壓縮機(jī)排氣管消聲器的聲學(xué)特性研究

張永軍，羅玉軍，羅建滔，蔣鄒

（1.柳州邦誠(chéng)科技股份有限公司，柳州 545006； 2.廣西科技大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，柳州 545006；3.大連理工大學(xué)建筑工程學(xué)部，大連 116026）

引言

家用空調(diào)的振動(dòng)噪聲作為舒適性的重要指標(biāo)，室外機(jī)的主要激勵(lì)源為壓縮機(jī)和風(fēng)葉，而壓縮機(jī)及其配管系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲最為復(fù)雜，包含壓縮機(jī)腳墊系統(tǒng)的振動(dòng)、管路的振動(dòng)、管內(nèi)冷媒的沖擊[1]、電磁聲、液流聲等。其中氣流噪聲因?yàn)閴嚎s機(jī)缸內(nèi)吸、排產(chǎn)生脈沖[2]，壓縮機(jī)機(jī)體的振動(dòng)時(shí)，制冷劑被激勵(lì)產(chǎn)生噪聲沿著管路傳播。消聲裝置通常被用來降低壓縮機(jī)的噪聲，其允許流體通過而同時(shí)限制噪聲的自由通過[3]。由于制冷劑特性與管路的設(shè)計(jì)，空調(diào)室外機(jī)管路中一般采用抗性消聲器，通過消聲器內(nèi)部的氣流阻抗，將聲波能量反射會(huì)聲源，從而達(dá)到降低噪聲的目的[4]。

畢崢[5]采用理論計(jì)算、數(shù)值仿真和實(shí)驗(yàn)測(cè)試相結(jié)合的研究方法，對(duì)基本消聲結(jié)構(gòu)的聲學(xué)特性及分析方法進(jìn)行詳盡的研究，在此基礎(chǔ)上對(duì)復(fù)合式消聲器進(jìn)行研究，總結(jié)復(fù)合式消聲器聲學(xué)性能和設(shè)計(jì)步驟。樂建波[6]等針對(duì)電冰箱壓縮機(jī)噪聲頻譜800 Hz的頻段，構(gòu)建消聲器，采用數(shù)值模擬的方法，得出消聲器內(nèi)部的傳遞特性和聲壓分布。李家柱[7]研究了管道聲學(xué)不同孔形狀的聲傳遞損失。仇穎[8]等對(duì)壓縮機(jī)吸排氣消聲腔進(jìn)行了理論及計(jì)算和實(shí)驗(yàn)，為結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供依據(jù)?？紫閺?qiáng)[9]等對(duì)制冷壓縮機(jī)的排氣管消聲器的孔板徑對(duì)傳遞損失的影響。YunLi[10]等對(duì)不同制冷壓縮機(jī)腔內(nèi)消聲器的聲學(xué)模型進(jìn)行對(duì)比，研究其傳遞損失。

本文針對(duì)某款家用空調(diào)式外機(jī)與滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)相連接的排氣管上的消聲器，建立其聲學(xué)模型，通過仿真模擬計(jì)算，研究不同擴(kuò)張比、擴(kuò)張室長(zhǎng)度、插入深度與穿孔孔徑大小、數(shù)量對(duì)消聲器傳遞損失的影響，并對(duì)結(jié)果進(jìn)行分析。

1 消聲器結(jié)構(gòu)及聲學(xué)理論

消除噪聲是消聲元件的最主要功能之一。消聲元件和系統(tǒng)的消聲效果一般有四個(gè)評(píng)價(jià)指標(biāo)：傳遞損失、插入損失、聲壓級(jí)插值和聲壓級(jí)。在壓縮機(jī)的管路系統(tǒng)中，一般只有一個(gè)消聲器，故采用傳遞損失來評(píng)價(jià)消聲元件。由于成本、空間限制，空調(diào)室外機(jī)的消聲器一般為擴(kuò)張式消聲器，如圖1所示。消聲器為擴(kuò)張腔結(jié)構(gòu)，進(jìn)入管有部分插入到擴(kuò)張器中，并且進(jìn)入管開有圓形小孔。

