韓寶坤 ，田志遠(yuǎn) ，鮑懷謙 ，張宗振 ，2，王金瑞 ，魏永長(zhǎng)

（1.山東科技大學(xué)，山東青島 266000；2.南京航空航天大學(xué)，南京 210016）

0 引言

制冷變頻壓縮機(jī)的基本工作原理是以電機(jī)為源動(dòng)力，拖動(dòng)曲軸旋轉(zhuǎn)，通過(guò)套在曲軸偏心圓上的連桿，實(shí)現(xiàn)活塞在氣缸內(nèi)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，從而使得氣缸內(nèi)的吸、排氣容積發(fā)生變化，完成吸、排氣工作。由于壓縮機(jī)吸、排氣閥片的間歇性開(kāi)啟和關(guān)閉，制冷劑在壓縮機(jī)管路中指定點(diǎn)的氣流壓力、速度呈周期性變化，這種現(xiàn)象叫做氣流脈動(dòng)［1］。氣流脈動(dòng)包括壓力脈動(dòng)和速度脈動(dòng)，其中壓力脈動(dòng)是激發(fā)壓縮機(jī)及冰箱管道機(jī)械振動(dòng)的主要成分，也是本文研究的主要任務(wù)。

壓力脈動(dòng)作為壓縮機(jī)的主要噪聲源之一，不僅影響壓縮機(jī)單體振動(dòng)，也會(huì)通過(guò)與之相連的冰箱管路系統(tǒng)影響制冷設(shè)備整機(jī)振動(dòng)，而且對(duì)于冰箱制冷系統(tǒng)來(lái)說(shuō)，制冷劑在系統(tǒng)中的流速高、紊流現(xiàn)象嚴(yán)重，所產(chǎn)生的壓力脈動(dòng)是產(chǎn)生制冷劑噪聲的主要原因［2-3］。目前，國(guó)內(nèi)外對(duì)管道壓力脈動(dòng)研究已經(jīng)取得了一定的成果，文獻(xiàn)［4］通過(guò)試驗(yàn)和數(shù)值分析研究了2臺(tái)往復(fù)式壓縮機(jī)并機(jī)運(yùn)行時(shí)管道系統(tǒng)中關(guān)鍵部位的氣流脈動(dòng)，分析了層流和3種不同湍流模型下的氣流脈動(dòng)特性。文獻(xiàn)［5］調(diào)研了壓縮機(jī)氣流脈動(dòng)分析方法及研究現(xiàn)狀，并指出了今后重點(diǎn)需關(guān)注的研究?jī)?nèi)容。文獻(xiàn)［6］以平面波理論為基礎(chǔ)，建立壓縮機(jī)管路系統(tǒng)氣流壓力脈動(dòng)計(jì)算模型，分析討論了壓縮機(jī)排氣緩沖罐直徑、排氣口到緩沖罐連接管長(zhǎng)度2個(gè)因素，對(duì)管道內(nèi)氣流壓力脈動(dòng)大小的影響規(guī)律。文獻(xiàn)［7］采用聲學(xué)有限元法分析了滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)消聲器內(nèi)的壓力脈動(dòng)，優(yōu)化了壓縮機(jī)消聲器的傳遞損失。

在管道氣流脈動(dòng)分析方面，多數(shù)研究未考慮閥腔對(duì)氣流脈動(dòng)的影響，然而氣閥運(yùn)動(dòng)規(guī)律對(duì)管道氣流脈動(dòng)影響顯著，且相互作用。因此，本文首先采用流固耦合方法完整模擬壓縮機(jī)工作過(guò)程，監(jiān)測(cè)排氣孔速度變化，得到入口速度邊界，然后建立內(nèi)排氣管路數(shù)值模型，分析時(shí)域和頻域下的壓力脈動(dòng)，并在此基礎(chǔ)上，提出不同方案，探究緩沖腔、排氣管管徑及管長(zhǎng)等主要影響因素對(duì)管路壓力脈動(dòng)、壓力損失的影響，為壓縮機(jī)的降噪及管路的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。

1 理論背景

1.1 標(biāo)準(zhǔn)RNG 模型

標(biāo)準(zhǔn)模型需要求解湍動(dòng)能及其耗散率方程。湍動(dòng)能輸運(yùn)方程是通過(guò)精準(zhǔn)的方程推導(dǎo)得到，耗散率方程通過(guò)物理推理得到［8］。標(biāo)準(zhǔn)模型的湍動(dòng)能和耗散率方程見(jiàn)下式：

