某型往復(fù)式制冷壓縮機(jī)吸/排氣噪聲源在自由場(chǎng)中的輻射特性研究

韓寶坤，魏 國(guó)，孫曉東，鮑懷謙，常 勝，劉澤坤

(1.山東科技大學(xué)機(jī)械電子工程學(xué)院，山東青島 266590；2.青島萬(wàn)寶壓縮機(jī)有限公司，山東青島 266590)

0 引 言

往復(fù)式壓縮機(jī)是冰箱的重要組成設(shè)備和主要噪聲源，降低冰箱噪聲對(duì)改善人們的工作、生活環(huán)境具有很重要的意義。壓縮機(jī)噪聲主要由機(jī)械噪聲、氣動(dòng)噪聲和電磁噪聲構(gòu)成，氣動(dòng)噪聲是壓縮機(jī)噪聲中的主要成份[1]。針對(duì)氣流脈動(dòng)引起的噪聲研究一直是制冷壓縮機(jī)行業(yè)的研究熱點(diǎn)，壓縮機(jī)管路的絕大多數(shù)振動(dòng)問(wèn)題都是由氣流脈動(dòng)引起的，而壓縮機(jī)間歇性的吸/排氣造成管道中氣體流動(dòng)的非均勻變化是產(chǎn)生閥片振動(dòng)的主要原因[2]。

吸/排氣閥組是制冷壓縮機(jī)的重要組成部分，吸、排氣閥片作為氣閥組的核心部件，其性能的好壞不但決定了壓縮機(jī)的整機(jī)性能，還對(duì)壓縮機(jī)的振動(dòng)、噪聲和使用壽命具有決定性的作用。國(guó)內(nèi)外對(duì)壓縮機(jī)噪聲的研究很多，但是都局限于機(jī)械噪聲、殼體模態(tài)和聲輻射特性以及消聲器的聲學(xué)特性研究，但對(duì)壓縮機(jī)周期運(yùn)動(dòng)引起的吸、排氣閥處時(shí)氣流脈動(dòng)激發(fā)的氣動(dòng)噪聲甚少[3]。文獻(xiàn)[4]通過(guò)流固聲耦合對(duì)往復(fù)式壓縮機(jī)吸氣閥組進(jìn)行綜合研究，研究了吸氣閥的厚度、面積、升程等對(duì)氣動(dòng)噪聲的影響。文獻(xiàn)[5]對(duì)全封閉冰箱壓縮機(jī)的工作過(guò)程和流場(chǎng)進(jìn)行了數(shù)值模擬并且計(jì)算了吸氣噪聲。文獻(xiàn)[6]應(yīng)用小孔噴射原理，分析了全封閉活塞式制冷壓縮機(jī)吸/排氣閥噪聲。文獻(xiàn)[7]對(duì)壓縮機(jī)排氣閥組件進(jìn)行了流場(chǎng)、聲場(chǎng)數(shù)值計(jì)算，對(duì)排氣閥升程優(yōu)化設(shè)計(jì)，降低了噪聲。本文主要通過(guò)采用數(shù)值模擬方法，對(duì)往復(fù)式壓縮機(jī)吸/排氣進(jìn)行流場(chǎng)和壓力場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值模擬，并基于噴流噪聲理論對(duì)有壓力脈動(dòng)、速度脈動(dòng)引起的氣動(dòng)噪聲進(jìn)行了比較深入的研究。

1 理論分析

1.1 聲場(chǎng)控制方程

氣動(dòng)噪聲是在氣體壓力變化引起氣體擾動(dòng)基礎(chǔ)下，與其他物體相互作用所致[7]。FW-H (Ffowcs-Williams& Hawkings)方程是最通用的Lighthill聲比擬方法。因此在研究氣動(dòng)聲學(xué)時(shí)，通過(guò)采用 FW-H方程，可以求解單極子、偶極子和四極子噪聲。采用時(shí)域積分的方法，通過(guò)面積分計(jì)算指定位置的噪聲[8]。FW-H方程為

式中：a0為當(dāng)?shù)芈曀?，單位m·s-1；xi為i軸坐標(biāo)，xj為j軸坐標(biāo)，Tij為lighthill應(yīng)力張量，單位Pa；ui為i方向速度分量，單位m·s-1；uj為j方向速度分量，單位m·s-1；p0流場(chǎng)靜壓，單位Pa；ρ0為自由流體密度，單位kg·m-3；δij為克羅內(nèi)克符號(hào)。

