某型往復式制冷壓縮機吸/排氣噪聲源在自由場中的輻射特性研究

韓寶坤，魏 國，孫曉東，鮑懷謙，常 勝，劉澤坤

(1.山東科技大學機械電子工程學院，山東青島 266590；2.青島萬寶壓縮機有限公司，山東青島 266590)

0 引 言

往復式壓縮機是冰箱的重要組成設備和主要噪聲源，降低冰箱噪聲對改善人們的工作、生活環境具有很重要的意義。壓縮機噪聲主要由機械噪聲、氣動噪聲和電磁噪聲構成，氣動噪聲是壓縮機噪聲中的主要成份[1]。針對氣流脈動引起的噪聲研究一直是制冷壓縮機行業的研究熱點，壓縮機管路的絕大多數振動問題都是由氣流脈動引起的，而壓縮機間歇性的吸/排氣造成管道中氣體流動的非均勻變化是產生閥片振動的主要原因[2]。

吸/排氣閥組是制冷壓縮機的重要組成部分，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的整機性能，還對壓縮機的振動、噪聲和使用壽命具有決定性的作用。國內外對壓縮機噪聲的研究很多，但是都局限于機械噪聲、殼體模態和聲輻射特性以及消聲器的聲學特性研究，但對壓縮機周期運動引起的吸、排氣閥處時氣流脈動激發的氣動噪聲甚少[3]。文獻[4]通過流固聲耦合對往復式壓縮機吸氣閥組進行綜合研究，研究了吸氣閥的厚度、面積、升程等對氣動噪聲的影響。文獻[5]對全封閉冰箱壓縮機的工作過程和流場進行了數值模擬并且計算了吸氣噪聲。文獻[6]應用小孔噴射原理，分析了全封閉活塞式制冷壓縮機吸/排氣閥噪聲。文獻[7]對壓縮機排氣閥組件進行了流場、聲場數值計算，對排氣閥升程優化設計，降低了噪聲。本文主要通過采用數值模擬方法，對往復式壓縮機吸/排氣進行流場和壓力場進行數值模擬，并基于噴流噪聲理論對有壓力脈動、速度脈動引起的氣動噪聲進行了比較深入的研究。

1 理論分析

1.1 聲場控制方程

氣動噪聲是在氣體壓力變化引起氣體擾動基礎下，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。因此在研究氣動聲學時，通過采用 FW-H方程，可以求解單極子、偶極子和四極子噪聲。采用時域積分的方法，通過面積分計算指定位置的噪聲[8]。FW-H方程為

式中：a0為當地聲速，單位m·s-1；xi為i軸坐標，xj為j軸坐標，Tij為lighthill應力張量，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流場靜壓，單位Pa；ρ0為自由流體密度，單位kg·m-3；δij為克羅內克符號。

整理后得到：

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

1.2 噴射噪聲模型理論

壓縮機吸/排氣階段產生的噪聲源是由于氣體流經閥片，在狹小的縫隙高速噴流而產生噴流噪聲[9]。制冷劑氣體以高速流經閥通道、閥片，與周圍氣體混合產生脈動的湍流，形成強渦流噪聲，如圖1所示。氣體流經閥片過程雖然復雜，但噴流噪聲產生的機理與聲源特性仍可按自由噴流噪聲機理分析[10]。

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

在噴注90°方向，距噴口1 m處的聲壓級為[12]

式中：P1為汽缸駐點壓力，單位 Pa；P0為環境壓力，單位Pa；D為噴口直徑。

圖1 典型的噴注結構Fig.1 Typical injection structure

2 制冷壓縮機吸/排氣流場仿真分析

2.1 壓縮機吸/排氣閥組物理模型建立

在流場仿真過程中，設置好計算流域，根據閥組結構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 壓縮機排氣閥組結構示意圖Fig.2 Schematic diagram of the exhaust valve group of compressor

2.2 邊界條件設置

本型號往復式制冷壓縮機曲軸轉速為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，根據克拉伯龍方程式可計算得到其密度為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，根據克拉伯龍方程式可計算得到其密度為1.63 kg·m-3，粘性為 7.67×10-6Pa·s-1。