式中 Gk——由于平均速度梯度引起的湍動(dòng)能產(chǎn)生；

Gb——由于浮力影響引起的湍動(dòng)能產(chǎn)生；

YM——可壓縮湍流脈動(dòng)膨脹對(duì)總的耗散率的影響；

μt——湍流黏性系數(shù)。

1.2 壓力不均勻度與壓力損失

制冷劑在壓縮機(jī)管路中指定點(diǎn)的氣流壓力呈周期性變化，即壓力脈動(dòng)，如圖1所示。

圖1 壓力脈動(dòng)示意Fig.1 Schematic diagram of pressure pulsation

壓力脈動(dòng)的程度，可用壓力不均勻度δ來(lái)表征，其值由式（4）確定［9］。壓力損失也稱阻力損失，由內(nèi)排氣管路進(jìn)口與出口端平均全壓的降低量表征，其值由式（5）確定［10］。

式中 pmax——管路中氣流的最大壓力；

pmin——管路中氣流最小壓力；

p0——管路中氣流平均壓力；

Δp——管路的壓力損失；

pin——管路進(jìn)口的氣流壓力；

pout——管路出口的氣流壓力。

2 內(nèi)排氣管路數(shù)值模擬

2.1 物理及數(shù)值模型

本文以某型號(hào)制冷壓縮機(jī)的內(nèi)排氣管路為研究對(duì)象，包括排氣孔、氣缸槽、緩沖腔、臺(tái)階孔和排氣管，通過(guò)三維建模軟件SCDM提取流場(chǎng)模型，設(shè)置D1-D8 8個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)，觀察內(nèi)排氣管路中的壓力脈動(dòng)，表1列出了監(jiān)測(cè)點(diǎn)的具體位置，模型及監(jiān)測(cè)點(diǎn)如圖2所示。模型網(wǎng)格如圖3所示，為了提高網(wǎng)格質(zhì)量和計(jì)算收斂性，采取區(qū)域劃分的方式生成網(wǎng)格，即對(duì)于形狀規(guī)則的排氣孔、臺(tái)階孔、排氣管，采用掃掠的方式生成結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，其余形狀不規(guī)則的幾何體，劃分為非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，排氣管內(nèi)徑較小，設(shè)置體尺寸加密網(wǎng)格，邊界層設(shè)置為5層，網(wǎng)格總數(shù)量超過(guò)40萬(wàn)，平均單元質(zhì)量大于0.73，平均正交質(zhì)量大于0.81。

表1 監(jiān)測(cè)點(diǎn)位置Tab.1 Location of monitoring point

圖2 流場(chǎng)三維模型Fig.2 3D model of flow field

圖3 流場(chǎng)網(wǎng)格Fig.3 Flow field grids

為了考慮氣閥運(yùn)動(dòng)規(guī)律以及排氣回流對(duì)管道氣流脈動(dòng)的影響，本文采用流固耦合方法完整模擬壓縮機(jī)工作過(guò)程，監(jiān)測(cè)排氣孔速度變化，得到入口速度邊界，如圖4所示。

圖4 管路入口速度Fig.4 Speed of pipeline inlet

壓縮機(jī)運(yùn)行轉(zhuǎn)速為1 200 r/min，轉(zhuǎn)動(dòng)頻率為20 Hz，數(shù)值模擬采用 FLUENT軟件，非穩(wěn)態(tài)過(guò)程求解瞬時(shí)壓力脈動(dòng)，流體模型選用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型，考慮管路中氣體的壓縮性，選取理想氣體材料，求解方法選用基于壓力基的simple方法，壁面采用無(wú)滑移邊界條件，入口邊界設(shè)定為非定常速度入口，通過(guò)編寫UDF輸入，出口采用定常壓力邊界條件，壓力值設(shè)定0.755 MPa，以曲軸旋轉(zhuǎn)0.36°作為一個(gè)時(shí)間步，仿真13個(gè)工作周期，收斂精度設(shè)置為 1.0×10-5。

2.2 仿真結(jié)果及分析

制冷壓縮機(jī)一個(gè)工作周期包括膨脹、吸氣、壓縮和排氣4個(gè)階段，排氣階段是壓力脈動(dòng)產(chǎn)生的主要時(shí)期，考慮到排氣閥片的延遲關(guān)閉和制冷劑回流會(huì)對(duì)壓力脈動(dòng)產(chǎn)生影響，本文以壓縮階段起點(diǎn)為仿真始點(diǎn)，每個(gè)時(shí)間步保存一次數(shù)據(jù)，分析時(shí)域和頻域下的壓力脈動(dòng)情況。

