岳向吉，巴德純，蘇征宇，冀 凱，李愛(ài)明

(1.東北大學(xué) 機(jī)械工程與自動(dòng)化學(xué)院，沈陽(yáng) 110004;2.沈陽(yáng)華潤(rùn)三洋壓縮機(jī)有限公司，沈陽(yáng) 110044)

滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)主要應(yīng)用于冰箱和空調(diào)。由于家用的特點(diǎn)，其噪聲水平值得關(guān)注［1－3］。滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的噪聲主要包括氣流脈動(dòng)噪聲、機(jī)械噪聲和電磁噪聲，其中氣流噪聲為空氣動(dòng)力性噪聲，占據(jù)了頻譜的主要成分。作為全封閉的流體機(jī)械，研究和預(yù)測(cè)壓縮機(jī)氣流噪聲涉及到流動(dòng)、結(jié)構(gòu)和聲學(xué)方程，理論上可采用計(jì)算流體力學(xué)(CFD)、有限元(FEM)和邊界元(BEM)等方法相結(jié)合求解外聲場(chǎng)。但由于該問(wèn)題過(guò)于復(fù)雜，尚未見(jiàn)有較為完善、成熟的模型［4］。所以，一些研究集中于分析壓縮機(jī)內(nèi)部的流動(dòng)，從氣流的壓力脈動(dòng)入手研究壓縮機(jī)的振動(dòng)和噪聲源。Lee等［5］利用PTV(Particle Tracking Velocimetry)技術(shù)對(duì)旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)氣液分離器內(nèi)的流動(dòng)進(jìn)行了流場(chǎng)可視化實(shí)驗(yàn);Ma等［6］結(jié)合實(shí)驗(yàn)研究了壓縮機(jī)腔內(nèi)壓力隨活塞轉(zhuǎn)角的變化。

噪聲研究基于波動(dòng)聲學(xué)［7］，而CFD在預(yù)測(cè)旋轉(zhuǎn)機(jī)械自由聲場(chǎng)方面也已經(jīng)取得了一定進(jìn)展，盡管理論上采用雷諾平均的方法求解N－S方程不足以用來(lái)精確研究噪聲問(wèn)題［8］，但其宏觀上表現(xiàn)的湍流仍可為噪聲的分析提供有價(jià)值的參考［9］，同時(shí)具有計(jì)算量小，分析效率高的特點(diǎn)。泵腔氣流噪聲源于封閉腔內(nèi)的湍流運(yùn)動(dòng)，其特點(diǎn)是湍流壓力脈動(dòng)綜合作用于泵體零件，激勵(lì)固體部件的振動(dòng)而向外場(chǎng)輻射寬頻噪聲。所以本文在采用CFX軟件對(duì)泵腔流場(chǎng)進(jìn)行模擬的基礎(chǔ)上，以湍流強(qiáng)度分布識(shí)別激勵(lì)源的位置，以速度場(chǎng)分布分析湍流區(qū)域的形成機(jī)制，并以泵腔壁面所受的氣體力分析激勵(lì)源的幅頻特性。通過(guò)結(jié)合實(shí)驗(yàn)對(duì)泵腔內(nèi)有無(wú)消音孔兩種情況的對(duì)比研究，驗(yàn)證了該方法的有效性。

1 泵腔流場(chǎng)的數(shù)值模擬

1.1 物理和數(shù)學(xué)模型

如圖1所示，滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)［10］由滾動(dòng)活塞外壁、氣缸內(nèi)壁、上下軸承端面和滑片壁面構(gòu)成封閉工作腔。

隨著轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動(dòng)，吸氣腔的容積不斷增大，吸入氣體，壓縮腔的容積不斷減小，對(duì)氣體進(jìn)行壓縮。當(dāng)壓縮腔的氣體壓力高于排氣壓力時(shí)，制冷劑氣體推開(kāi)排氣閥片排出。

圖1 壓縮機(jī)泵體腔構(gòu)示意圖Fig.1 Schematic diagrams of compressor chamber

制冷劑氣體在壓縮機(jī)內(nèi)的流動(dòng)滿足Navie-Stikes方程組［11］和氣體狀態(tài)方程，任意體積V上通量φ的積分形式守恒方程為:

其中，ρ為流體密度;u為流體的速度矢量;Г為廣義擴(kuò)散系數(shù);Sφ為廣義源項(xiàng);A為控制體面積矢量。

如圖2所示，本文以一實(shí)際機(jī)型為研究目標(biāo)，建立了泵腔三維區(qū)域上的瞬時(shí)可壓縮湍流流動(dòng)模型，在流動(dòng)區(qū)域上生成計(jì)算網(wǎng)格。制冷劑為R22，流動(dòng)過(guò)程為制冷劑氣體的單一流動(dòng)，采用RNG κ－ε湍流模型;忽略泵腔進(jìn)、排氣通道的流動(dòng)阻力，根據(jù)空調(diào)工況的壓縮機(jī)性能評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)設(shè)置入口邊界為蒸發(fā)壓力(0.625 MPa)，吸入溫度為35℃，出口為冷凝壓力(2.147 MPa);壁面均為無(wú)滑移絕熱壁面;假設(shè)壓縮機(jī)以2 950 r/min恒轉(zhuǎn)速運(yùn)行，時(shí)間步長(zhǎng)為轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)過(guò)1.2°所用的時(shí)間。P1、P2的壓力觀測(cè)點(diǎn)分別位于吸氣腔開(kāi)始和和壓縮腔結(jié)束處。

圖2 流動(dòng)區(qū)域及計(jì)算網(wǎng)格Fig.2 Flowing region and computational grid

1.2 動(dòng)網(wǎng)格方法

圖2中泵腔流動(dòng)區(qū)域的容積及形狀隨轉(zhuǎn)動(dòng)角度不斷變化，應(yīng)采用動(dòng)網(wǎng)格方法建立模型。而網(wǎng)格運(yùn)動(dòng)將在求解Navie-Stikes方程時(shí)引入誤差，因此，任意體積V上通量φ的積分形式守恒方程轉(zhuǎn)化為:

其中，ug為網(wǎng)格移動(dòng)速度矢量。

圖3 X－Y坐標(biāo)面某平行平面上不同轉(zhuǎn)角位置時(shí)的網(wǎng)格Fig.3 Grid of a plane parallel to X－ Y coordinate

泵腔中氣缸內(nèi)壁與轉(zhuǎn)動(dòng)活塞外壁間的區(qū)域生成O型六面體非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，共生成網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)66 584個(gè)。基于滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)工作規(guī)律，網(wǎng)格運(yùn)動(dòng)時(shí)，保持網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)在泵腔高度方向Z的坐標(biāo)不變，而控制改變節(jié)點(diǎn)X和Y方向的坐標(biāo)，使活塞外壁按指定角度移動(dòng)，通過(guò)網(wǎng)格的變形來(lái)推動(dòng)工作腔形狀的變化。改變節(jié)點(diǎn)X和Y方向的坐標(biāo)時(shí)，控制節(jié)點(diǎn)的移動(dòng)方向沿氣缸半徑方向，同時(shí)控制節(jié)點(diǎn)沿半徑方向的距離均勻變化，以提高變形后的網(wǎng)格質(zhì)量。圖3為X－Y坐標(biāo)面某平行平面上不同轉(zhuǎn)角位置時(shí)的網(wǎng)格。

1.3 數(shù)值計(jì)算與理論工作循環(huán)的比較

驗(yàn)證數(shù)值模擬結(jié)果最直接的方法是與流場(chǎng)的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)相比較，但由于滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，對(duì)泵腔流場(chǎng)的實(shí)驗(yàn)研究比較困難。壓縮機(jī)理論研究基于其理論工作循環(huán)，假設(shè)在進(jìn)氣和排氣過(guò)程中沒(méi)有阻力損失;泵腔不存在余隙容積和間隙泄漏，氣體被壓縮后全部排出氣缸;壓縮過(guò)程為絕熱壓縮，則工作循環(huán)中氣缸內(nèi)的壓力變化可表示為:

吸氣過(guò)程基元容積V由0變化到Vmax:

壓縮過(guò)程基元V由Vmax變化到Vc:

排氣過(guò)程基元V由Vc變化到0:

式中:Vmax為基元的最大容積;Vc為排氣開(kāi)始的基元容積;ps為吸入氣體壓力(0.625 MPa);pd為排氣壓力(2.147 MPa);k 為絕熱壓縮指數(shù)，取1.16。