對(duì)于擴(kuò)張消聲器，其由一個(gè)主要腔室和兩邊與之相連的管道組成，如圖2所示。進(jìn)氣管的截面積S1和出氣管的截面積S2比擴(kuò)張腔室的截面積S3要小。截面積的變化改變了聲阻抗，入射波到達(dá)擴(kuò)張室后，一部分能量被反射回進(jìn)氣管，消耗聲能。聲波達(dá)到與擴(kuò)張室的交界處時(shí)，一部分被反射回來，形成反射波，一部分進(jìn)入擴(kuò)張室，到達(dá)擴(kuò)張室與出氣管交界處時(shí)，一部分入射波被反射回來，余下的投射到出氣管中繼續(xù)傳播。

在x=0處，壓力和體積速度滿足[11]：

在x=L處，壓力和體積速度滿足：

式中：

Pi,—進(jìn)氣管進(jìn)入擴(kuò)張腔的入射波聲壓；

,Pr—進(jìn)氣管進(jìn)入擴(kuò)張腔的反射波聲壓；

P2i—擴(kuò)張室內(nèi)的入射聲波的聲壓；

P2r—擴(kuò)張室內(nèi)的反射聲波的聲壓；

S1—進(jìn)氣管的截面面積；

S2—擴(kuò)張腔的截面面積；

S3—出氣管的截面面積。

在管路的排氣系統(tǒng)中，擴(kuò)張管道兩邊的進(jìn)氣管和出氣管的截面面積通常是相同的，即S1=S3。

將和整理，可將擴(kuò)張消聲器的功率傳遞系數(shù)簡(jiǎn)化為：

圖1 消聲器結(jié)構(gòu)

圖2 擴(kuò)張消聲器組成示意圖

則擴(kuò)張消聲器的傳遞損失為：

式中：

m=S2/S1—擴(kuò)張比；

k—波數(shù)；

λ—波長(zhǎng)。

傳遞損失與擴(kuò)張比與擴(kuò)張室的長(zhǎng)度有關(guān)。

一般有兩種方法可提高擴(kuò)張比，一是減小管路的尺寸，二是增加擴(kuò)張室的截面積，但是限于空間限制與系統(tǒng)的性能需求，改動(dòng)這兩項(xiàng)的可能性較小?？赏ㄟ^增加進(jìn)氣管與出氣管插入到擴(kuò)張室中的長(zhǎng)度來增加傳遞損失。

如圖1所示，消聲器只有進(jìn)氣管插入到擴(kuò)張室中，其傳遞損失簡(jiǎn)化為：

式中：

La—進(jìn)氣管的插入擴(kuò)張室的長(zhǎng)度。

對(duì)于穿孔消聲器，其傳遞損失和頻率與穿孔的直徑和面積有關(guān)。在聲學(xué)模型中，一般通過傳遞阻抗來描述穿孔的孔徑和面積。本文使用由Bento Coelho定義的阻抗[12]：

式中：

σ—開孔率；

f—頻率；

ρ—流體的密度；

c—流體的聲速；

dh—開孔的孔徑。

2 消聲器聲學(xué)性能模擬及分析

消聲器采用的材料為紫銅，管的壁厚為0.8 mm，進(jìn)氣管與出氣管的外徑為12 mm，擴(kuò)張腔的外徑為30 mm，擴(kuò)張腔長(zhǎng)度為58 mm，進(jìn)氣管的長(zhǎng)度為69 mm，插入深度為40 mm，出氣管的長(zhǎng)度為11 mm，進(jìn)氣管上開有4列共計(jì)20個(gè)小孔，孔徑為6 mm。

制冷劑為R32冷媒，排氣溫度為70 ℃，密度為1.1 kg/m3，氣體常數(shù)為114 J/(kg·K)，絕熱指數(shù)為1.22，根據(jù)黨錫淇等的方法[13]計(jì)算其聲速為229 m/s。

在模擬過程中，僅改變擴(kuò)張比、插入深度與穿孔孔徑大小、數(shù)量中的某一結(jié)構(gòu)參數(shù)的值，其余參數(shù)不變。下面采用VA One對(duì)排氣管消聲器傳遞損失進(jìn)行模擬仿真。在前處理軟件中對(duì)消聲器進(jìn)行網(wǎng)格劃分、賦予屬性，導(dǎo)入VA Oone中建立邊界元模型。在入口處施加1 m/s的單位振動(dòng)速度速度，使用以下公式求解傳遞損失[14]：

