趙旭敏，葉曉飛，閆 婷，劉喜興，鄧 敏

（1.空調(diào)設(shè)備及系統(tǒng)運(yùn)行節(jié)能國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東 珠海519000；2.珠海格力節(jié)能環(huán)保制冷技術(shù)研究中心有限公司，廣東 珠海519000）

轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)多應(yīng)用于家用空調(diào)，是空調(diào)系統(tǒng)的“心臟”，同時(shí)也是其主要噪聲源之一[1]。轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的噪聲包括電磁噪聲、機(jī)械噪聲和氣流噪聲，其中氣流噪聲又稱空氣動(dòng)力性噪聲，在頻譜上占有很大比例[2]。其中空氣動(dòng)力噪聲的最主要來源就是排氣壓力脈動(dòng)噪聲，因此如何有效降低排氣壓力脈動(dòng)噪聲成為轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)設(shè)計(jì)時(shí)所面臨的主要難點(diǎn)之一。壓縮機(jī)空腔是氣體介質(zhì)流動(dòng)的通道，制冷劑在流道內(nèi)的高速流動(dòng)誘發(fā)了湍流壓力脈動(dòng)和聲學(xué)共鳴，因此成為壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中受流體和聲介質(zhì)脈動(dòng)影響最嚴(yán)重的部位[3]。以某型號(hào)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)為研究對(duì)象，通過仿真計(jì)算在不同排氣路徑中殼體內(nèi)部一次排氣空間和二次排氣空間流場(chǎng)壓力脈動(dòng)曲線，結(jié)合實(shí)際測(cè)試的轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)殼體內(nèi)部一次排氣空間和二次排氣空間的排氣壓力脈動(dòng)大小和規(guī)律以及轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)噪聲頻譜特性，研究轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)排氣壓力脈動(dòng)對(duì)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)噪聲的影響。

1 排氣壓力脈動(dòng)控制方案

1.1 兩種不同排氣路徑設(shè)計(jì)

轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)曲軸旋轉(zhuǎn)1周，完成1次吸氣過程和1次排氣過程，為間歇性排氣方式，轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)泵體壓縮排出的氣體，通過消聲器節(jié)流后流入到轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)殼體內(nèi)部一次排氣空間，一次排氣空間和二次排氣空間由定子和轉(zhuǎn)子分離開來，氣體通過定、轉(zhuǎn)子間隙和流通孔從一次排氣空間進(jìn)入到二次排氣空間，最后經(jīng)過排氣管進(jìn)入到空調(diào)管路。

本文通過設(shè)計(jì)不同轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)泵體排氣路徑（如圖1和圖2所示），改變流入消聲器的氣體脈動(dòng)狀態(tài)，從而研究轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)殼體內(nèi)部一次排氣空間和二次排氣空間的排氣壓力脈動(dòng)變化規(guī)律及轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)噪聲變化特性，其中圖2中泵體排氣路徑②通過增加泵體排氣通道對(duì)排氣路徑進(jìn)行了優(yōu)化。

圖1 泵體排氣路徑①

圖2 泵體排氣路徑②

圖1泵體排氣路徑①為氣缸-上法蘭-消聲器；

圖2泵體排氣路徑②為氣缸-下法蘭-中間通道-上法蘭-消聲器。

1.2 模型建立

根據(jù)分塊劃分思想進(jìn)行全局流場(chǎng)劃分。為了滿足計(jì)算收斂性及網(wǎng)格質(zhì)量，整個(gè)計(jì)算域以六面體網(wǎng)格為主；為了保證流場(chǎng)結(jié)構(gòu)的完整性上蓋部分及消聲器部分采用四面體網(wǎng)格劃分；轉(zhuǎn)子流場(chǎng)采用trim網(wǎng)格一體劃分。

采用滑移網(wǎng)格技術(shù)，轉(zhuǎn)子流場(chǎng)為運(yùn)動(dòng)網(wǎng)格，其它區(qū)域?yàn)殪o止網(wǎng)格，接觸部位引進(jìn)交互界面，將運(yùn)動(dòng)網(wǎng)格與靜止網(wǎng)格結(jié)合起來，總體網(wǎng)格數(shù)量40萬。網(wǎng)格劃分示意圖如圖3所示。

