Identification and Analysis of Noise Sources for Indoor
Unit of Air Conditioner
摘要：介紹了某名牌空調室內機的聲場測量方法，并通過對其噪聲源進行的分析，識別出風舌噪聲、結構振動噪聲和寬帶噪聲，并對其分別進行了說明。
關鍵詞：空調機
室內機 噪聲源 識別
Abstract: Aiming at a well
known air conditioner a measure method of the sound field is
given and analyzed the noise source. The volute tongue noise
structure vibration noise and broadband noise identified and
explained.
Key words: Indoor unit of air conditioner Noise
source Identification Analysis
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引言
噪聲正日益成為備受關注的環境污染問題之一，民用空調室內機的噪聲直接影響著人們的身心健康，
是消費者關心的問題，降低空調機噪聲已成為廠家新產品開發時攻關的技術熱點。首先必須得對現有的空調室內機的噪聲源進行識別，即對整機進行聲場測量和噪聲分析，識別出主要聲源的位置、性質和頻率特征，并分析其發聲機制，從而有針對性的進行改進噪聲設計，并提出相應的降噪措施[1]。
空調室內機結構復雜，在不大的空間內有電機，風機 葉輪 ， 制冷系統（冷卻管和換熱器）
，機殼以及各種輔助部件，如支架、擋板等，因而空調室內機噪聲源多、又很相近，且噪聲源性質復雜[2] ，
可分為氣動力噪聲，機械振動噪聲和電磁噪聲等，其中氣動力噪聲主要來源于風機和換熱器，又可分為由風機葉片和機殼相互作用的風舌離散噪聲和湍流及渦流引起的寬帶噪聲等，這些噪聲源又很相近，所以噪聲源識別有相當難度。
2 試驗設備和測試方法
以某名牌空調室內機為對象進行了聲學測量。試驗在半消聲室進行，半消聲室凈空尺寸 7.6×6.9×
4.9m3（L×W×H），截止頻率為
70Hz。該室內機設計工況，分高、低兩種轉速，為此，實測也分別在兩種轉速下進行，實際轉速隨電壓變化略有波動，高速為680r/min
左右，低速為 560r/min 左右。采用 B&K 3560 多通道分析儀進行聲壓級測量，聲壓級頻譜測量用帶寬很細的
1/24 倍頻程，因而可測定離散噪聲。每個測點信號的采集時間為 30s
，可得到穩定的平均聲壓級。考慮到該機說明書上的標準安裝方法為螺栓連接，先采用了螺栓固定于橫截面為1m×1m，高 3m
的鋼架上（以下簡稱剛性連接），如圖1a 所示。聲場測量時東、南、西、北 4 個方向均有相同形式的 4
個測點，布置時沿與該機軸心線夾角分別為30°和45°距離分別為1m和2m，見圖1b）。
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實測結果與噪聲源分析
對空調室內機東南西北 4 個方向、2 種轉速的聲場測量表明，對高低 2 種轉速，4個方向的4
個測點聲壓級的頻譜曲線除了少數頻譜外，極大多數頻譜曲線基本重合，如圖 2
所示。
這說明該室內機四周的聲場對軸心線具有較好的對稱性，因此可以認為該室內機聲場是對稱的。為簡單又不失一般性起見，以下分析均以室內機北向測點的頻譜數據進行分析，圖
3 即為北向距中軸線45°和1m 處的聲壓級頻譜，圖中說明，R為剛性連接，H、L分別表示為高、低轉速，N 為北向， 45°和
1m表示為測點在 45°線和 1m 距離處。結合圖3 噪聲頻譜主要特征并進一步對噪聲源識別和分析，可得如下結論。
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其中 n
為風機轉速（r/min）,Z 為葉片數,k
=1,2,3… 表示 k 階葉片通過頻率，通常 1
階葉片通過頻率噪聲值最高，隨著階次增高很快下降
。本機葉輪的葉片數為7，據此算出高、低速時1階葉片的通過頻率為80.9和66.4Hz，而上述峰值頻率的測試值則分別相差
0.3dB和 0.5dB,屬于測量誤差，而且其峰值隨轉速的下降而急劇下降，所以可以肯定，這就是風舌噪聲。
3.2 結構振動噪聲
在圖 3 中，無論是高速或是低速均明顯有另一個更強的，峰值頻率為 101Hz