式中：

p1—入口處聲壓；

p3—出口處聲壓；

Ain—入口處截面積；

Aout—出口處截面積。

2.1 擴(kuò)張腔長(zhǎng)度對(duì)傳遞損失的影響

僅改變擴(kuò)張腔直徑，設(shè)置其分別為20、25、30、35、40和45 mm，計(jì)算消聲器的傳遞損失，模擬結(jié)果如圖3所示。

在180～1 500 Hz，隨著頻率增加，傳遞損失增大，在1 500～4 000 Hz，隨著頻率的增加，傳遞損失減小。傳遞損失的波谷隨著擴(kuò)張腔直徑的增大而往右移，傳遞損失的有效長(zhǎng)度增大。但當(dāng)擴(kuò)張腔長(zhǎng)度為30 mm時(shí)，在整個(gè)頻段的傳遞損失的幅值都較大。

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)噪聲的主要頻段為2 000 Hz以上[15]，因此建議在設(shè)計(jì)消聲器擴(kuò)張腔直徑時(shí)，需對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化，選取較好傳遞損失下的直徑。

2.2 進(jìn)氣管插入深度對(duì)傳遞損失的影響

僅改變進(jìn)氣管插入擴(kuò)張腔部分的長(zhǎng)度，設(shè)置其分別為25、30、35、40、45和50 mm，計(jì)算消聲器的傳遞損失，模擬結(jié)果如圖4所示。

在1 700 Hz以前，各長(zhǎng)度對(duì)傳遞損失的影響較小；在1 700 Hz以后，隨著插入深度的增加，傳遞損失增大，傳遞損失的有效長(zhǎng)度變短。其中當(dāng)插入深度為40 mm時(shí)，傳遞損失在全頻段都較大。

2.3 穿孔直徑對(duì)傳遞損失的影響

僅改變穿孔的直徑，設(shè)置其分別為1、2、3、4、5和6 mm，計(jì)算消聲器的傳遞損失，模擬結(jié)果如圖5所示。

在1 700 Hz以前，隨著穿孔直徑的增加，傳遞損失減小；在1 700 Hz以后，隨著穿孔直徑的增加。傳遞損失增大；在1 700～4 000 Hz頻段，穿孔直徑為5 mm時(shí)，傳遞損失有最大傳遞損失，為11 dB。

2.4 穿孔數(shù)對(duì)傳遞損失的影響

僅改變穿孔的數(shù)量，設(shè)置其分別為10、15、20、25、30和35個(gè)，計(jì)算消聲器的傳遞損失，模擬結(jié)果如圖6所示。

在1 700 Hz以前，隨著穿孔數(shù)量的增加，傳遞損失減??；在1 700 Hz以后，隨著穿孔數(shù)量的增加。傳遞損失增大；在1 700～4 000HZ頻段，穿孔數(shù)量為35個(gè)孔時(shí)，傳遞損失有最大傳遞損失，為14 dB。

圖3 擴(kuò)張腔直徑對(duì)傳遞損失的影響

圖4 插入深度對(duì)傳遞損失的影響

圖5 穿孔直徑對(duì)傳遞損失的影響

圖6 穿孔數(shù)對(duì)傳遞損失的影響

3 結(jié)論

在控制壓縮機(jī)噪聲通過配管系統(tǒng)內(nèi)部冷媒的傳播，在排氣管設(shè)計(jì)消聲器來進(jìn)行降噪，分別對(duì)消聲器的擴(kuò)張腔直徑、插入深度、開孔直徑和開孔數(shù)進(jìn)行數(shù)值模擬，分析各因素對(duì)消聲器傳遞損失的影響，得到以下結(jié)論：

1）在壓縮機(jī)噪聲的主要頻段，擴(kuò)張腔對(duì)傳遞損失的影響較為復(fù)雜，在改變直徑的同時(shí)會(huì)改變擴(kuò)張腔的長(zhǎng)度，在分析的數(shù)值中，30 mm的直徑傳遞損失最大，因此在設(shè)計(jì)擴(kuò)張腔直徑時(shí)，需綜合考慮改變擴(kuò)張腔直徑引起的擴(kuò)張腔長(zhǎng)度改變對(duì)傳遞損失的綜合影響。

2）進(jìn)氣管插入擴(kuò)張腔的插入深度增加時(shí)，在1 700 Hz后傳遞損失增大，在設(shè)計(jì)插入深度時(shí)可適當(dāng)增大。

3）增加穿孔直徑和穿孔數(shù)均可在壓縮機(jī)噪聲主要頻段內(nèi)增加傳遞損失，降低壓縮機(jī)噪聲。