圖3 網(wǎng)格劃分示意圖

1.3 參數(shù)設(shè)置

數(shù)值模擬及實(shí)驗(yàn)介質(zhì)均為R32 冷媒，流體可壓縮。文中所述模型流通通道沿軸向結(jié)構(gòu)多變，轉(zhuǎn)子區(qū)域?yàn)樾D(zhuǎn)流場(chǎng)，使得整個(gè)流場(chǎng)的流線彎曲程度大，流場(chǎng)內(nèi)部旋流特征明顯。RNGk-ε模型，采用了重整化群方法，修正了湍流黏度，考慮了流動(dòng)旋轉(zhuǎn)及旋流情況，可以更好處理流線彎曲程度較大的流動(dòng)，較準(zhǔn)確表征流場(chǎng)各項(xiàng)異性特征，因此采用工程常用的RNGk-ε湍流模型，近壁面采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)；按照非穩(wěn)態(tài)過程求解瞬時(shí)的壓力脈動(dòng)；用有限容積法進(jìn)行空間離散，用非耦合隱式方案求解；為了滿足工程應(yīng)用的高效計(jì)算要求，采用六面體、四面體及trim網(wǎng)格相結(jié)合的網(wǎng)格劃分方式，網(wǎng)格數(shù)量控制在40 萬，這會(huì)導(dǎo)致部分區(qū)域網(wǎng)格尺度較大，可能使計(jì)算誤差較大，而在相同的網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)下，采用中心差分的計(jì)算結(jié)果要比采用迎風(fēng)差分的結(jié)果誤差更小，因此本文選取中心差分格式；采用PISO(Pressure implicit with splitting operates)格式處理壓力-速度耦合問題。

邊界條件設(shè)定如下：入口邊界為速度入口，為了獲得較準(zhǔn)確邊界條件，前期采用流固耦合方法求解泵腔壓縮流場(chǎng)與閥片固體場(chǎng)，通過監(jiān)測(cè)法蘭排氣口的流量求得排氣通道的入流速度，入口溫度為35°C；出口邊界為壓力出口，為3.47 MPa，出口溫度為90 °C；轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)以80 Hz（4 800 r/min）恒定頻率運(yùn)行；物理性質(zhì)相關(guān)參數(shù)滿足PR方程[4]

式中：ρ為密度（kg/m3）；p為壓強(qiáng)（Pa）；t為溫度（℃）。定壓比熱容cp=2.014 KJ/（kg·K）；動(dòng)力黏度η=1.290×10-5Pa·s；熱傳導(dǎo)率k=1.228×102W/（m·K）。

1.4 仿真結(jié)果

采用CFD 軟件STAR-CD 計(jì)算不同泵體排氣路徑中轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)殼體內(nèi)部一次空間和二次空間壓力脈動(dòng)。不同泵體排氣路徑中一次空間和二次空間壓力脈動(dòng)如圖4所示。

圖4 壓力脈動(dòng)曲線

圖4中泵體排氣路徑①中一次排氣空間的壓力脈動(dòng)是二次排氣空間的122.3%；泵體排氣路徑②中一次排氣空間的壓力脈動(dòng)是二次排氣空間的118.5%；泵體排氣路徑②中一次排氣空間的壓力脈動(dòng)僅為路徑①中一次排氣空間的81.3%；泵體排氣路徑②中二次排氣空間的壓力脈動(dòng)僅為路徑①中二次排氣空間的84.5%。

由此可知：轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)殼體內(nèi)部一次排氣空間壓力脈動(dòng)明顯大于二次排氣空間壓力脈動(dòng)；優(yōu)化排氣路徑可有效減少轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)殼體內(nèi)部一次排氣空間和二次排氣空間的壓力脈動(dòng)。

2 排氣壓力脈動(dòng)測(cè)試

近年來，研究者越來越重視對(duì)壓縮機(jī)空腔聲模態(tài)的相關(guān)研究，且對(duì)其機(jī)理模型和仿真等方面的研究已有初步結(jié)果[5-6]，但缺少相對(duì)應(yīng)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)來驗(yàn)證結(jié)果的有效性。本小節(jié)結(jié)合上小節(jié)的壓力脈動(dòng)仿真結(jié)果進(jìn)行轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)殼體內(nèi)部一次空間和二次空間的排氣壓力脈動(dòng)測(cè)試。

2.1 測(cè)試模型及方法

測(cè)試用某型號(hào)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)模型如圖5所示，其中轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)電機(jī)上部的動(dòng)壓傳感器2用于監(jiān)測(cè)二次空間內(nèi)的壓力脈動(dòng)，電機(jī)下部的動(dòng)壓傳感器1 用于監(jiān)測(cè)一次空間內(nèi)的壓力脈動(dòng)。