在CFD模擬中，從P1、P2點(diǎn)可以得到了吸氣腔和壓縮腔的瞬時(shí)壓力，由此可以計(jì)算壓力隨氣缸容積的變化關(guān)系。圖4給出了理論工作循環(huán)和模擬工作循環(huán)的p－V圖。相對(duì)于理論循環(huán)的簡(jiǎn)化，模擬的流動(dòng)區(qū)域與壓縮機(jī)泵腔的實(shí)際形狀是一致的，排氣流動(dòng)的幾何空間存在較大的流動(dòng)阻力且在排氣臨近結(jié)束時(shí)存在排氣封閉(接近封閉)腔，因此數(shù)值模擬中排氣腔壓力高于理論值且存在壓力尖峰。考慮數(shù)值模型和理論循環(huán)的差別，圖4中的模擬循環(huán)與理論循環(huán)是相符合的。

圖4 工作循環(huán)p－V圖Fig.4 p-V diagram of working cycle

2 結(jié)果及分析

2.1 泵腔內(nèi)的消音孔及降噪效果

在滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)的工程實(shí)踐中有一種泵腔消音孔的設(shè)計(jì)，如圖1所示，該孔位于θ=165°且與排氣口相對(duì)的氣缸壁面上，孔徑為φ3.5 mm，深15 mm。圖5給出了空調(diào)標(biāo)準(zhǔn)工況下壓縮機(jī)噪聲試驗(yàn)的三分之一倍頻程頻譜圖。由圖可見(jiàn)，消音孔的設(shè)計(jì)明顯降低2.5～4.8 kHz范圍內(nèi)的壓縮機(jī)噪音值，使整機(jī)的噪聲降低了1.8 dB。

圖5 壓縮機(jī)噪聲頻譜Fig.5 Noise spectra of compressor

2.2 模擬結(jié)果及降噪機(jī)理分析

應(yīng)用本文基于動(dòng)網(wǎng)格建立的壓縮機(jī)泵腔流動(dòng)模型，對(duì)有無(wú)消音孔兩種情況進(jìn)行了模擬。圖6給出了轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)過(guò)不同角度時(shí)湍流強(qiáng)度等于100%的等值面分布。從時(shí)間上看，大范圍湍流強(qiáng)度較大的情況發(fā)生在氣體壓縮過(guò)程中(θ=90°和180°);而在排氣過(guò)程中(θ=270°)只在吸氣腔存在小范圍湍流強(qiáng)度較大的區(qū)域。從空間上看，湍流強(qiáng)度較大的區(qū)域主要存在于壓縮腔靠近滑片壁面的部分空間(區(qū)域Ⅰ)和壓縮腔下部(區(qū)域Ⅱ);消音孔對(duì)湍流區(qū)域的位置、大小和強(qiáng)度都有影響，較為突出的是在θ=180°時(shí)可觀察到滾動(dòng)活塞轉(zhuǎn)過(guò)消音孔后在吸氣腔產(chǎn)生了附加湍流區(qū)域(區(qū)域Ⅲ)。

圖7給出了轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)過(guò)對(duì)應(yīng)角度時(shí)腔內(nèi)的流線及流線上的速度矢量。氣流在泵腔內(nèi)流動(dòng)形成了一些明顯的旋渦，仔細(xì)觀察，其中旋渦區(qū)Ⅰ是被壓縮氣流受幾何空間壁面阻礙而產(chǎn)生的沖擊造成的，對(duì)應(yīng)湍流區(qū)域Ⅰ;旋渦區(qū)Ⅱ是排氣口部空間導(dǎo)致壓縮腔幾何空間不對(duì)稱，造成壓縮腔上下部流速和壓力的變化而產(chǎn)生的，對(duì)應(yīng)湍流區(qū)域Ⅱ;旋渦區(qū)Ⅲ對(duì)應(yīng)湍流區(qū)域Ⅲ，是消音孔內(nèi)氣體的膨脹流動(dòng)與吸氣氣流相互沖擊而產(chǎn)生的。以上的分析表明，受幾何空間約束，在滾動(dòng)活塞推動(dòng)氣體的流動(dòng)過(guò)程中存在旋渦流動(dòng)，形成了強(qiáng)度較大的湍流渦團(tuán)。而消音孔改變了流動(dòng)區(qū)域的幾何構(gòu)成，進(jìn)而對(duì)湍流流動(dòng)產(chǎn)生了影響。

