)已成功研制出多種渦旋壓縮機的樣機
-汽車空調渦旋壓縮機、渦旋空氣壓縮機、天然氣渦旋壓縮機和無油潤滑渦旋壓縮機等，取得了頗為豐富的成果。但是國內的渦旋壓縮機生產目前仍以合資為主，最早是1995 年廣州萬壓縮機股份有限公司引進本立公司的空調壓縮機技術、生產設備和生產
工藝，并于 1996 年正式生產渦旋壓縮機。大連三洋壓縮機有限公司于 1995 年成立， 是由大連冰山集團有限公司、日本三洋電機株式會社和日本雙日株式會社共同出資設立的合資企業(yè)，主要生產商用制冷半封閉壓縮機和商用空調用渦旋壓縮機。西安大金慶安壓縮機有限公司是日本大金工業(yè)株式會社與慶安集團有限公司共同出資設立的 生產和銷售空調用壓縮機的合資企業(yè)。廣東美芝制冷設備有限公司于 2010 年 12 月 21 日在合肥基地舉行了“禍旋壓縮機下線”儀式，成為國內首家擁有完全自主知識產權的渦旋壓縮機企業(yè)。
渦旋壓縮機主要由靜渦旋盤、動渦旋盤、防自轉機構、曲軸、帶輪、主、副平衡鐵及殼體等零部件組成。在動、靜渦旋盤偏心一定距離相對旋轉 180°對插在一起安置后，動渦旋盤在曲軸的驅動和防自轉機構的約束下，相對靜渦旋盤作公轉平動，這樣兩個渦旋盤上的渦旋齒之間實現(xiàn)多點嚙合，形成了多組月牙形封閉的工作腔容積。隨著曲軸的旋轉，所形成的多個嚙合點沿著渦旋齒齒壁由外向內連續(xù)移動，所形成的多組月牙形工作腔容積逐漸由大變小，從而實現(xiàn)封閉工作腔容積的周期性變化，進而實現(xiàn)了氣體的吸入、壓縮和排出。為了平衡軸系旋轉過程中產生的慣性力及慣性力矩， 在曲軸兩端設置主、副平衡鐵，以保證渦旋壓縮機的平穩(wěn)運轉。
渦旋壓縮機是借助容積的變化來實現(xiàn)氣體壓縮的流體機械，這點和往復式壓縮機相同；但是主要零件動渦盤是在偏心軸的直接驅動下進行運動，這一點有余回轉式壓縮機相似。但是渦旋壓縮機的壓縮腔由于上述兩種壓縮機不用，渦旋壓縮機的發(fā)展前景遠遠好于上述壓縮機，正是由于其有顯著的優(yōu)點：（1）多個壓縮腔同時工作，相鄰壓縮腔之間的氣壓差小，氣體泄漏量少，高級效率很高。（2）驅動主運動的偏心軸可高速運轉，渦旋壓縮機的體積小，重量輕，與同容量的旺夫壓縮機相比，體積減少 40%， 重量降低 25%，但平均功率提高了 1.3 倍以上。（3）渦旋壓縮機的吸排氣過程幾乎連續(xù)進行，壓縮過程連續(xù)且平穩(wěn)，噪音降低 5 到 10DB，整機的振動小、可靠性提高。（4）
不用設置吸、排氣閥，渦旋壓縮機的運動穩(wěn)定可靠，十分適用于變轉速和變頻調速技術。但是渦旋式壓縮機也存在顯著缺點：漩渦型線設計工作計算量大,加工復雜,由其關鍵部件之間的密封困難(壓差偏高時易明顯漏氣)。因為隔離高壓與低壓關鍵部件之間的接觸面積很小并且又是在高速狀態(tài)下相對運行的,存在著部件之間很大的摩擦與磨損,這是影響該機型壽命的主要原因；盡管該渦旋式壓縮機機型是無余隙的,但是由于隨著其工作壓縮比的增加而漏氣量也必然會隨著增加的緣故,難于實現(xiàn)它應該具有的高壓縮比工況,通常它只能夠適用于在很低壓縮比的工況下工作,尤其更適合在大型空調系統(tǒng)中作。因此,由于渦旋式壓縮機的一些技術局限問題使得它在低壓縮比空調工況以外難以大范圍推廣。
由渦旋壓縮機的基本結構和基本工作原理可知，它在工作時，一般是主軸與動渦盤相連接，通過電機主軸帶動動渦盤旋轉，靜渦盤與壓縮機殼體相固定，由于渦旋壓縮機主軸承上有一個滾柱軸承，并且在曲軸與運動渦旋盤連接部位曲柄銷上的滑動軸承，當機械發(fā)生運轉時，主軸以一定的速度并在一定載荷下運轉，對軸承和壓縮機外殼組成的振動系統(tǒng)產生激勵，使該系統(tǒng)振動，再加上軸承和動渦盤本身的結構特點、加工裝配誤差及運行過程中出現(xiàn)的故障等內部因素，以及旋轉組件有關聯(lián)的零件振動和電機的徑向磁拉力、排氣壓力振動等均被認為是產生壓縮機振動的激勵力，結合這些因素產生綜合振動。例如：機械振動是當壓縮機工作時，各個零部件工作運轉時不可避免的產生；軸承旋轉時，滾體在不同位置所受的力的大小不同，和承載的滾動體的數(shù)量不同，這些軸承本身的架構特點造成了承載剛度的變化，引起的軸承振動；動渦盤旋轉時與靜渦盤之間互相擠壓與摩擦必然產生振動，而這種振動一般為有規(guī)律的正弦波；在壓縮機工作過程中，防自轉滑環(huán)在機架和動盤上分別沿垂直方向上與鍵槽滑動配合，在滑動過程中產生振動；曲軸與各驅動面間的存在的摩擦振動。
渦旋壓縮機的噪音來源很多，例如機械噪聲由不平衡、滑動摩擦及機械碰撞引起, 并通過軸、軸承、殼體向空間傳播;電磁噪聲由磁場磁通波及電磁不平衡引起, 并通過定子、殼體向空間傳播;空氣噪聲由氣流脈動、氣體的隙泄漏引起, 并通過空氣、殼體向空間傳播;液體噪聲由制冷劑、潤滑油射流和氣穴引起, 并通過液體、殼體向空間傳播。由于渦旋壓縮機為全封閉整體, 實測空間噪聲主要由殼體振動產生聲輻射引起。因此，我們需要對壓縮機進行整體的綜合分析，從而正確識別主要振源和噪源。國內外的研究人員進行了大量的聲學實驗，設計開發(fā)了針對壓縮機的狀態(tài)檢測系統(tǒng)， 一開始德國的 Johann Lenz 設計了一種檢測系統(tǒng)，利用現(xiàn)代網絡技術，連接壓縮機生產廠家和實用廠家的通訊連接，方便了對壓縮機的振動噪聲的監(jiān)測和診斷。美國的研究者對壓縮機的減振降噪進行了研究；美國的 Soedel 確定了壓縮機的主要噪聲，分析并改進壓縮機閥片的結構，實現(xiàn)了壓縮機的實質性降噪；TaKao 分析了頻譜 圖，發(fā)現(xiàn)了 500Hz 處的噪聲源，通過邊界元法對壓縮機的改進，降噪效果十分明顯。
相對于國外的研究，國內的的研究水準仍存在較大差距。舒歌群等人對冰箱壓縮機進行了研究,分析了壓縮機噪聲源的組成部分和分布。大連大學王珍分析了利用結構聲測量的表面速度法進行噪聲測量的缺點和存在的問題(1)渦旋壓縮機的噪聲為寬頻帶聲音，噪聲的組成有各個頻率部分，不能簡單的利用一個聲輻射效率作為計算依據(jù)。（2）渦旋壓縮機的結構聲輻射焦慮與模態(tài)輻射效率之間有著密切的聯(lián)系，在低頻范圍內 ，會造成較大的測量誤差。（3）表面速度法中速度的測量由振動速度傳感器完成，但是振動速度傳感器的頻率范圍多為中低級，用于噪聲測量時，會造成高頻噪聲的信號失真甚至丟失。（4）表面速度法的建立過于理想化，外界噪聲的影響會讓測量產生很大誤差。因此，研究者利用神經網絡直接建立起渦旋壓縮機表面振動加速度與近聲場噪聲之間的非線性映射關系，希望能解決以上的問題，并獲取更加準確的噪