圖5示出8個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)的時(shí)域變化情況，從圖中可以看出，管路中的氣流壓力為周期性變化，在一個(gè)周期內(nèi)，壓力曲線存在1個(gè)壓力峰值，壓力峰值的數(shù)量對(duì)應(yīng)壓縮機(jī)的排氣次數(shù)。對(duì)壓力脈動(dòng)數(shù)據(jù)進(jìn)行快速傅里葉變換得到監(jiān)測(cè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)的頻譜［11-13］，如圖6所示，可以看出頻率成分以低頻為主，最大峰值出現(xiàn)在40 Hz附近，為2倍轉(zhuǎn)頻，在1倍和3倍轉(zhuǎn)頻處也出現(xiàn)了較為明顯的壓力峰值。

圖5 監(jiān)測(cè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)時(shí)域Fig.5 Time domain diagram of pressure pulsation at monitoring point

圖6 監(jiān)測(cè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)頻域Fig.6 Frequency domain diagram of pressure pulsation at monitoring point

綜合圖5～6可知，監(jiān)測(cè)點(diǎn)1和監(jiān)測(cè)點(diǎn)2的壓力脈動(dòng)幾乎相同，表明氣缸槽對(duì)管路壓力脈動(dòng)的影響較??；相比監(jiān)測(cè)點(diǎn)2，監(jiān)測(cè)點(diǎn)3的壓力脈動(dòng)有小幅度減小，說(shuō)明臺(tái)階孔對(duì)壓力脈動(dòng)有一定的抑制作用，主要表現(xiàn)在1倍和2倍轉(zhuǎn)頻，壓力幅值分別減小了336 Pa和380 Pa，主要原因在于，當(dāng)氣流經(jīng)過(guò)縮口時(shí)，流束收縮，壓力降低，消耗能量；對(duì)比監(jiān)測(cè)點(diǎn)3和點(diǎn)4，可以看出緩沖腔對(duì)壓力脈動(dòng)具有明顯的抑制作用，基本可以消除200 Hz以上的壓力鋒值；通過(guò)監(jiān)測(cè)點(diǎn)4～8可知，管道可以消耗一定的傳遞能量，壓力脈動(dòng)沿排氣管出口的方向逐漸減小，出口處的壓力鋒值主要分布在5倍頻以內(nèi)。

3 壓力脈動(dòng)影響因素分析

增加系統(tǒng)能量損耗是削弱壓力脈動(dòng)的主要途徑，而氣流流速大小和方向的改變，就能改變系統(tǒng)的能量。對(duì)于內(nèi)排氣管路來(lái)說(shuō)，主要通過(guò)2種方式改變系統(tǒng)能量損耗，一是改變具有能量?jī)?chǔ)存作用的緩沖腔的容積，二是改變管路組成部分的結(jié)構(gòu)?；诖耍Y(jié)合生產(chǎn)工藝的需求，本文考慮緩沖腔容積及排氣管內(nèi)徑和長(zhǎng)度3種主要因素，選取排氣管中D4，D5，D6 3個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)，提出4種不同方案，與原方案對(duì)比分析，結(jié)構(gòu)參數(shù)見(jiàn)表2，結(jié)構(gòu)示意如圖7所示。

表2 結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.2 Structural parameters

圖7 不同方案結(jié)構(gòu)示意Fig.7 Schematic diagram of different schemes

3.1 瞬態(tài)模擬及結(jié)果分析

模擬5種方案的瞬態(tài)流場(chǎng)變化，計(jì)算3個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)的壓力不均勻度，結(jié)果如圖8所示。從圖中可以看出，3個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)的壓力脈動(dòng)具有相同的變化規(guī)律，表明管路不同位置的壓力脈動(dòng)具有一致性。通過(guò)對(duì)比方案1，2與原方案可知，管徑為2.0 mm時(shí)，管路中的壓力不均勻度最小，并隨著管徑的增加而增加，其中方案1較原方案的壓力不均勻度降低了0.96%；通過(guò)對(duì)比方案3，4與原方案可知，增加緩沖腔的容積和排氣管的長(zhǎng)度可以抑制管路中的壓力脈動(dòng)，降低壓力不均勻度，降低幅度分別為0.73%，0.61%。

圖8 壓力不均勻度Fig.8 Pressure unevenness

圖9示出監(jiān)測(cè)點(diǎn)4的1～5倍頻壓力峰值，對(duì)比方案1，2和原方案可知，減小排氣管的內(nèi)徑，會(huì)提高1倍頻鋒值，降低2，3倍頻鋒值，說(shuō)明減小管徑主要通過(guò)降低2，3倍頻鋒值減小壓力脈動(dòng)；對(duì)比方案3和原方案可知，增加排氣管的長(zhǎng)度，會(huì)導(dǎo)致2倍頻鋒值明顯降低，3，4倍頻鋒值略有提高，1，5倍頻鋒值輕微波動(dòng)，說(shuō)明增加管長(zhǎng)主要通過(guò)降低2倍頻鋒值減小壓力脈動(dòng)；對(duì)比方案4和原方案，可以看出增加緩沖腔容積對(duì)1～5倍頻峰值均有一定的抑制作用。