泵腔氣體的壓縮流動(dòng)為瞬態(tài)的非定常流動(dòng)，旋渦的位置、尺度和強(qiáng)度時(shí)刻變化，單純以泵腔內(nèi)某些點(diǎn)的湍流變化無(wú)法對(duì)泵腔氣流噪聲源的強(qiáng)度做出評(píng)價(jià)。

圖6 不同轉(zhuǎn)角位置時(shí)腔內(nèi)湍流強(qiáng)度Fig.6 Turbulence intensity on different angle

泵腔內(nèi)的壓力脈動(dòng)激勵(lì)泵體零件振動(dòng)而向外輻射噪聲，湍流壓力脈動(dòng)取決于湍流強(qiáng)度，所以取模擬得到的泵腔表面所受氣體力在X、Y兩個(gè)方向的分量FX、FY進(jìn)行觀察，圖8給出了經(jīng)傅里葉變換后得到的幅頻譜。在2.5～4.8 kHz頻段上，有無(wú)消音孔的兩種情況下FX的幅值沒(méi)有明顯差別，同時(shí)可以觀察到有消音孔時(shí) FY的幅值在該頻段上整體低于無(wú)消音孔的情況?？紤]到壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)對(duì)振動(dòng)傳遞的影響和壓縮機(jī)噪聲源的復(fù)雜性，在沒(méi)有任何其它改變的情況下，可以認(rèn)為圖8中的幅頻變化與圖5中整機(jī)噪聲的幅頻變化是相對(duì)應(yīng)的，即消音孔空間影響了泵腔內(nèi)的湍流流動(dòng)，削弱了2.5 kHz～4.8 kHz頻率范圍的氣體脈動(dòng)力，特別是Y方向的脈動(dòng)力。

圖7 不同轉(zhuǎn)角位置時(shí)腔內(nèi)流線及流線上的速度矢量Fig.7 Velocity and streamline on different angle

2.3 降低泵腔氣流噪聲的建議

消音孔的設(shè)計(jì)雖然可以達(dá)到降噪的目的，但顯然是以犧牲壓縮機(jī)性能為代價(jià)的。泵腔的湍流噪聲主要源于氣體的湍流旋渦流動(dòng)，所以噪聲控制應(yīng)從改善腔內(nèi)流動(dòng)入手。旋渦區(qū)Ⅰ與氣體的壓縮速率和壓縮腔的幾何空間參數(shù)有關(guān)，調(diào)整泵腔的徑高比可以改變氣體的壓縮通道以控制該區(qū)域的流動(dòng)狀況;旋渦區(qū)Ⅱ與排氣口的設(shè)置有關(guān)，可以通過(guò)合理設(shè)計(jì)排氣口的位置和大小來(lái)施加影響。

3 結(jié)論

針對(duì)滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)泵腔氣流噪聲問(wèn)題，提出了基于CFD數(shù)值模擬的分析方法。采用動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)建立了泵腔流動(dòng)模型，通過(guò)湍流強(qiáng)度和速度場(chǎng)分布確定了激勵(lì)源的位置和形成機(jī)制，并以泵腔壁面所受的氣體力比較評(píng)價(jià)激勵(lì)源的幅頻特性。結(jié)合實(shí)驗(yàn)對(duì)泵腔有無(wú)消音孔的兩種情況對(duì)比分析表明該方法是有效的。

在氣體壓縮過(guò)程中，滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)泵腔內(nèi)存在湍流強(qiáng)度較大的旋渦流動(dòng)，是泵腔氣流噪聲的主要激勵(lì)源。其中較明顯的旋渦區(qū)域有兩個(gè)，一個(gè)形成于滑片附近的壓縮腔空間，源于壓縮氣流對(duì)泵腔壁面的沖擊。另一個(gè)在壓縮腔的下部，產(chǎn)生于壓縮腔幾何結(jié)構(gòu)不對(duì)稱導(dǎo)致的流動(dòng)變化。因此，提出了改變泵腔徑高比和排氣口位置及大小以控制流動(dòng)和噪聲的建議。

本文的研究結(jié)果有待結(jié)合工程實(shí)踐進(jìn)一步檢驗(yàn)和完善，如湍流模型的適用性和近壁面處的模擬精度等，但其對(duì)壓縮機(jī)降噪設(shè)計(jì)的指導(dǎo)意義是可以預(yù)見(jiàn)的。

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