整理后得到：

式中：ρ′為氣體密度擾動(dòng)量，p'為聲壓，f為廣義函數(shù)，?(f)為狄拉克函數(shù)。式(2)右邊第一項(xiàng)表示單極子聲源，第二項(xiàng)為偶極子聲源，第三項(xiàng)為四極子聲源[8]。本文只研究往復(fù)式壓縮機(jī)吸/排氣階段造成流體動(dòng)力的偶極子和四極子聲源，及其引起的整機(jī)噪聲，不涉及單極子聲源。

1.2 噴射噪聲模型理論

壓縮機(jī)吸/排氣階段產(chǎn)生的噪聲源是由于氣體流經(jīng)閥片，在狹小的縫隙高速?lài)娏鞫a(chǎn)生噴流噪聲[9]。制冷劑氣體以高速流經(jīng)閥通道、閥片，與周?chē)鷼怏w混合產(chǎn)生脈動(dòng)的湍流，形成強(qiáng)渦流噪聲，如圖1所示。氣體流經(jīng)閥片過(guò)程雖然復(fù)雜，但噴流噪聲產(chǎn)生的機(jī)理與聲源特性仍可按自由噴流噪聲機(jī)理分析[10]。

馬大猷[11]等諸多科研工作者對(duì)噴注湍流噪聲做了不少研究，得到經(jīng)驗(yàn)公式如(3)所示。

在噴注90°方向，距噴口1 m處的聲壓級(jí)為[12]

式中：P1為汽缸駐點(diǎn)壓力，單位 Pa；P0為環(huán)境壓力，單位Pa；D為噴口直徑。

圖1 典型的噴注結(jié)構(gòu)Fig.1 Typical injection structure

2 制冷壓縮機(jī)吸/排氣流場(chǎng)仿真分析

2.1 壓縮機(jī)吸/排氣閥組物理模型建立

在流場(chǎng)仿真過(guò)程中，設(shè)置好計(jì)算流域，根據(jù)閥組結(jié)構(gòu)示意圖建立排氣閥組物理模型，如圖2所示。另外，由于吸氣閥組與排氣閥組物理模型基本相似，在此不再詳述。

圖2 壓縮機(jī)排氣閥組結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Schematic diagram of the exhaust valve group of compressor

2.2 邊界條件設(shè)置

本型號(hào)往復(fù)式制冷壓縮機(jī)曲軸轉(zhuǎn)速為3 960 r·min-1，排氣口溫度 327 K，吸氣口溫度293 K，吸氣口表壓 0.052 MPa，排氣口處表壓0.72 MPa。制冷劑R600a在排氣口處條件下，根據(jù)克拉伯龍方程式可計(jì)算得到其密度為14.76 kg·m-3，粘性為9.17×10-6Pa·s-1；制冷劑R600a在吸氣口處條件下，根據(jù)克拉伯龍方程式可計(jì)算得到其密度為1.63 kg·m-3，粘性為 7.67×10-6Pa·s-1。

采用Fluent軟件對(duì)吸/排氣流場(chǎng)模擬計(jì)算時(shí)，首先選擇標(biāo)準(zhǔn)的k?ε湍流模型進(jìn)行穩(wěn)態(tài)計(jì)算，穩(wěn)態(tài)計(jì)算收斂之后再使用(Large Eddy Simulation, LES)大渦漩模型進(jìn)行瞬態(tài)計(jì)算，同時(shí)打開(kāi) FW-H聲學(xué)模塊，輸出流體噪聲數(shù)據(jù)CGNS格式文件，包括脈動(dòng)壓力、脈動(dòng)速度數(shù)據(jù)；將 CFD仿真軟件 Ansys Fluent15.0計(jì)算所得數(shù)據(jù)導(dǎo)入專(zhuān)業(yè)聲學(xué)軟件進(jìn)行聯(lián)合仿真，生成氣動(dòng)噪聲源項(xiàng)。邊界條件設(shè)置為壓力進(jìn)口、壓力出口，進(jìn)口邊界條件根據(jù)氣缸內(nèi)吸、排氣閥口壓力脈動(dòng)變化編寫(xiě)UDF函數(shù)，出口壓力為0。