聲測量值。王珍等人也利用自行研制的數(shù)據(jù)采集儀，對渦旋壓縮機的振動和噪聲進行了雙通道的同時采樣分析，獲得了振動和噪聲分布的區(qū)域，并在此理論下提出了減振降噪的措施。（1）改善曲軸動平衡可有效降低動平衡對振動、噪聲的影響。（2）改進渦旋壓縮機的主要零件材料和結構，使零部件的各階段固有頻率避開壓縮機的高頻 區(qū)。（3）排氣口德高壓區(qū)振動和噪聲較大，改進高壓腔的結構，有明顯的減振效果。
（4） 改進殼體與上、下蓋的裝配方式，加強連接強度，可有效減少振動以及聲輻射
（5） 改變安裝方式，嘗試臥式并在減振措施下安裝。沈陽工業(yè)大學的王悅利用大型空調機組進行了壓縮機的隔振降噪技術的開發(fā)研究，設計了并實現(xiàn)了渦旋壓縮機二級隔振降噪系統(tǒng)。孫定勇重點研究了如何降低冰箱內渦旋壓縮機的氣動噪聲，通過安裝緩沖消音腔，優(yōu)化消聲器等方法有效的降低了氣動噪聲。
渦旋壓縮機的減振降噪依舊是國內外工業(yè)領域內的一大難題，如何有效地分析確定壓縮機的振動來源，如何把理論研究的成果科學合理的投入到實際生產當中去，現(xiàn)在的網絡虛擬技術越來越完善，現(xiàn)在的研究分析更傾向于渦旋壓縮機的虛擬設計，相對于傳統(tǒng)的研究方向而言，提高了資源利用率和靈活性，降低了生產成本，更加使用與現(xiàn)代化的發(fā)展研究。
渦旋壓縮機隔振與降噪方法的研究
畢業(yè)論文（設計）
題目名稱：渦旋壓縮機隔振與降噪方法的研究
所在學院：
機械工程學院
專業(yè)（班級）：
機械設計制造及其自動化134班
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渦旋壓縮機隔振與降噪方法的研究
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摘 要
渦旋壓縮機在壓縮機的發(fā)展歷史上有著很重要的地位，因其具有噪聲低，運行穩(wěn)，體積小，容積效率高的顯著特點。如今在研究壓縮機的隔振與降噪方面越來越受到重視。
本文結合了前人對于渦旋壓縮機的隔振與降噪的研究成果，利用Matlab和Virtual. Acoustical等相關軟件進行了舉例分析研究。
首先了解渦旋壓縮機的工作原理與具體結構，了解壓縮機的噪聲與振動來源。對于不同的噪聲來源采用不同的降噪措施，在不影響壓縮機實際生產和不改變主要結構的前提下進行隔振降噪方法的研究。
其次分析具體的隔振降噪案例，利用Matlab軟件對二級隔振傳遞函數(shù)以及隔振效率進行數(shù)學仿真，做出仿真曲線，分析不同參數(shù)對于隔振系統(tǒng)的影響，更有利于最終參數(shù)值的確定，并計算得到相應的傳遞效率。利用Virtual.Acoustical軟件分析擴張室抗性消聲器傳遞損失計算，并且得到傳遞損失曲線，并且分析不同頻率下對消聲器消聲效果的影響。最后總結本次論文研究的成果與意義，利用仿真軟件計算消聲器的傳遞損失和直觀的了解到隔振系統(tǒng)效果，總結本次論文收獲，為以后的研究學習打下基礎。
關鍵字：渦旋壓縮機；隔振器；消聲器；仿真計算
Abstract
Scroll compressor in the history of the development of the compressor has a very important position, because of its low noise, stable operation, small size, high efficiency of the distinctive features. And now in the study of compressor vibration and noise reduction more and more attention.
This paper combines the predecessors of the scroll compressor vibration and noise reduction of the research results, the use of Matlab andVirtual.Acoustics and other related software for example analysis and research.
Secondly, the paper analyzes the specific vibration isolation and noise reduction cases, and makes use of Matlab software to simulate the secondary vibration isolation function and vibration isolation efficiency. The simulation curve is analyzed, and the influence of different parameters on the vibration isolation system is analyzed. And the corresponding transfer efficiency is calculated. The transfer loss of the muffler was analyzed by Virtual.Acoustical software, and the transmission loss curve was obtained, and the influence of different frequencies on the muffler effect was analyzed. Finally, the paper summarizes the achievements and significance of this paper, uses the simulation software to calculate the transmission loss of the muffler and intuitively understand the effect of the vibration isolation system, summarize the harvest of this paper, lay the foundation for the future research and study.
