空調器風扇驅動用電動機的噪聲降低方法

吳貴能  (重慶微電機廠)

     噪聲的大小是評判空調器質量的一個重要指標，由于電動機的噪聲直接影響到空調器的整機噪聲，因此空調器生產廠家要求電動機的噪聲不得大于42dB(A計權)。這對于一般的電機生產廠家的確有相當難度。本文介紹我廠試制生產的YYK系列家用空調器用電動機減小方法。

電動機噪聲的主要來源

    為了增強防水性能，家用空調器用電動機采用了全封閉結構，轉子端環不帶扇葉，因此空氣動力噪聲很小。風扇的噪聲與轉速n₆電磁力作用于定子和轉子之間的氣隙中，其力波在氣隙中是旋轉的或是脈動的，力的大小與電磁負荷、電機定轉子槽配合的選取緊密相關。在設計中，通常需要選擇電機的計算和結構參數，以保證****程度的削弱電磁力。

1．1電磁力

    電磁力作用于定子和轉子之間的氣隙中，其力波在氣隙中是旋轉的或是脈動的，力的大小與電磁負荷、電機定轉子槽配合的選取緊密相關。在設計中，通常需要選擇電機的計算和結構參數，以保證****程度的削弱電磁力。

1．2滾動軸承

    滾動軸承產生的噪聲與如下因素有關：

a．與軸承本身的制造質量有關，即是指軸承在電機以外的專門試驗裝置上旋轉時，能保證軸承外圈的振動最小。

  b．與軸承配合面的加工精度有關，也和轉子軸伸與軸承內圈的配合、軸承外圈與端蓋軸承室的配合形式有關。

  c．與在軸承工作時外圈受力是否均勻有關。

2電磁噪聲的減小

2．1鼠籠轉子槽數的選擇

    定、轉子槽數的良好對比關系對降低電動機電磁噪聲具有重要意義，研究表明，雖然電磁力是直接作用在齒上，但磁噪聲主要來源于定子磁軛的振動，其振動形式主要分為r=O～4五種至間形式，r表示作用于磁軛上的力波數。

    不同外徑大小的電機，在相同的r值下，其固有振動頻率各不相同，電機外徑越小，振動固有頻率越高。相同外徑大小的電機，在不同的r值下，其固有振動頻率也各不相同。當電機外徑不大于200mm時，其固有振動頻率按r=4，0，3，2，依次降低。

    可見，應當在保證電機性能的基礎上，盡量使電機的外徑最小。然而電機的外形尺寸往往是由用戶給定。在選擇轉子的槽數時，應當盡量避免產生r=2的彎曲電振動，同時考慮到在正常和輕的工作條件下，為了降低噪聲，轉子槽數應該比定子槽數多，因此這里優先推薦轉子槽數取Z2=Z1+2P+4，這時定轉子構成遠槽配合。為了減小因轉子槽數較多而對氣隙磁導的不均度，轉子應當優先選用閉口槽。若用開口槽，電機的氣隙相應應選得大一些。

    特別值得一提的是，在一般的電動機中，避免選用的Z₂=Z₁+2_P+4槽配合關系，在風扇電機中卻可選用。因為盡管這種配合會在電動機的起動過程中存在著同步附加轉矩，使轉矩曲線下陷，但風扇電機的起動不是一個大問題，而Z₂=Z₁+2_P+4使定子產生r=O的振動固有頻率較高，有利于降低電動機的磁噪聲，有的在2_P=6的電機里便采用了Z₁/Z₂=2₄／30的槽配合關系。

2．2電磁負荷及繞組形式的選取

    家用空調器用電動機的低噪聲要求電機的電磁負荷不能取得過高，一般，氣隙磁密應當控制為0．35～0．45T，對轉子選用閉口槽的電機可選上限值。

方案1為部分正弦繞組，方案2為常用繞組，方案3為****電密分布繞組。由計算結果可以看出，減少槽間導體的不均勻度能增強高次諧波的削弱程度。雖然此時基波繞系數有所下降，但由于跨距大的線圈導體數減少，其繞組用銅量并沒有明顯的增加。

    當采用部分正弦繞組組成****電密分布繞組時，常常受到槽滿率的限制，這時可將定子沖片設計成異形槽。例如2_P=4，，z。=24單相電機大都采用部分正弦繞組，然而部分正弦繞組往往不是****電密分布繞組，減少部分正弦繞組槽間導體的不均勻度能增強高次諧波的削弱程度。例如有一臺電機2_P=4，Z₁=24，m=4，其磁勢分布、高次諧波強度如附圖所示。

的沖片，采用異形槽后，能明顯增加沖片的利用率，對電磁負荷較大和定子采用氬氟焊接工藝的電機，導磁性能有明顯改善。

3滾動軸承噪聲的降低

3.1滾動軸承的選擇

    滾動軸承在運轉過程中的振動程度隨著軸承內徑的增加而增大，直徑每增加5mm，振動約增大1～2dB。滾動軸承的噪聲還與徑向游隙的大小有關，過去的徑向游隙會導致低頻部分噪聲的升高，而較小的間隙則會引起高頻部分噪聲的升高。為了降低旋轉振動和噪聲，理論與實踐均證明，徑向工作間隙應限制在O～9μm范圍內。

    滾動軸承本身的振動噪聲與電機整機要求的噪聲應有10dB之差。當要求電機噪聲不大于42dB時，滾動軸承本身的噪聲應不大于32dB。

3．2滾動軸承配合的選擇

    外圈在端蓋中的配合型式會影響振動的傳聲性，過緊的推入配合不僅會損傷軸承，而且還會提高端蓋的傳聲性，使噪聲升高，較松的推入配合比較有利，因為這樣可使軸承與端蓋接觸處的油膜對外圈振動產生阻尼，但外圈過松的配合也會引起響聲。

    內圈與軸承采用過盈配合比較有利，但應避免過盈太大。因為在壓裝軸承時，如果內圈的軸線未能與軸端面垂直，而此時過盈又過大，軸承就會因內圈受力不均而在滾動面上造成壓痕或擦傷，使軸承噪聲升高，所以****過盈量一般應不超過軸徑的1／1000。

3·3預先的軸向過盈

多次試驗表明，借助波形墊圈的軸向過盈能明顯降低滾動軸承的噪聲。波形墊圈的高度以墊圈成形后的外徑不小于軸承外徑與外圈厚度之差為原則。設波形墊圈成形前直徑為D1，成形后直徑為D2，波峰波谷間距為H，波峰數為s，則其關系為： 

根據此式可確定波形墊圈的高度。對軸向預先過盈結構所提出的基本要求是，沿軸承外圈的圓周壓力均勻分布。這在使用鋼板沖壓端蓋時，端蓋軸承室與鐵心止口采用去除切削加工，則特別需要引起重視。因為在加工軸承室時，由于存在工藝圓角而無法將軸承室底部加工平整，從而在底部形成一個四周非均勻的小凸臺，這小凸臺會在裝配時因預先軸向過盈而使墊圈產生非均勻變形，噪聲升高，因此裝配時必須設法消除小凸臺的影響。