吳 斌 張勤建 趙 雷 周 慧 吳強(qiáng)波 倉(cāng) 榮

（加西貝拉壓縮機(jī)有限公司 嘉興 314006）

引言

蒙特利爾議定書(shū)明確對(duì)氫氟碳化合物進(jìn)行管控，目前商用冷柜常用的制冷劑為R134a和R404A，兩者均屬于氫氟碳化合物，因此市場(chǎng)急需一種新的替代制冷劑。R290制冷劑為碳?xì)浠衔?，為天然制冷劑，且具有良好的物理、化學(xué)以及熱力學(xué)性能，因而眾多壓縮機(jī)制造商開(kāi)始向R290制冷劑切換，推出了一系列的R290定頻和變頻壓縮機(jī)，搶占市場(chǎng)先機(jī)。

R290制冷劑在正常運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中吸排氣壓力較大，帶來(lái)更大的整機(jī)噪音，另外，市場(chǎng)更加青睞中低背壓（LMBP）通用的大規(guī)格商用產(chǎn)品，因而其吸排氣壓力過(guò)大帶來(lái)的噪音問(wèn)題將更加凸顯，包括過(guò)大的內(nèi)排氣管路氣流脈動(dòng)引發(fā)更大的管路振動(dòng)，過(guò)大的氣體力導(dǎo)致更加劇烈的泵體振動(dòng)等。內(nèi)排氣管路是壓縮機(jī)振動(dòng)和噪聲傳遞的重要途徑，李程等[2]認(rèn)為解決壓縮機(jī)管線振動(dòng)問(wèn)題，需同時(shí)考慮管道的振動(dòng)和氣流脈動(dòng)，采取相應(yīng)的減振措施，才能達(dá)到有效的減振效果；李金娣等[3]通過(guò)對(duì)內(nèi)排氣盤(pán)管進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，降低排氣壓力脈動(dòng)，有效地降低了整機(jī)噪音。但是上述工作均未從壓縮機(jī)系統(tǒng)的角度全面闡釋內(nèi)排氣管路的氣流脈動(dòng)問(wèn)題，包括壓力脈動(dòng)和速度脈動(dòng)，并且未進(jìn)行內(nèi)排氣管路結(jié)構(gòu)模態(tài)分析?；诖?，本文以內(nèi)排氣管路為研究對(duì)象，從壓縮機(jī)系統(tǒng)的角度對(duì)內(nèi)排氣管路的氣流脈動(dòng)進(jìn)行仿真計(jì)算，并結(jié)合結(jié)構(gòu)模態(tài)分析，最終有效降低了R290壓縮機(jī)噪音，相關(guān)研究方法和結(jié)果可用于內(nèi)排氣管路的設(shè)計(jì)與優(yōu)化。

1 氣流脈動(dòng)分析

往復(fù)式壓縮機(jī)吸排氣閥片周期性啟閉，吸排氣過(guò)程具有周期性的特點(diǎn)，內(nèi)排氣管路中制冷劑氣體的壓力和速度隨之進(jìn)行周期性變化，呈現(xiàn)氣流脈動(dòng)狀態(tài)，氣流脈動(dòng)包括壓力脈動(dòng)和速度脈動(dòng)。LMBP工況下，R290制冷劑吸排氣壓力較高，氣流脈動(dòng)更為劇烈，在內(nèi)排氣管路彎頭等截面突變處產(chǎn)生更強(qiáng)的振動(dòng)。內(nèi)排氣管路的氣流脈動(dòng)起因存在于整個(gè)吸排氣系統(tǒng)，因而，從系統(tǒng)的角度對(duì)內(nèi)排氣管路的氣流脈動(dòng)水平進(jìn)行評(píng)估，提出相應(yīng)的脈動(dòng)衰減方法是可行的并且必要的。

通過(guò)一維元件“管道”和三維元件“腔體”對(duì)壓縮機(jī)進(jìn)行系統(tǒng)建模，包括吸排氣消聲器、氣缸、閥板上吸排氣口以及內(nèi)排氣管路等關(guān)鍵零部件，考慮制冷劑氣體在上述零部件中的熱質(zhì)交換以及制冷劑和吸排氣閥片的流固耦合過(guò)程，求解模型包括流體質(zhì)量方程、動(dòng)量方程、能量方程以及閥片運(yùn)動(dòng)控制方程[1]，現(xiàn)說(shuō)明如下:

一維元件“管道”中流體流動(dòng)和熱交換的瞬態(tài)方程可表示如下：

其中，S為兩個(gè)“管道”交界面的面積，ρ為流體密度，u為流速，p為壓力，et為總能，分別表示沿著“管道”的摩擦力和熱流量對(duì)流場(chǎng)的影響。