Keywords: Scroll compressor；Vibration isolator；silencer ；Simulation calculation
IV
目錄
摘 要 I
Abstract II
1緒論 1
1.1渦旋壓縮機研究意義與應用價值 1
1.2目前研究的概況和發(fā)展趨勢 1
2渦旋壓縮機振動噪聲特性分析 3
2.1,渦旋壓縮機工作原理與基本結構 3
2.2渦旋壓縮機的主要部件機構。 4
2.3渦旋壓縮機產生振動與噪聲的主要原因 4
3減振與降噪的方法 6
3.1減振方法 6
3.2隔振方法 6
3.3降噪方法 6
4隔振技術研究分析 8
4.1隔振原理與定義 8
4.2常用隔振器介紹 8
4.3振動基本理論 9
4.3.1單自由度系統(tǒng)有阻尼受迫振動 9
4.3.2二自由度系統(tǒng)有阻尼受迫振動 9
4.4二級隔振器振動分析 10
4.4.1二級隔振器的仿真分析 10
4.4.2渦旋壓縮機二級隔振系統(tǒng)的參數(shù)計算 15
5壓縮機降噪特性分析 17
5.1吸聲機理 17
5.1.1吸聲材料原理： 17
5.1.2吸聲材料分類 17
5.2消聲器介紹 18
5.2.1消聲器原理： 18
5.2.2管道消聲器主要分類 18
5.3擴張室抗性消聲器降噪特性研究 18
總結 24
參考文獻 25
致謝 26
附錄1 MATLAB代碼 27
附錄2外文翻譯 32
附錄3外文原文 37
渦旋壓縮機隔振與降噪方法的研究
1緒論
1.1渦旋壓縮機研究意義與應用價值
理論意義：渦旋壓縮憑借著本身結構簡單、體積小、重量輕、易損件少、可靠性高的的諸多優(yōu)點成為了當今世界最節(jié)能的壓縮機。而在現(xiàn)今愈來愈講究高效節(jié)能的大環(huán)境下，高性能的渦旋壓縮機也更加被廠家所追求。渦旋壓縮機在完成既定功能時，必定產生振動和噪聲而造成額外的輸入，為提高渦旋壓縮機的工作效率，必須深入的了解并有效地改善渦旋壓縮機的隔振和噪聲，為開發(fā)高性能的渦旋壓縮機開辟新的途徑。渦旋壓縮機被譽為空調的心臟部件，一個低噪音的壓縮機無疑會讓一臺空調的使命壽命，能效比，降噪各方面有更加好的體現(xiàn)。渦旋壓縮機的改良不應該局限于冰箱空調等方面，應該擴展應用領域，向大功率、大氣量的方向發(fā)展。
應用價值：如今因為全球變暖加上空調的實用量快速增長，優(yōu)質性能的渦旋壓縮機不僅能夠提高空調的性能，更加能夠提高我們的生活品質，改善我們的生活環(huán)境。隔振和降噪的研究帶給我們的不僅是理論上的概念，在日漸發(fā)展的科技下，也相信超級低噪的渦旋壓縮機會給我們帶來巨大的變化。而這次的研究也讓我們能夠充分的利用自身所學的知識和技能，增強了我們解決實際問題的能力
1.2目前研究的概況和發(fā)展趨勢
渦輪壓縮機最早于1905年由法國工程師 Leon Creux 但是由于生產水平的局限性，80年代初才開始批量生產。1973年美國ADL．公司首次提出了渦旋氮氣壓縮機的研究報告，并證明了渦旋壓縮機所具有其他壓縮機無法比擬的優(yōu)點，從而渦旋壓縮機的大規(guī)模的工程開發(fā)和研制走上了迅速發(fā)展的道路。 1982年，日本三電公司拉開了汽車空調渦旋式壓縮機批量生產的序幕，其后日立公司、三菱電氣、大金、松下、美國的考普蘭和特靈也開始了渦旋壓縮機的批量生產。
日立公司于1983年制造出了第一臺商用空調渦旋壓縮機，憑借著其先進的技術和可靠性，日立公司自主研發(fā)的帶內部油分離器的高壓腔渦旋式壓縮機也標志著空調用壓縮機的新一代革新。日美一向是科研發(fā)展較快的國家，美國谷輪公司的最為出名的TWO STEP渦旋式變容壓縮機是目前全球最佳的變容技術方案。眾所周知，東芝是空調變頻技術的開創(chuàng)者，而東芝的壓縮機以其高可靠性，低噪音和實用壽命長而聞名于壓縮機界?，F(xiàn)如今的渦旋壓縮機依舊存在諸多的缺點，比如漩渦型設計工作計算量十分巨大，加工更加復雜，而且由于密封件，在隔離高壓與低壓關鍵部件之間的接觸面積很小并且又處于高速運轉狀態(tài)，必然存在著零部件之間很大的摩擦和磨損，這不僅影響了渦旋壓縮機的使命壽命，也產生了大量的噪音，所以通常它只適用于很低壓縮比的工況下工作，也局限了渦旋壓縮機在低圧縮比空調工況以外的其他范圍的推廣。這無疑是一個巨大的行業(yè)損失。但是隨著行業(yè)的不斷發(fā)展，渦旋壓縮機減振降噪的研究日益加快，眾多行業(yè)研究者正試圖在型線、密封、設計、參數(shù)、設計方法以及大規(guī)格化等幾方面做出改革和突破，如在虛擬樣機技術等。首先應使命編程軟件進行渦旋壓縮機的基本參數(shù)計算，然后通過三維工程設計軟件Por/Egnineer建立各零部件的實體模型，根據(jù)渦旋壓縮機樣機的結構特點，在虛擬環(huán)境中確定零部件的空間位置，進行樣機的裝配，在ADAMS環(huán)境中建立運動學，通過整機運動的仿真，進一步分析壓縮機的內部運動學，動力學。對渦旋壓縮機的優(yōu)化改革，減振降噪齊了巨大的作用。
在改革壓縮機研究過程中，如何高效準確的測量渦旋壓縮機的噪音來源、大小以及分布也是重中之重。渦旋壓縮機噪聲主要包括機械噪聲、電磁噪聲、空氣噪聲及液體噪聲等。目前的壓縮機噪聲測量多數(shù)是位于消聲室的抽驗，這種嚴苛的測量環(huán)境并不利于大規(guī)模的推廣，也不利于壓縮機的質量檢測。很多行業(yè)研究者利用振動與噪音之間的相關關系，通過對渦旋壓縮機的振動檢測來達到這個目的。例如，表面速度法測量噪聲，是通過建立渦旋壓縮機表面的振動速度，聲功率以及聲輻射效率之間的關系，從而獲得相關的噪音物理量。聲輻射ODS測試方法，在工作振型ODS的基礎上加以改進，從而獲得渦旋壓縮機聲輻射工作頻譜圖，了解噪音的分布。
隨著時代的發(fā)展，渦旋壓縮機已經不能局限于空調，冰箱等方面，在從業(yè)研究者的改革創(chuàng)新下，低噪高效的渦旋壓縮機會適用于更廣的范圍。
2渦旋壓縮機振動噪聲特性分析
2.1,渦旋壓縮機工作原理與基本結構
圖2.1渦旋壓縮機工作原理圖像