2.3 壓縮機(jī)吸、排氣流場(chǎng)計(jì)算分析

穩(wěn)態(tài)計(jì)算完成得到壓縮機(jī)吸、排氣階段壓強(qiáng)、速度分布云圖。另外為了更好地顯示吸、排氣階段的流場(chǎng)特性，選取中間截面得到壓強(qiáng)、速度分布云圖，如圖3、4所示。

圖3 壓縮機(jī)吸氣閥組壓力、速度分布云圖Fig.3 Cloud diagram of pressure and velocity distribution of the suction valve group of compressor

圖4 壓縮機(jī)排氣閥組壓力、速度分布云圖Fig.4 Cloud diagram of pressure and velocity distribution of the exhaust valve group of compressor

圖3為壓縮機(jī)吸氣階段氣體流經(jīng)閥片時(shí)中軸截面流場(chǎng)分布圖。從圖3中可以看出，氣流在閥門(mén)的阻擋下，流到閥片邊緣處，由于曲率變化大，氣體被分離，在壓縮機(jī)吸/排氣閥片后壁面附近發(fā)生分離流及回流現(xiàn)象；新的氣體被不斷地注入，在閥片阻擋下形成渦旋。

圖4為壓縮機(jī)排氣階段氣體流經(jīng)閥片時(shí)中軸截面流場(chǎng)分布圖。從圖4中可以看出，閥片在氣流的沖擊下開(kāi)啟一定的角度，氣體從閥片與閥板形成的閥隙噴流出來(lái)，排氣通道出口處的速度和總壓都比較大，從壓力云圖上可以看出，流體在受到閥片阻擋后，閥片正面出現(xiàn)一個(gè)低壓區(qū)，并且閥口兩側(cè)及閥片末端均有小渦旋形成。

壓縮機(jī)吸/排氣管路的振動(dòng)有很大原因是由于流體在閥片處產(chǎn)生的流體分離、渦流等引起的。流體因受到閥門(mén)的阻擋而在兩側(cè)面形成渦，渦在閥片表面產(chǎn)生壓力脈動(dòng)，引發(fā)流體產(chǎn)生速度脈動(dòng)發(fā)生紊流現(xiàn)象，進(jìn)而導(dǎo)致氣動(dòng)噪聲的產(chǎn)生。

3 制冷壓縮機(jī)吸/排氣的聲源特性

3.1 吸/排氣閥組聲學(xué)模型建立

本文計(jì)算的聲波的最高頻率為10 000 Hz，聲波在壓縮機(jī)封閉腔體中的傳播速度為211 m·s-1，計(jì)算的單元長(zhǎng)度不應(yīng)大于 2.86×10-3m，在 ANSYS ICEM CFD15.0軟件中進(jìn)行非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分，將網(wǎng)格最大長(zhǎng)度設(shè)定為3×10-3mm，吸/排氣聲學(xué)有限元網(wǎng)格如圖5所示。

由于往復(fù)式制冷壓縮機(jī)在工作時(shí)是全封閉的，無(wú)法將聲波傳感器布置在全封閉的壓縮機(jī)閥片附近。本文忽略殼體和壓縮機(jī)空腔的聲學(xué)作用，只計(jì)算排氣噪聲在自由場(chǎng)中的輻射，采用同心圓面布置在以閥片末端為圓心、r為1 000 mm的半圓上，如圖6所示。以閥片末端為圓心布置4個(gè)參考點(diǎn)，其角度分別：30°、60°、90°、120°。

圖5 吸/排氣閥組聲學(xué)有限元模型Fig.5 Acoustic finite element models of suction and exhaust valve groups

圖6 壓縮機(jī)排氣閥組件聲場(chǎng)仿真計(jì)算模型Fig.6 The simulated calculation model for the sound field of exhaust valve assembly of compressor

3.2 吸/排氣階段噴流噪聲輻射特性

采用 LES大渦漩模型對(duì)氣體流經(jīng)閥口小孔射流瞬態(tài)計(jì)算，同時(shí)打開(kāi)FW-H 聲學(xué)模塊，輸出流體噪聲數(shù)據(jù)CGNS格式文件。基于(Boundary Element Method, BEM)邊界法，以 CFD 仿真軟件 Ansys Fluent15.0計(jì)算所得每個(gè)時(shí)間步的速度與壓力等聲源信息為聲源邊界條件，導(dǎo)入聲學(xué)軟件 LMS Virtual.Lab中進(jìn)行計(jì)算，獲得壓縮機(jī)吸/排氣閥組表面偶極子聲源與四極子聲源分布，如圖7所示，最后建立氣體流經(jīng)吸排閥片的氣動(dòng)噪聲源模型。