的噪聲，該離散噪聲的聲壓級高到幾乎能接近整機的線性聲壓級。首先，由于其頻率和轉速無關，和其聲壓級值隨轉速下降而下降得很少，可以確定它不是氣動噪聲，很可能是結構振動噪聲，因此將螺栓連接變為柔性的繩索固定連接方式（以下簡稱柔性連接），并在改變連接方式后，在同樣風機轉速下，對同一測點進行聲壓對比試驗。圖
4 所示為剛性和柔性連接時 ，轉速為 693 r/min 測點為 30 °1m 處的 聲壓級頻譜，明顯看出，柔性連接時的
101Hz 峰值頻率仍然存在，但其聲壓級由剛性連接時的 52dB 降到 45dB
，說明它的強度與結構剛度有關，確實是結構振動噪聲。值得指出的是，同一轉速而連接方式不同時， 80Hz
左右的噪聲依然存在，且其強度變化很小，再次說明了是風舌噪聲。為了確定其機械結構振動噪聲的來源，對室內機測試了一階共振頻率，其值為
70Hz，離 101Hz 很遠，排除了共振的可能。由于測試時的交流電源頻率為 50Hz，而 101Hz
恰好是它的倍頻，估計有電磁激勵的可能， 為此，通過變頻器將電源頻率改變為
55Hz、60Hz，然后再進行同樣的聲壓級頻譜測量以便比較。圖 4給出了50Hz，55Hz 和 60Hz
電源頻率下，柔性連接時北面距中軸線 45 °和1m
處的聲壓級頻譜。顯然，隨交流電頻率的改變，電機轉速也相應變化，風舌噪聲頻率也隨之變化，但其峰值仍然存在，如電源頻率為
55Hz 時，對應轉速為 715 r/min ，其葉片通過頻率為 83.4Hz，實測風舌噪聲頻率為 83Hz
，然而發現：原來對應于 50Hz 電源頻率的 101Hz 的峰值噪聲移到110Hz；而電源頻率改為 60Hz
時，這一峰值出現在 120Hz
處，其峰值頻率均恰好為電源頻率的倍頻，而這噪聲峰值對應于不同的電源頻率又有很大變化。由此確認：該離散噪聲不是電機本身的電磁噪聲，而是
由交電磁場激勵的結構振動噪聲[4] 。 |
3.3 中低頻寬帶噪聲
由圖 3 可知，該室內機的噪聲除有 2 個很強的離散噪聲外，還有 100 ～
600Hz
的中低頻寬帶噪聲，這是由氣流湍流和漩渦流動引起的，廠方原來強調，這可能來源于換熱器。為此在整機拆除了換熱器后又進行了同樣的測試，結果如圖
6 所示。
拆除換熱器后風舌噪聲峰值明顯降低，顯然這是因為葉輪與機殼的距離增大，即風舌間隙變大的結果。同時還發現，拆除后寬頻噪聲頻譜形狀與未拆前極為相似，只是其聲壓級值平均提高了約
5dB
。說明這個寬帶噪聲是由風機引起的，而不是換熱器。否則拆除換熱器后不僅頻譜形狀應變化，而且總體聲壓級也應下降。拆除后總體聲壓級增加的理由是：拆除后整機阻力減少，流量增大，低速時增加
22.5 ％，高速時增加 31.5
％，大大偏離了風機的設計工況，這不僅使葉輪內的流動情況變壞，而且葉輪出口流道也大大改變，流動情況也變壞，因此整機的比聲壓級大為提高，導致總聲壓級也提高。
4 結論
本文通過對某名牌空調室內機噪聲分析，識別出主要噪聲源是風機的風舌噪聲、電磁激勵引起的結構振動噪聲和風機內流動引起的寬帶噪聲，換熱器噪聲，電機噪聲不是主要聲源。本文給出的測試和分析方法以及結論對空調室內機噪聲的識別有普遍意義。
參 考 文 獻
[1] Malcolm J. Crocker. Identification of noise sources on
a residential split-system air-conditioner using sound
intensity measurements. Applied Acoustics, 2004( 65): 545 –
558.
[2] Neise.W. Fan Noise-Generation Mechanism and
Control methods. Proceedings of the 1988 Interational Congress
on Noise Control Engineering (INTER-NOISE’88), France: 1988.
767-776.
[3] 單希壯 . 空調器室內柜機噪聲的空氣動力學分析 . 噪聲與振動控制 ,
2000(3).
[4] Seybert AF. Crocker MJ. Moore Jwetal. Reducing
the noise of a residential air conditioner. Noise Control
Eng,1973,1(2):79–85.
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