渦旋壓縮機的運行狀態(tài)如圖，圖中表明了四個不同轉角時壓縮機的工作腔容積狀態(tài)。渦旋壓縮機在工作時，靜渦旋盤首先保持不動，動渦旋盤受限于自轉機構，自身并不發(fā)生轉動，受主軸驅動力作平面圓周平移運動。動渦旋盤運動時，其與靜渦旋盤最外側的一對封閉腔逐漸打開，然后氣體進入腔內，隨著轉角的增大氣體量也不斷地增大，直到達到最大值；主軸的繼續(xù)轉動，開口逐漸關閉，氣腔的容積開始減少，并吐出少量氣體，最后變成一對封閉腔，完成吸氣過程；當主軸繼續(xù)旋轉時，封閉腔逐漸內移，把腔體內的氣體自外向內的向渦旋盤中心移動，同時氣腔容積變小，氣體受到壓縮。最后，當氣腔與渦旋盤中心孔相通時，氣體會從與中心孔相連的排氣孔排出，當氣體完全排出后，整個排氣過程也相應的結束。這就形成了一次吸氣排氣過程。
2.2渦旋壓縮機的主要部件機構。
圖2.2 渦旋壓縮機主要結構
渦旋壓縮機的主要如上圖部件：動渦旋體、靜渦旋體、十字聯(lián)結環(huán)、曲軸、機殼、軸承。動、靜兩個渦旋180°相對而成，它們通過幾條直線接觸并形成一系列月牙形容積。動渦旋體是靠曲柄軸驅動，繞靜渦旋體平動，兩者間的相對位置是由安裝在動渦旋體與固定部件間的十字連接環(huán)來保證的。
主要部件在工作過程中的主要作用。
（1）從吸氣管道中導入低壓氣體到渦旋板的周圍，然后在基元容積中被壓縮；
（2）從中心排氣孔把高壓氣體導入到啊排氣腔中，并利用排氣通道來冷卻電動機，最后與潤滑油分離后從排氣管排出；
（3）十字連接環(huán)是上、下兩面有兩對互相垂直的凸鍵的圓環(huán)，它的作用是防止動渦旋體傾斜和自轉。背壓腔是用來是平衡軸向力的。
（4）潤滑系統(tǒng)：壓差供油。
2.3渦旋壓縮機產生振動與噪聲的主要原因
渦旋壓縮經常被應用于冰箱空調等制冷機組，產生的各種噪聲會影響到設備的生產效果和人機關系。
1氣動噪聲
氣動噪聲主要是指氣體在運動過程中所作的運動振動或者單純的氣體流動所產生的空氣振動。渦旋壓縮機在工作過程中，周期性的吸氣和排氣運動會引起氣壓波動和管道的振動，進而產生了氣動噪聲。渦旋壓縮機在工作過程中也會因為殼體的自身振動與制冷氣體產生共振，也會產生噪聲。氣流中含有的雜質也會引起渦流噪聲，
2 機械噪聲
旋轉慣性力是導致渦旋壓縮機振動并且發(fā)出噪聲的主要原因，一階慣性力通常是利用平衡塊平衡，但是二階慣性力卻難以平衡。所以周期性的不平衡力導致了高頻率的振動，尤其是零部件的固有頻率與周期性不平衡力頻率的整數(shù)倍相等時，甚至導致零部件較為劇烈的共振現(xiàn)象，引發(fā)更大的噪聲。動靜渦盤與管道，閥片之間的撞擊也引起較強的機械噪聲。
3 電磁噪聲
電磁噪聲主要是由于電機產生的，是因為受到電機內的諧波磁場以及產生的立波輻值、頻率還有磁極數(shù)的影響。普通渦旋壓縮機的電機電磁振動通常情況在4000HZ以下。電磁噪聲的主要起因有以下幾種：1 槽噪聲是由于定子內廓出現(xiàn)氣隙改變引起空氣振動；2溝槽諧波噪聲是轉子的導體經過定子磁板時，定子磁板的磁動勢出現(xiàn)變化而引起噪聲；3感應電機的噪聲主要是由于定子中磁滯伸縮引起的。
3減振與降噪的方法
3.1減振方法
減振是工程中防振動危害最主要的手段，主要是分為主動減振和被動減振。主動減振中，減弱消除振動源是最常見的方法，這種積極地減振手段能本質上消除振動。例如在渦旋壓縮機的減振方面，可以提高平衡精度來減小不平衡的慣性力，因為慣性力是導致壓縮機振動和機械噪聲的主要原因。但是由于二階平衡力并不是很容易消除，所以可以提高整個機構的抗振動能力，也就是提高機器各個結構的動剛度，動剛度越大，則表明機械結構在同等力作用下的振動變形量就越小。為了防止共振現(xiàn)象的場所，也可以改變系統(tǒng)的的固有頻率。這些方法主要應用于在無法改變外部環(huán)境時采用。我們也可以通過積極改變外界環(huán)境來減小振動，比如讓精密儀器遠離一些大型設備和主要共振區(qū)，利用阻尼吸振和動力吸振等方法。阻尼吸振主要是利用阻尼吸收振動能量，衰減自由振動，這在儀器在共振區(qū)時效果顯著。而動力吸振就是在系統(tǒng)外部增加吸振器，這主要是應用于一些精密儀器的測量，穩(wěn)定指針來提升測量的精度。
3.2隔振方法
隔振措施也是被動減振的一種，隔振手段主要是利用隔振材料來構成隔振器，隔振器安裝方便，隔振效果良好，所以更適用于生產。隔振器主要是能夠有效地降低中高頻率的振動，其中彈簧鋼隔振器是最常見一種，方便修改參數(shù)，應用范圍廣，但是為了彌補阻尼特性差的缺點，需要增加阻尼措施。橡膠隔振器是由于橡膠是較為理想的彈性材料，形變小，所以也深受大型機械設備的青睞?，F(xiàn)在在低頻范圍里，隔振器也有用武之地，例如磁力隔振墊這種新型的隔振系統(tǒng)就是能對高于2HZ的振動有良好減振效果。
3.3降噪方法
降噪主要是降低壓縮機等設備的噪聲，噪聲是影響產品效果的主要因素，而且傷害人機關系?，F(xiàn)在降噪手段主要吸聲和消聲兩個方面。吸聲主要是利用吸聲材料，常見的纖維吸聲材料不僅適用于大型廠房，也逐漸步入了人們的生活中。在一些大型的戶外工程中大多使用耐腐蝕不易燃的金屬吸聲材料，而且有更好的塑性，能更好的適應各種惡劣的環(huán)境。具體的吸聲材料在第五章會進行具體介紹。一般的工程消聲手段是從噪聲源、傳播途徑、末端設備這幾方面入手。在大型工程中，經常會設立消聲墻或者消音室來降低工程中的噪音。消聲室主要是在室內全部鋪設吸聲材料，來閉合室內的自由聲場，消除噪聲的干擾，主要是利用吸聲尖劈的覆蓋和隔聲門達到隔聲和消聲的目的。在小型的設備方面，例如渦旋壓縮機，可以減緩輸入氣體的速度，在輸入端口添加消聲管，消聲管的詳細內容也在第五章具體介紹。
4隔振技術研究分析
4.1隔振原理與定義
因為振動具有傳遞性，所以采用相對應的措施方法來減少或隔離這種傳遞性來達到控制有害振動。隔振就是在振動源與防隔振物體之間利用隔振器等具有一定裝置的彈性裝置進行剛性或者柔性連接，從而達到減少振動傳遞的效果。一般而言隔振方法有主動隔振與被動隔振兩種。而在隔振系統(tǒng)中，隔振控制有三個基本因素，其中有隔離物體的質量，隔振器的剛度和阻尼。