圖7 吸/排氣閥組偶極子及四極子聲源強(qiáng)度分布(頻率為20 Hz)Fig.7 Acoustic intensity distributions of dipole and quadrupole sound sources in suction and exhaust valve groups at 20 Hz

由圖7可以看出，壓縮機(jī)排氣階段偶極子聲源分布于閥片表面及附近腔壁，而吸氣階段四極子聲源除了分布在閥片表面，還在整個(gè)流場(chǎng)均有分布。這是由于壓縮機(jī)偶極子聲源是由于氣體作用在排氣閥片、升程限制器及排氣腔壁面的流動(dòng)壓力產(chǎn)生，吸氣階段四極子聲源由于氣體受閥片的阻礙，在氣缸內(nèi)的流場(chǎng)中渦流產(chǎn)生。

圖8 LMS 計(jì)算所得4個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)的聲壓頻譜曲線Fig.8 Sound pressure frequency spectrum curves calculated by LMS Virtual.Lab at four monitoring points

由圖8中的參考點(diǎn)聲壓頻譜曲線可以看出壓縮機(jī)氣動(dòng)噪聲在以下頻率出現(xiàn)峰值：2 142、3 514、6 142、6 914 Hz，測(cè)點(diǎn) 1～4的 6 000 Hz聲壓級(jí)峰值分別為：59、70、67、66 dB，隨著角度的增大，幅值變化并無(wú)規(guī)律。從由各個(gè)參考點(diǎn)聲壓級(jí)可以看出，該聲源是一種寬頻噪聲，在低頻時(shí)50 Hz以下的低頻段，聲壓級(jí)幅值較大，隨著頻率的升高，聲壓級(jí)幅值會(huì)持續(xù)降低。

在閥片開(kāi)啟一定的角度下，氣體流經(jīng)閥片，先遇到閥片與閥板縫隙收縮，后流過(guò)閥片再膨脹，在閥片的末端由于速度脈動(dòng)形成四極子聲源，后遇到氣缸壁面，形成偶極子聲源。

計(jì)算聲指向性時(shí)，取場(chǎng)點(diǎn)聲壓級(jí)幅值，單位dB，選取水平面外場(chǎng)噪聲分析，任選取四組不同頻率下噪聲指向性分布和輻射水平，結(jié)果如圖9所示。

圖9 壓縮機(jī)吸/排氣噪聲源輻射指向性Fig.9 Radiation directivities of the suction and of exhaust noise sources of compressor

從圖9(a)可以看出，由于吸氣階段壓縮機(jī)整個(gè)流場(chǎng)中存在較大的渦流，聲源輻射方向性呈花瓣?duì)?。從圖9(b)可以看出，排氣閥片表面偶極子聲源對(duì)應(yīng)的聲場(chǎng)云圖具有明顯的方向形狀，類(lèi)似于“∞”，且各階聲壓分布在水平面上呈現(xiàn)明顯的對(duì)稱(chēng)性。對(duì)稱(chēng)性證明了排氣閥片的噪聲輻射具有明顯的偶極子特性。

4 結(jié) 論

本文建立了壓縮機(jī)吸/排氣階段物理模型，通過(guò)設(shè)置邊界條件，對(duì)流場(chǎng)進(jìn)行求解；在此基礎(chǔ)上，建立壓縮機(jī)吸/排氣聲場(chǎng)模型，對(duì)往復(fù)式壓縮機(jī)吸/排氣造成的整機(jī)輻射噪聲特性進(jìn)行深入研究。

通過(guò)研究發(fā)現(xiàn)：壓縮機(jī)整機(jī)輻射噪聲源為偶極子聲源與四極子聲源，偶極子聲源分布于閥片表面及附近腔壁，偶極子聲源占主要地位；四極子聲源主要分布在受閥片擾動(dòng)流域，甚至分布在整個(gè)流場(chǎng)。

另外，在流場(chǎng)計(jì)算的基礎(chǔ)上進(jìn)行聲學(xué)計(jì)算，得到了場(chǎng)點(diǎn)處聲壓級(jí)的頻譜特性，壓縮機(jī)整機(jī)輻射噪聲是一種寬頻噪聲，在50 Hz以下低頻段聲壓級(jí)幅值較大，隨著頻率的升高，聲壓級(jí)幅值會(huì)持續(xù)降低。