三維元件“腔體”中，控制熱質(zhì)交換過(guò)程的方程如下：

其中，?v表示“腔體”的邊界，u是氣體的速度矢量，b是邊界的速度矢量，n是指向“腔體”外法線方向的標(biāo)準(zhǔn)單位向量，q為氣缸中熱流量，mij表示在i方向流入“腔體”的質(zhì)量流量，Tij表示相應(yīng)的動(dòng)能，ijα為模型中定義的耗散因子。

考慮流體和閥片的流固耦合相互作用，相應(yīng)的控制方程如下：

其中，P為動(dòng)量，ω為固有頻率，ζ為阻尼比，c為阻尼系數(shù)），f(x)是閥片前后靜壓差和有效受力面積的乘積。

在LMBP工況下，R290壓縮機(jī)氣缸容積為7.2 ml，為減小內(nèi)排氣管路氣流脈動(dòng)水平，適當(dāng)增加內(nèi)排氣管路消音包的容積，對(duì)消音包容積增加前后的方案進(jìn)行系統(tǒng)仿真計(jì)算，獲取內(nèi)排氣管路末端的氣流脈動(dòng)數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比分析，包括壓力脈動(dòng)和速度脈動(dòng)，分別如圖1～4所示。其中，圖1和圖2分別顯示了當(dāng)壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定以后，內(nèi)排氣管路末端壓力脈動(dòng)和速度脈動(dòng)隨時(shí)間變化規(guī)律，從圖中可以得到脈動(dòng)最大振幅，脈動(dòng)峰-峰值等參數(shù)用以評(píng)估脈動(dòng)的劇烈程度，本文提取穩(wěn)定活塞周期內(nèi)的壓力脈動(dòng)和速度脈動(dòng)，并計(jì)算其峰-峰值，評(píng)估消音包容積增加前后內(nèi)排氣管路末端的脈動(dòng)水平，如圖3和圖4所示，穩(wěn)定活塞周期內(nèi)，消音包容積增加前后，壓力脈動(dòng)和速度脈動(dòng)對(duì)比如表1所示。

表1 消音包容積增加前后壓力和速度脈動(dòng)對(duì)比

圖1 內(nèi)排氣管路末端壓力脈動(dòng)曲線圖

從表1中可以看出，當(dāng)消音包容積增加26.1 %的時(shí)候，壓力脈動(dòng)峰-峰值和速度脈動(dòng)峰-峰值分別降低25 %和21.76 %，有效地降低了氣流脈動(dòng)水平，削弱了管路激振力，使得內(nèi)排氣管路的振動(dòng)較為緩和。

2 模態(tài)分析

氣流脈動(dòng)是引起內(nèi)排氣管路振動(dòng)的重要原因，在通過(guò)適當(dāng)增加消音包容積降低氣流脈動(dòng)水平以后，有必要對(duì)管路進(jìn)行模態(tài)分析，對(duì)比固有頻率和振型的變化，以確定結(jié)構(gòu)的變化是否會(huì)引起結(jié)構(gòu)共振。以壓縮機(jī)內(nèi)排氣管路為模態(tài)研究對(duì)象，包括蓋板、內(nèi)排氣管、消音包和殼體排氣管，各零部件通過(guò)焊接連接，消音包容積增加前后的方案分別為a方案和b方案。

在進(jìn)行模態(tài)分析之前需對(duì)幾何模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格劃分的質(zhì)量影響整個(gè)數(shù)值模擬研究的速度和準(zhǔn)確性；整個(gè)內(nèi)排氣管路為裝配體，因此各零部件之間需要定義接觸，并被定義為綁定接觸，內(nèi)排氣管路兩端定義固定約束，最終建立的模態(tài)分析模型如圖5。

設(shè)置內(nèi)排氣管路各零部件材料屬性，包括彈性模量、泊松比以及密度，對(duì)上述有限元模型進(jìn)行求解，提取前7階振形圖和結(jié)構(gòu)固有頻率值用于對(duì)比消音包容積增加前后結(jié)構(gòu)模態(tài)的變化。第1～7階振形圖對(duì)比如圖6所示。

圖2 內(nèi)排氣管路末端速度脈動(dòng)曲線

圖3 穩(wěn)定活塞周期內(nèi)的壓力脈動(dòng)曲線

圖4 穩(wěn)定活塞周期內(nèi)的速度脈動(dòng)曲線

圖5 模態(tài)分析模型

圖6 內(nèi)排氣管路振動(dòng)模態(tài)