由于改變渦旋壓縮機的內部結構，所用的成本偏大，而且容易影響壓縮機的工作效率，所以我從改善壓縮機的外部條件入手，從隔振與降噪兩個方面進行具體化的研究。在隔振方面，優(yōu)良的隔振器能夠大幅度的改善振動效果，降低振動頻率。
4.2常用隔振器介紹
1空氣隔振器：利用橡膠氣囊中空氣的膨脹和壓縮而產生的彈性作用來實現(xiàn)隔振，隔振效果良好，經常用于精密儀器。
2橡膠隔振器：利用廣泛方便，型號很多，適用于多種儀器。
3黏流體阻尼隔振器：又叫油阻尼器，利用黏流體材料的運動粘度與隔振對象不同進行選擇。
4圓柱彈簧隔振器：懸掛式圓柱體螺旋彈簧隔振器用于設備的懸掛隔振和動力管道的積極隔振，可用于精密儀器的被動隔振或者動力設備的主動隔振。
5組合式隔振器：常規(guī)隔振器不能滿足于系統(tǒng)的隔振效果，所以采用彈簧和橡膠組合成組合隔振器。組合隔振器可以采用串聯(lián)或者并聯(lián)。
積極隔振是減少振動設施傳入基礎的擾動力，讓振動源的振動不能傳播到其他地方。消極隔振是指通過彈性裝置來減少擾動位移，從而不影響設備整體振動。渦旋壓縮機與地面之間可能是剛性連接，這時候來自于渦旋壓縮機的振動擾動力直接傳給了地基，而來自地基的擾動力又傳給了各種儀器設備，這樣大大的提高了振動。而采用科學合理的彈性連接，可減少相應的傳遞率，但是也需要注意，不合理的隔振設計反而會畫蛇添足，加劇振動，效果適得其反。所以在渦旋壓縮機的隔振方面，我選擇了二級隔振的方法。
4.3振動基本理論
在此我們分析研究不同自由度的隔振系統(tǒng)有阻尼受迫振動，例如單自由度系統(tǒng)、二自由度系統(tǒng)和多自由度系統(tǒng)。
4.3.1單自由度系統(tǒng)有阻尼受迫振動
建立單自由度有阻尼系統(tǒng)的振動力學模型如圖4.1，其中m代表質量，K代表系統(tǒng)的總剛度，c代表阻尼系數(shù)，F(xiàn)（t）代表作用力，X（t）代表物體的作用力下的位移。
圖4.1單自由度有阻尼系統(tǒng)的振動力學模型
首先建立系統(tǒng)運動微分方程：
然后得到單自由度系統(tǒng)受阻尼振動的微分方程：
最后得到單自由度阻尼振動的頻譜函數(shù)：
4.3.2二自由度系統(tǒng)有阻尼受迫振動
建立二自由度系統(tǒng)的力學模型如圖，不受到外力作用，受到力F的作用。
圖4.2二自由度力學系統(tǒng)
首先建立二自由度的運動微分方程：
通過假設振幅和相位角，從而得到二自由度阻尼受迫振動的微分方程：
通過計算方程組得到二自由度系統(tǒng)阻尼振動的振幅響應為：
4.4二級隔振器振動分析
4.4.1二級隔振器的仿真分析
渦旋壓縮機在正常的安裝過程中，動渦旋盤繞曲軸旋轉中心運動，由于偏心的作用而產生了旋轉慣性力和慣性力矩，這導致了渦旋壓縮機的振動，而采用二級隔振器的原因，是因為二級隔振具有寬帶頻和高隔振系數(shù)的特性，能更好的隔斷穿透力強的較寬頻帶噪聲，并且對低頻噪聲也有較好的隔離作用。
在積極隔振系統(tǒng)中，振動傳遞系數(shù)的定義為
Tf=P/F
其中 P為基礎受到的力，F(xiàn)為振動源的擾動力
在傳遞系統(tǒng)中，傳遞系數(shù)越小，就表示隔振效果越好，越明顯。二級隔振系統(tǒng)示意圖如下：
圖4.3二級隔振器力學模型
對中間的M1和渦旋壓縮機M2的相應運動方程為
設：
則振動系統(tǒng)的頻響函數(shù)為：
其中：
頻響函數(shù)能夠反映系統(tǒng)的動態(tài)性能，公式可以表達為：
放大動力因子是表示壓縮機二級隔振系統(tǒng)的響應傳遞函數(shù)，把動力放大因子定義為
利用matlab軟件分析各個數(shù)據(jù)對隔振壓縮機動態(tài)性能的影響
頻率比對渦旋壓縮機隔振系統(tǒng)動態(tài)性能影響
（1）選取ξ1=0.05，ξ2=0.1,α=0.4、0.8、1.2、1.6、2.0，頻率比對壓縮機隔振系統(tǒng)的影響如圖4.5所示，從圖可知，隨著頻率比的不斷增大，隔振系統(tǒng)的隔振效果隨著降低，但是隨著頻率比的不斷增大，這種影響逐漸減小。
圖4.4頻率比對渦旋壓縮機隔振系統(tǒng)動態(tài)性能影響
（2）阻尼比對渦旋壓縮機隔振系統(tǒng)的動態(tài)性能影響。
設定ξ1=0.15，α=1.2，ξ2=0.1、0.2、0.3、0.4、0.5，得到如圖4.6所示的動態(tài)曲線，從圖二中可以看出，系統(tǒng)阻尼比的不斷增大，隔振系統(tǒng)的動態(tài)曲線第一個峰值開始減小，但是系統(tǒng)中的第二個峰值卻隨著阻尼比的增大而增大，隔振效果逐漸降低，所以在高頻隔振區(qū)域中，減小阻尼比可以提供隔振效果。
圖4.5阻尼1比對渦旋壓縮機隔振系統(tǒng)的動態(tài)性能影響
（3）設定ξ2=0.15，α=1.2，ξ1=0.1、0.2、0.3、0.4、0.5，得到如圖4.7所示的隔振系統(tǒng)動態(tài)曲線，從圖可得，在二級隔振系統(tǒng)中，如果保持下層隔振器的阻尼不變，改變上層隔振器的阻尼，得到的曲線與圖二所示區(qū)別不大，但是在特定數(shù)值中，無論怎么改變上層阻尼值，系統(tǒng)的動態(tài)曲線都基本保持一致。
圖4,6阻尼2比對渦旋壓縮機隔振系統(tǒng)的動態(tài)性能影響
2、質量比對隔振系統(tǒng)的動態(tài)曲線影響
質量比也是渦旋壓縮機隔振系統(tǒng)設計中的一個重要參數(shù)，而且質量比在隔振系統(tǒng)中更加容易受到控制和實現(xiàn)，所以有效控制質量比是個簡單方便的手段。
取值ξ1=0.05，α=1.2，ξ2=0.1，u=0.25、0.5、1、5、10，則質量比對動態(tài)曲線的影響如圖4.7所示，在動態(tài)特性曲線的第二個峰值之前，質量比的不斷增大，隔振系統(tǒng)的隔振效果也加強，但是在第二峰之后，質量比對隔振效果的影響愈來愈小，直到基本不產生變化，質量比的增大，使系統(tǒng)的第一峰前移并加強隔振效果，在隔振系統(tǒng)的設計中，要保持相對較大的質量比。但是也不能過大而影響整體結構。