圖5 壓縮機(jī)模型

圖6 測(cè)試方法流程圖

具體測(cè)試方法如圖6所示：壓縮機(jī)內(nèi)的瞬時(shí)壓力通過動(dòng)壓傳感器測(cè)得，由于輸出量為微小的電荷量，需放大處理，故傳感器與放大器連接，放大后的信號(hào)通過采集卡經(jīng)LabVIEW軟件進(jìn)行處理，存入計(jì)算機(jī)。

其中動(dòng)壓傳感器的精度為0.05%FS，數(shù)據(jù)采集設(shè)備的精度為24 位，采集界面應(yīng)用NI 公司的LabVIEW 軟件。測(cè)試過程中，采樣頻率為12 400 Hz。

2.2 測(cè)試結(jié)果

圖7為一次排氣空間在路徑①和路徑②壓力脈動(dòng)測(cè)試結(jié)果數(shù)據(jù)對(duì)比，圖8為二次排氣空間在路徑①和路徑②壓力脈動(dòng)測(cè)試結(jié)果數(shù)據(jù)對(duì)比。

圖7 一次排氣空間壓力脈動(dòng)對(duì)比

圖8 二次排氣空間壓力脈動(dòng)對(duì)比

由圖7可知，一次排氣空間泵體在排氣路徑②中的壓力脈動(dòng)是路徑①中的87.3%；由圖8可知，二次排氣空間泵體在排氣路徑②中的壓力脈動(dòng)是路徑①中的89.5%；由圖7和圖8中的路徑②曲線可得，一次排氣空間的壓力脈動(dòng)是二次排氣空間的116.8%，由路徑①曲線可得，一次排氣空間的壓力脈動(dòng)是二次排氣空間的120.5%。

由此可得：優(yōu)化排氣路徑可有效減少轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)殼體內(nèi)部排氣空間的壓力脈動(dòng)；轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)殼體內(nèi)部一次排氣空間壓力脈動(dòng)明顯大于二次排氣空間。本小節(jié)測(cè)試結(jié)果與上小節(jié)仿真結(jié)果對(duì)應(yīng)，表明仿真和測(cè)試方法的可行性和準(zhǔn)確性。

3 不同路徑噪聲測(cè)試

利用LMS振動(dòng)噪聲測(cè)量分析軟件，對(duì)某型號(hào)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的不同排氣路徑進(jìn)行了噪聲測(cè)試，具體情況如下：

測(cè)試工況：蒸發(fā)溫度為7.2±0.2°C，冷凝溫度為54.4±0.3°C，吸氣溫度為18.3±0.5°C，過冷度為8.3±0.2 °C，環(huán)境溫度為35±1 °C；測(cè)試頻率為80 Hz（4 800 r/min）。

在半消聲室采用半球面10 點(diǎn)法測(cè)試轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)噪聲頻譜，如圖9所示。

圖9 半球面10點(diǎn)法示意圖

10 個(gè)傳感器布置如圖9所示，同時(shí)測(cè)試10 個(gè)傳感器的聲壓級(jí)，通過LMS 噪聲測(cè)試軟件計(jì)算1/3 倍頻程譜。

噪聲數(shù)據(jù)采集完成后，利用LMS噪聲測(cè)試軟件計(jì)算得出的1/3倍頻程譜如圖10所示。

圖10 1/3倍頻程譜

由圖10可得，泵體排氣路徑②中轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)噪聲1/3倍頻程譜在500 Hz～4 000 Hz，較路徑①降低6 dB左右，因此可知，通過優(yōu)化轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)泵體排氣路徑可在降低轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)排氣壓力脈動(dòng)的同時(shí)有效減少其噪聲。

4 結(jié)語(yǔ)

本文通過仿真、測(cè)試不同泵體排氣路徑中轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的壓力脈動(dòng)大小以及測(cè)試不同泵體排氣路徑中轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的噪聲1/3倍頻程譜，得出以下結(jié)論：

（1）轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)殼體內(nèi)部一次空間排氣壓力脈動(dòng)明顯大于二次空間排氣壓力脈動(dòng)；

（2）優(yōu)化排氣路徑可有效減弱轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)殼體內(nèi)部排氣壓力脈動(dòng)；

（3）優(yōu)化排氣路徑可使殼體內(nèi)部排氣壓力脈動(dòng)減弱，同時(shí)也可使轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)噪聲明顯降低。