圖9 1～5倍頻壓力峰值Fig.9 1～5 octave pressure peak chart

3.2 穩(wěn)態(tài)模擬及結(jié)果分析

模擬5種方案的穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)變化，入口邊界設(shè)定為速度入口，速度值為5 m/s，出口邊界設(shè)置為壓力出口，壓力值為0.755 MPa。

計(jì)算管路壓力損失，采用百分比表示，結(jié)果如圖10所示。通過(guò)對(duì)比方案1，2和原方案可知，管徑為2.0 mm時(shí)，管路的壓力損失最大，較原方案增加了0.82%，而隨著管徑的增加，氣流在截面突變處產(chǎn)生渦流的程度減緩，壓力損失大幅度減小；對(duì)比方案3和原方案可知，增加內(nèi)排氣管的長(zhǎng)度會(huì)增大氣流流經(jīng)排氣管的沿程摩擦阻力，增加管路的壓力損失，與原方案相比，方案3的壓力損失增加了0.36%；對(duì)比方案4與原方案可知，增加緩沖腔的容積對(duì)管路壓力損失的影響較小，表明緩沖腔內(nèi)沒(méi)有明顯的壓力降，最大的壓力損失發(fā)生在排氣管內(nèi)。

圖10 穩(wěn)態(tài)壓力損失Fig.10 Steady state pressure loss

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證不同方案下壓縮機(jī)的運(yùn)行性能，選用某型號(hào)變頻壓縮機(jī)，氣缸容積直徑25.4 mm，行程21.2 mm，進(jìn)行整機(jī)性能及振動(dòng)測(cè)試。為了確保試驗(yàn)精度，每種方案測(cè)試兩次，在保證單一變量的前提下取兩次測(cè)試結(jié)果的平均值進(jìn)行分析。

該變頻壓縮機(jī)最高轉(zhuǎn)速為4 500 r/min，試驗(yàn)參數(shù)同數(shù)值模擬保持一致，工質(zhì)為R600a，標(biāo)椎工況環(huán)境溫度32.2 ℃，蒸發(fā)溫度-23.3 ℃，冷凝溫度54.4 ℃，測(cè)試結(jié)果見(jiàn)表 3，4。

表3 不同方案下壓縮機(jī)振動(dòng)測(cè)試結(jié)果Tab.3 Compressor vibration test results under different schemes （m·s-2）

表4 不同方案下壓縮機(jī)性能測(cè)試結(jié)果Tab.4 Compressor performance test results under different schemes

分析振動(dòng)測(cè)試結(jié)果可知，較原方案，方案1，3，4的整機(jī)振動(dòng)均有降低，其變化趨勢(shì)與數(shù)值模擬的壓力脈動(dòng)變化相同，表明減小管路壓力脈動(dòng)可以降低壓縮機(jī)的振動(dòng)噪聲。但同時(shí)，管路結(jié)構(gòu)的變化也會(huì)改變管路的壓力損失，進(jìn)而影響壓縮機(jī)的制冷性能，結(jié)合數(shù)值模擬結(jié)果可知，方案1，3，4等3種方案中，僅方案4的制冷量沒(méi)有下降，且整體COP得到了改善。

5 結(jié)論

（1）在一個(gè)工作周期內(nèi)，管路中的壓力脈動(dòng)存在1個(gè)峰值，峰值的數(shù)量對(duì)應(yīng)壓縮機(jī)的排氣次數(shù)；頻率成分以低頻為主，最大峰值出現(xiàn)在2倍轉(zhuǎn)頻，其次為1倍和3倍轉(zhuǎn)頻。

（2）臺(tái)階孔和緩沖腔能抑制管路中的壓力脈動(dòng)，緩沖腔的抑制作用最明顯，基本可以消除200 Hz以上的鋒值，臺(tái)階孔主要抑制1，2倍頻峰值，出口處的鋒值主要分布在5倍頻以內(nèi)。

（3）對(duì)5種方案分析發(fā)現(xiàn)，隨著管徑、管長(zhǎng)和緩沖腔容積的改變，管路中的壓力脈動(dòng)和壓力損失展現(xiàn)出了不同的變化趨勢(shì)，其中方案4較其他方案具備較好的運(yùn)行性能，可在不增加管路壓力損失的情況下大幅抑制管路中的壓力脈動(dòng)。