圖4.7 質量比對隔振系統(tǒng)的動態(tài)曲線影響
4.4.2渦旋壓縮機二級隔振系統(tǒng)的參數(shù)計算
為了優(yōu)化和降低計算難度，將隔振系統(tǒng)視為無阻尼系統(tǒng)。已知系統(tǒng)的運動微分方程為
通過計算的粗隔振系統(tǒng)的固有頻率
其中為單層隔振的固有頻率。
則壓縮機和質量塊的振幅A、B為
其中
它們之間的振幅之比為
通過計算，在不考慮系統(tǒng)阻尼的情況下，隔振系統(tǒng)的力傳遞率為
選取數(shù)據(jù)，剛度質量比為1.2，壓縮機質量為100kg，u取值0.5，=50kg，比值符合取值大小，上層隔振器采用單層隔振器。，，轉速為1440轉，，隔振效率達到了99.5%左右。
5壓縮機降噪特性分析
5.1吸聲機理
5.1.1吸聲材料原理：
黏性和一定程度的熱傳導是多孔材料聲波吸收的基本機理。吸聲材料通常是剛性或者柔性的多孔結構，而且孔隙尺寸非常小，典型的量級為千分之英寸。因為多孔材料內部擁有大量微小的孔隙，聲波沿著孔隙進入材料內部后，與材料發(fā)生摩擦把聲能轉化為了熱能，從而達到所謂吸聲的目的。
5.1.2吸聲材料分類
多孔材料現(xiàn)如今主要是指纖維材料和泡沫材料。纖維吸聲材料早期主要是采用有機纖維，其在中、高頻范圍內有優(yōu)良的吸聲效果，但是也存在易燃、易腐的缺點。所以現(xiàn)在逐漸產生了人造無機纖維材料，在前者的吸聲性能上又加入了質量輕、不易老化、不燃不腐蝕的優(yōu)良特性。石油纖維棉就是其中的一個佼佼者，不僅不影響吸聲效果，最重要的是無毒無害、健康環(huán)保，這使其能廣泛應用到聲學工程中。但是現(xiàn)在在科研人員的努力下，金屬纖維材料出現(xiàn)在諸多領域中，其具有的高強度、耐高溫等優(yōu)點，尤其適用于室外的道路聲屏障，大型機組隔聲裝置以及體育館等大型戶外設置的吸聲裝置。
泡沫吸聲材料已經涉及到金屬、高分子、復合型材料。在實際應用中主要還是采用聚氨酯和聚苯乙烯泡沫塑料。國內已經通過無機吸聲材料的特性，制得了發(fā)泡聚氨酯和聚苯乙烯無機物混合吸聲材料，利用無機材料良好的低頻吸聲性能使兩者結合，進一步提高了泡沫材料的綜合吸聲性能。在泡沫金屬材料中，泡沫鋁比較值得關注，其不止擁有金屬材料的諸多優(yōu)點，并且擁有獨特良好的水聲吸聲性能，由于這種特性，泡沫鋁吸聲材料能夠良好的運用到耐水需求高的軍工等各個方面。
5.2消聲器介紹
5.2.1消聲器原理：
消聲器是一種能有效阻止噪聲傳遞到管道外但是又不影響氣流的正常通過。它主要應用于機械設備的進出口管道。一般的消聲器能降低20至40db的噪聲。消聲器很多種類型，主要有以下三種類型：抗性消聲器、阻性消聲器和復合式消聲器。
5.2.2管道消聲器主要分類
抗性消聲器：抗性消聲器的消聲原理是控制聲抗的大小進行消聲。在管道上接截面積突變的管段或者旁接共振腔，通過聲阻抗的改變，讓某些頻率的聲波在聲阻抗突變的界面發(fā)生反射、干涉、衍射等現(xiàn)象。其中主要形式為干渉型、擴張室式、共振腔式等幾種方式。對于中、低頻率的消聲效果表現(xiàn)良好。所以抗性消聲器具有很多優(yōu)勢，例如不需要使用吸聲材料，節(jié)約成本，不易腐蝕，能夠適應多種工作環(huán)境，對低頻，窄帶噪聲有良好的效果。
阻性消聲器：抗性消聲器主要是利用吸聲材料來消除聲音，通過把吸聲材料固定在通道的內壁或者按照一定的規(guī)律在管道內有序排列，類似于電學的電阻，所以稱為阻性消聲器。阻性消聲器主要有片式、直管式、蜂窩式等。對于中高頻率的的噪聲有著優(yōu)良的消聲特性。
阻抗消聲器：阻抗消聲器就是把阻性消聲原理與抗性消聲原理用過適當?shù)慕M合方式復合構成，相當于把阻性與抗性在同一個頻帶上的消聲值疊加，適用的范圍更廣，但是結構相對比較復雜。
5.3擴張室抗性消聲器降噪特性研究
因此，在能夠有效降噪的情況下，選擇結構相對而言比較簡單的單室擴張室消聲器，并適用Virtual軟件進行傳遞損失的仿真計算。我們主要進行的是對抗性消聲器的聲學性能的研究。
消聲量有四種度量值。（1）傳遞損失 傳遞損失也被稱為傳聲損失，是消聲器的噪聲能量與消聲出口能量的差值。公式表達為：
（2）插入損失 插入損失是指在系統(tǒng)外某固定點分別測量系統(tǒng)中接入消聲器前、后的聲壓級，兩者只差紀委插入損失。數(shù)學表達式為
（3）末端減噪量 末端減噪量也稱為末端聲壓級數(shù)或者噪聲降低，指的是消聲器輸入與輸出兩端的聲壓級差。這是一種相對而言比較簡便測量的方法，只需要測量消聲器的進口端面聲壓級與出口端面的聲壓級，兩者之間的差值代表消聲量，公式表達為：
（4）聲衰減量 聲衰減量是指消聲器內軸向聲衰減量，是在聲學系統(tǒng)中任意兩個點之間的聲功率級的降低值，主要反映了聲音沿著消聲器通道的衰減量，用每米衰減的分貝數(shù)表示。
由于數(shù)學計算量較大，通過Virtual軟件建模。建立一個消聲器模型。
消聲器模型的幾何參數(shù)如下：連接管直徑50mm，長度500mm；擴張管直徑：150mm，長度：250mm；擴張比為9
建模完成后，利用CAD Meshing將模型進行四面體網格的劃分這種劃分方式不僅能保持計算的精度，適應性更好，劃分更加的簡單。然后生成消聲器聲學有限元網格，如圖5.1所示
圖5.1 消聲管四面體網格劃分
然后定義流體材料，采用默認值，并定義流體為空氣，然后通過定義流體屬性后，得到消聲管的上限頻率，為了保持精度，上限頻率不應該超過1383.4HZ。為了后續(xù)的計算中，需定義消聲器的入口、出口單元組，其中各種邊界條件只能定義在包絡網格中，在定義完出入口組之后，再定義出入口的邊界條件。并且需要保證單位振動速度邊界條件在當前載荷工況中。通過聲場分布計算得到消聲器在各個頻率下的聲壓級幅值云圖，
圖5.2 350HZ時消聲器聲壓級幅值云圖
圖5.3 500HZ時消聲器聲壓級幅值云圖
圖5.4 700HZ時消聲器聲壓級幅值云圖