對(duì)比a方案和b方案結(jié)構(gòu)振形圖可知，內(nèi)排氣管路主要存在擺動(dòng)變形、扭轉(zhuǎn)變形以及呼吸式變形等3種振動(dòng)形式，第1、2階振型為擺動(dòng)變形，呈現(xiàn)繞固定約束點(diǎn)擺動(dòng)彎曲的狀態(tài)，第3、4、7階振型為扭轉(zhuǎn)變形，繞固定約束點(diǎn)扭轉(zhuǎn)彎曲，第5、6階振型為呼吸式變形，繞固定約束點(diǎn)呼吸式彎曲，另外，彎頭處是較易引起振動(dòng)變形的部位，在進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)充分考慮。對(duì)比2種方案前7階振型的變化，消音包容積增加后，對(duì)振型的影響較小，變化幾乎可以忽略。

2種方案第1～7階固有頻率對(duì)比如圖7所示，從圖7中可以看到，2種方案所有7階固有頻率基本也沒(méi)有區(qū)別，變化很小。結(jié)合模態(tài)振型變化和固有頻率的變化可知，內(nèi)排氣管路消音包容積增加后對(duì)結(jié)構(gòu)共振的影響不大。

3 整機(jī)噪音測(cè)試

通過(guò)對(duì)內(nèi)排氣管路的氣流脈動(dòng)和結(jié)構(gòu)模態(tài)分析，我們發(fā)現(xiàn)當(dāng)消音包的容積增加時(shí)，使得內(nèi)排氣管路末端的氣流脈動(dòng)水平降低的同時(shí)，內(nèi)排氣管路本身的結(jié)構(gòu)模態(tài)，包括固有頻率和振型均沒(méi)有太大的影響，變化幾乎可忽略，因此可以推斷適當(dāng)增加消音包的容積可以有效地降低內(nèi)排氣管路的振動(dòng)，

從而向殼體傳遞較低的振動(dòng)，向外輻射較低的噪音。為驗(yàn)證這一推斷，我們對(duì)消音包容積增加前后的兩種內(nèi)排氣管路方案進(jìn)行了整機(jī)噪音測(cè)試，如圖8所示，發(fā)現(xiàn)消音包容積增加后，整機(jī)噪聲下降明顯，降低至42 dB(A)，滿足設(shè)計(jì)要求。消音包容積增加后整機(jī)噪聲頻譜圖如圖9所示。

4 結(jié)論

降低內(nèi)排氣管路中氣流脈動(dòng)以及改善其本身的結(jié)構(gòu)模態(tài)，避免管路共振是往復(fù)活塞式壓縮機(jī)減振降噪的重要途徑，本文通過(guò)增加內(nèi)排氣管路消音包的容積，但不影響結(jié)構(gòu)模態(tài)，降低內(nèi)排氣管路氣流脈動(dòng)，達(dá)到壓縮機(jī)減振降噪的目的，取得了如下結(jié)論：

圖6 內(nèi)排氣管路振動(dòng)模態(tài)

圖7 內(nèi)排氣管路模態(tài)頻率

圖8 消音包容積增加前后整機(jī)噪音測(cè)試

圖9 消音包容積增加后整機(jī)噪聲頻譜

1）內(nèi)排氣管路氣流脈動(dòng)問(wèn)題成因于壓縮機(jī)系統(tǒng)中，本文提出從系統(tǒng)的角度對(duì)內(nèi)排氣管路的氣流脈動(dòng)進(jìn)行仿真分析，提供了一種實(shí)用性好，工程意義明顯的方法。

2）R290制冷系統(tǒng)因吸排氣壓力較高，產(chǎn)生更大的內(nèi)排氣管路振動(dòng)問(wèn)題，內(nèi)排氣管路作為振動(dòng)的傳遞路徑之一，通過(guò)殼體輻射更大的整機(jī)噪音，通過(guò)適當(dāng)增加內(nèi)排氣管路消音包的容積，有效降低了氣流壓力脈動(dòng)，增加26.1 %的消音包容積，可減小壓力脈動(dòng)25 %，減小速度脈動(dòng)21.76 %。

3）對(duì)消音包容積增加前后的內(nèi)排氣管路進(jìn)行結(jié)構(gòu)模態(tài)分析，通過(guò)分析前7階結(jié)構(gòu)振型和固有頻率，發(fā)現(xiàn)消音包容積增加前后對(duì)振型和固有頻率的影響非常小，幾乎可忽略。

4）適當(dāng)增加內(nèi)排氣管路消音包的容積，在基本不影響結(jié)構(gòu)的振動(dòng)、變形以及固有頻率的基礎(chǔ)上，降低了內(nèi)排氣管路的氣流脈動(dòng)，有效抑制內(nèi)排氣管路的振動(dòng)，整機(jī)噪音下降明顯并滿足設(shè)計(jì)要求。