在不同的頻率下，消聲器的聲壓級幅值的變化趨勢大致一樣，消聲器進入口的聲壓級幅值最大，然后逐漸減小，在擴張腔的內部時，逐漸減小到一定數(shù)值，隨著靠近消聲器出口，聲壓級幅值逐漸變大，但是仍然低于消聲器的進口端，可見消聲器能有效地降低聲壓級幅值。從圖5.1可知，在眾多低頻段中350HZ的聲壓強比值對大，降噪的效果也就越明顯。而從圖5.3可知，在700HZ頻率下，擴張室消聲器的出口端聲壓強與入口端相近，就出現(xiàn)了消聲管不降噪的情況，這就處于消聲管的上限截止頻率，也就是高頻失效。由于聲壓圖過多，為了更好的表達聲壓關系，做出聲壓級頻率響應函數(shù)曲線，如圖5.4所示。
圖5.4聲壓級頻率響應函數(shù)曲線
從圖可知，在低頻范圍內，出現(xiàn)了進口端聲壓級遠小于出口端的聲壓級，這個現(xiàn)象說明消聲器在低頻段會出現(xiàn)不但不消聲，甚至放大噪聲的效果，這就是擴張室抗性消聲器的的一個下限截止頻率。
所以在產品設計和安裝的過程中，盡量選擇最優(yōu)頻率，有效的避免上下限截止頻率。從而保證消聲管良好的降噪效果。
因為已知消聲器的傳遞損失公式，所以利用軟件進行數(shù)學建模計算，得出如下消聲器的傳遞損失曲線。
圖5.4消聲器傳遞損失曲線
從圖上清楚可知，在低頻中，在350HZ左右頻率下，消聲器的傳遞損失最大，是傳遞損失曲線的一個峰值，達到降噪的最好效果。而在700HZ左右的頻率中，卻達到了一個谷值，傳遞損失基本為0，所以消聲器不能降噪，所以要注意該段的頻率，避免出現(xiàn)消聲器不消聲的情況。
利用科學軟件的優(yōu)勢就是在于能夠直觀有效地看出一些數(shù)學公式，能夠有效的分析消聲器的傳遞損失，更加的方面快捷。以此為例，在壓縮機的降噪方面，選取擴張室消聲管能夠對處于低頻的氣動噪聲有良好的降噪效果。利用聲學軟件不僅可以直觀的得出傳遞損失，也能夠在不同的參數(shù)下工作仿真，節(jié)約了大量的時間，提高了準確性。
總結
全文基于Matlab、Virtual.Lab Acoustics等相關軟件，了解研究了渦旋壓縮機的隔振與降噪的特性曲線和一些解決方案。
首先就是在查閱各種相關文獻后，了解了渦旋壓縮機的工作機理和相關特性，尤其是在振動和噪聲的產生上，發(fā)現(xiàn)了渦旋壓縮機在結構上仍然有改進的空間，但是在外部控制噪聲更加的便捷經濟。因此從二級隔振器和消聲管兩個方面入手研究了渦旋壓縮機的隔振與降噪方法。利用Matlab軟件對于二級隔振器的隔振效率進行了仿真分析，對比與數(shù)學的計算，仿真分析能夠更加簡單明了的看出各個物理參數(shù)對于二級隔振器隔振效果的影響。利用Virtual.Lab Acoustics軟件主要是對擴張室抗性消聲器的聲學研究，結合抗性消聲器的傳遞損失計算公式，不僅得到了消聲器進行管道的聲壓級幅值對比圖，還得到了聲壓級頻率響應曲線和傳遞損失曲線，從中能夠直觀的反映出在不同的頻率下，消聲管的傳遞損失大小和消聲效果，并且直觀的了解到消聲器的上下限截止頻率。
相對于書本上的數(shù)學公式，仿真軟件能夠進一步以圖像的方式直觀反映出一些數(shù)學特性，對于本科生而言，這些軟件工具能夠更加方便有效的幫助到我的計算研究，從中也學到了很多知識，給以后的科研或工作留下了很多寶貴的經驗。也感謝指導教師王珍教授對于論文以及軟件仿真方面的指導與建議，讓我獲益匪淺。
最后，畢業(yè)論文設計已經完成，但是仍然存有許多不足，很多實驗性的數(shù)據(jù)不能有效獲得，對于實際的生產應用也存在許多問題，希望以后能夠得以解決
參考文獻
[1]王珍,趙之海,馬孝江. 渦旋壓縮機振動噪聲特性的應用研究[J]. 壓縮機技術,2005,05:20-22.
[2]李燦杰. 基于振動信號的渦旋壓縮機噪聲檢測系統(tǒng)研究[D].大連理工大學,2010.
[3]王珍. 基于振動信號的渦旋壓縮機噪聲測量方法的研究[J]. 壓縮機技術,2008,04:4-6.
[4]李澤宇. 變頻渦旋壓縮機振動信號分析[D].蘭州理工大學,2012.
[5]余洋. 渦旋壓縮機動力特性及仿真模擬研究[D].蘭州理工大學,2014.
[6]吳泳龍,王珍,趙之海. 渦旋壓縮機聲輻射 ODS 分析及應用[J]. 壓縮機技術,2014,02:24-27.
[7]王悅,陳長征,劉心紅.渦旋壓縮機二級隔振降噪系統(tǒng)設計與實現(xiàn)[J].噪聲與振動控制, 2011,06:196-198.
[8]王悅. 大型空調機組隔振降噪技術開發(fā)與實現(xiàn)[D].沈陽工業(yè)大學,2012.
[9]范少穩(wěn),沈慧,謝利昌. 渦旋壓縮機異響聲分析與機理研究[J]. 家電科技,2016,03:65-67.
[10]張波. 渦旋壓縮機實體建模與傳動系統(tǒng)動力學分析[D].東北大學,2006.
[11]楊猛,徐新喜,白松,劉孝輝,譚樹林. 渦旋壓縮機模態(tài)試驗與有限元分析[J].噪聲與振動控制, 2013,06:15-17+39.
[12]嚴天宏,梁嘉麟,李青. 壓縮機的現(xiàn)狀、發(fā)展及新型技術展望[J]. 壓縮機技術，
2011,01:52-58.
[13]王訓杰. 渦旋壓縮機虛擬設計與研究[D].蘭州理工大學,2004.
[14]Rechi Precision. Noise reduction of scroll compressor by improving radialcompliance mechanism [C].Proceedings of the 3～(rd) International Compressor Technique Conference,2001.
[15]Seiichirou Suzuki.Noise control of domestic facilities[J].Int.J.
JapanSoc.Prec.Eng, 1998,32( 3): 166～170
[16]Caillit. A Compressor Model for Scroll Compressors. Proceedings PurdueCompressor Conference,1998.
致謝
為期一個學期的畢業(yè)設計在老師和同學的幫助和自己的努力下終于完成，在這里感謝王珍老師對于這篇論文的指導和幫助，在文選題時根據(jù)我自身的情況作出調整。在軟件仿真階段，老師也幫助我了解聲學軟件Vrtual.Acoustics，并給我列舉了很多實際案例提供參考，并在軟件運行學習過程中給了很多建設性意見，幫助我很好的完成了論文。
同時也感謝學院的各位老師和同學給予我的指導和幫助。
附錄1 MATLAB代碼
%% 第一個圖
lambda = 0:0.2:10; % 變量參數(shù)
e1=0.05;
e2=0.1;
alpha1=[0.4,0.8,1.2,1.6,2.0];
u=1;
belta1=zeros(length(alpha1),length(lambda));
%A=lambda.^4-(lambda^2)*(alpha^2 + 4*e1*e2*alpha + u +1)+alpha^2;
%B=(lambda^3)*(2*e2*alpha+2*e1*u +2*e1)-lambda*(2*e1*(alpha^2)+ 2*e2*alpha);
%D=alpha^2-4*e1*e2*alpha*(lambda^2);
%E=lambda*(2*e1*(alpha^2)+2*e2*alpha);
%
%H=sqrt((abs(D)^2+abs(E)^2)/(abs(A)^2+abs(B)^2));
%B=20*log10(H);
for i7=1:length(alpha1)
alpha=alpha1(i7);
A=(lambda^4)-(lambda^2)*(alpha^2+4*e1*e2*alpha+u+1)+ alpha^2;
B=(lambda^3)*(2*e2*alpha+2*e1*u+2*e1)-lambda*(2*e1*(alpha^2) +2*e2*alpha);
D=(alpha^2)-4*e1*e2*alpha*(lambda^2);
E=lambda*(2*e1*(alpha^2)+2*e2*alpha);
H=sqrt((abs(D)^2+abs(E)^2)/(abs(A)^2 +abs(B)^2));
belta_te=20*log10(H);
belta1(i7,:)=belta_te;
end
figure(1)
plot(lambda,belta1(1,:),'-r','LineWidth',2.0)
hold on
grid on
plot(lambda,belta1(2,:),'-b','LineWidth',2.0)
plot(lambda,belta1(3,:),'-m','LineWidth',2.0)
plot(lambda,belta1(4,:),'-k','LineWidth',2.0)
plot(lambda,belta1(5,:),'-c','LineWidth',2.0)
%title('輸入,'FontName','Times New Roman','FontSize',12)
xlabel('頻率比的對數(shù)值','FontName','TimesNewRoman','FontSize',12)
ylabel('動力放大因子,'FontName','Times New Roman','FontSize',12)
My_h=legend('\alpha=0.4','\alpha =0.8','\alpha=1.2','\alpha =1.6','\alpha = 2.0',1);
set(My_h,'FontName','Times New Roman','FontSize',12);
hold off
%% 第二個圖
lambda=0:0.2:10;
e1=0.15;
e22=[0.1,0.2,0.3,0.4,0.5];
alpha=1.2;
u=1;
belta2=zeros(length(e22),length(lambda));
for i7=1:length(e22)
e2=e22(i7);
A=(lambda^4)-(lambda^2)*(alpha^2+4*e1*e2*alpha+u+1)+ alpha^2;
B=(lambda^3)*(2*e2*alpha+2*e1*u+2*e1)-lambda.*(2*e1*(alpha^2) +2*e2*alpha);
D=(alpha^2)-4*e1*e2*alpha*(lambda^2);
E=lambda*(2*e1*(alpha^2)+2*e2*alpha);
H=sqrt((abs(D)^2+abs(E)^2)/(abs(A)^2+abs(B)^2));
belta_te=20*log10(H);
belta2(i7,:)=belta_te;
end
figure(2)
plot(lambda,belta2(1,:),'-r','LineWidth',2.0)
hold on
grid on
plot(lambda,belta2(2,:),'-b','LineWidth',2.0)
plot(lambda,belta2(3,:),'-m','LineWidth',2.0)
plot(lambda,belta2(4,:),'-k','LineWidth',2.0)
plot(lambda,belta2(5,:),'-c','LineWidth',2.0)
%title('自己輸入','FontName','Times New Roman','FontSize',12)
xlabel('頻率比的對數(shù)值','FontName','Times New Roman','FontSize',12)
ylabel('動力放大因子','FontName','Times New Roman','FontSize',12)
My_h=legend('\xi_2=0.1','\xi_2=0.2','\xi_2=0.3','\xi_2 =0.4','\xi_2 = 0.5',1);
set(My_h,'FontName','Times New Roman','FontSize',12);
hold off
%% 第三個圖
lambda =0:0.2:10;
e12=[0.1,0.2,0.3,0.4,0.5];
e2=0.15;
alpha=1.2;
u=1;
belta3=zeros(length(e12),length(lambda));
for i7=1:length(e12)
e1=e12(i7);
A=(lambda^4)-(lambda^2)*(alpha^2+4*e1*e2*alpha+u+1)+alpha^2;
B=(lambda^3)*(2*e2*alpha+2*e1*u+2*e1)-lambda.*(2*e1*(alpha^2) +2*e2*alpha);
D=(alpha^2)-4*e1*e2*alpha*(lambda^2);
E=lambda*(2*e1*(alpha^2)+2*e2*alpha);
H=sqrt((abs(D)^2+abs(E)^2)/(abs(A)^2+abs(B)^2));
belta_te=20*log10(H);
belta3(i7,:)=belta_te;
end
figure(3)
plot(lambda,belta3(1,:),'-r','LineWidth',2.0)
hold on
grid on
plot(lambda,belta3(2,:),'-b','LineWidth',2.0)
plot(lambda,belta3(3,:),'-m','LineWidth',2.0)
plot(lambda,belta3(4,:),'-k','LineWidth',2.0)
plot(lambda,belta3(5,:),'-c','LineWidth',2.0)
%title('自己輸入’,'FontName','Times New Roman','FontSize',12)
xlabel('頻率比的對數(shù)值','FontName','Times New Roman','FontSize',12)
ylabel('動力放大因子','FontName','Times New Roman','FontSize',12)
My_h=legend('\xi_1=0.1','\xi_1=0.2','\xi_1=0.3','\xi_1 =0.4','\xi_1=0.5',1);
set(My_h,'FontName','Times New Roman','FontSize',12);
hold off
%% 第四個圖
lambda =0:0.1:10; % 取值0.2時不平滑，故取值為0.1
e1=0.05;
e2=0.1;
alpha=1.2;
u1=[0.25 , 0.5, 1, 5, 10];
belta1=zeros(length(u1),length(lambda));
for i7=1:length(alpha1)
u= u1(i7);
A=(lambda^4)-(lambda^2)*(alpha^2+4*e1*e2*alpha+u+1)+alpha^2;
B=(lambda^3)*(2*e2*alpha+2*e1*u +2*e1-lambda*(2*e1*(alpha^2) +2*e2*alpha);
D=(alpha^2)-4*e1*e2*alpha*(lambda^2);
E=lambda*(2*e1*(alpha^2)+2*e2*alpha);
H=sqrt((abs(D)^2+abs(E)^2)/(abs(A)^2 +abs(B)^2));
belta_te=20*log10(H);
belta1(i7,:)=belta_te; % 以矩陣的方式保存
end
figure(4)
plot(lambda,belta1(1,:),'-r','LineWidth',2.0)
hold on
grid on
plot(lambda,belta1(2,:),'-b','LineWidth',2.0)
plot(lambda,belta1(3,:),'-m','LineWidth',2.0)
plot(lambda,belta1(4,:),'-k','LineWidth',2.0)
plot(lambda,belta1(5,:),'-c','LineWidth',2.0)
%title('自己輸入','FontName','Times New Roman','FontSize',12)
xlabel('頻率比的對數(shù)值','FontName','Times New Roman','FontSize',12)
ylabel('動力放大因子','FontName','Times New Roman','FontSize',12)
My_h = legend('u=0.25','u=0.5','u=1','u=5','u=10',1);
set(My_h,'FontName','Times New Roman','FontSize',12);
hold off
附錄2外文翻譯
基于信息熵的渦旋壓縮機的振動信號分析
吳在新，王永為，劉濤
關鍵字︰ 渦旋壓縮機;信息熵;灰色關聯(lián)度;故障診斷
摘要. 為了對渦旋壓縮機的運行狀態(tài)進行定量描述，在熵理論的基礎上提出了信息熵的缺陷診斷方法。該方法基于時域中的奇異頻譜熵，頻域中的功率譜熵，時頻域中的小波功率譜熵和小波空間特征譜熵，來作為渦旋壓縮機振動狀態(tài)定量特征的綜合評價指標。在不變速度運行條件下，進行固有頻率的識別。同時，渦旋壓縮機的軸向振動，徑向順應機構和輕微的液體堵塞對渦旋壓縮機的影響是多次分析的。 公開了可
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