采用Fluent軟件對吸/排氣流場模擬計算時，首先選擇標準的k?ε湍流模型進行穩態計算，穩態計算收斂之后再使用(Large Eddy Simulation, LES)大渦漩模型進行瞬態計算，同時打開 FW-H聲學模塊，輸出流體噪聲數據CGNS格式文件，包括脈動壓力、脈動速度數據；將 CFD仿真軟件 Ansys Fluent15.0計算所得數據導入專業聲學軟件進行聯合仿真，生成氣動噪聲源項。邊界條件設置為壓力進口、壓力出口，進口邊界條件根據氣缸內吸、排氣閥口壓力脈動變化編寫UDF函數，出口壓力為0。

2.3 壓縮機吸、排氣流場計算分析

穩態計算完成得到壓縮機吸、排氣階段壓強、速度分布云圖。另外為了更好地顯示吸、排氣階段的流場特性，選取中間截面得到壓強、速度分布云圖，如圖3、4所示。

圖3 壓縮機吸氣閥組壓力、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為壓縮機吸氣階段氣體流經閥片時中軸截面流場分布圖。從圖3中可以看出，氣流在閥門的阻擋下，流到閥片邊緣處，由于曲率變化大，氣體被分離，在壓縮機吸/排氣閥片后壁面附近發生分離流及回流現象；新的氣體被不斷地注入，在閥片阻擋下形成渦旋。

圖4為壓縮機排氣階段氣體流經閥片時中軸截面流場分布圖。從圖4中可以看出，閥片在氣流的沖擊下開啟一定的角度，氣體從閥片與閥板形成的閥隙噴流出來，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，閥片正面出現一個低壓區，并且閥口兩側及閥片末端均有小渦旋形成。

壓縮機吸/排氣管路的振動有很大原因是由于流體在閥片處產生的流體分離、渦流等引起的。流體因受到閥門的阻擋而在兩側面形成渦，渦在閥片表面產生壓力脈動，引發流體產生速度脈動發生紊流現象，進而導致氣動噪聲的產生。

3 制冷壓縮機吸/排氣的聲源特性

3.1 吸/排氣閥組聲學模型建立

本文計算的聲波的最高頻率為10 000 Hz，聲波在壓縮機封閉腔體中的傳播速度為211 m·s-1，計算的單元長度不應大于 2.86×10-3m，在 ANSYS ICEM CFD15.0軟件中進行非結構網格劃分，將網格最大長度設定為3×10-3mm，吸/排氣聲學有限元網格如圖5所示。

由于往復式制冷壓縮機在工作時是全封閉的，無法將聲波傳感器布置在全封閉的壓縮機閥片附近。本文忽略殼體和壓縮機空腔的聲學作用，只計算排氣噪聲在自由場中的輻射，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個參考點，其角度分別：30°、60°、90°、120°。

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

圖6 壓縮機排氣閥組件聲場仿真計算模型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大渦漩模型對氣體流經閥口小孔射流瞬態計算，同時打開FW-H 聲學模塊，輸出流體噪聲數據CGNS格式文件。基于(Boundary Element Method, BEM)邊界法，以 CFD 仿真軟件 Ansys Fluent15.0計算所得每個時間步的速度與壓力等聲源信息為聲源邊界條件，導入聲學軟件 LMS Virtual.Lab中進行計算，獲得壓縮機吸/排氣閥組表面偶極子聲源與四極子聲源分布，如圖7所示，最后建立氣體流經吸排閥片的氣動噪聲源模型。

圖7 吸/排氣閥組偶極子及四極子聲源強度分布(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，還在整個流場均有分布。這是由于壓縮機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壓力產生，吸氣階段四極子聲源由于氣體受閥片的阻礙，在氣缸內的流場中渦流產生。

圖8 LMS 計算所得4個監測點的聲壓頻譜曲線Fig.8 Sound pressure frequency spectrum curves calculated by LMS Virtual.Lab at four monitoring points

由圖8中的參考點聲壓頻譜曲線可以看出壓縮機氣動噪聲在以下頻率出現峰值：2 142、3 514、6 142、6 914 Hz，測點 1～4的 6 000 Hz聲壓級峰值分別為：59、70、67、66 dB，隨著角度的增大，幅值變化并無規律。從由各個參考點聲壓級可以看出，該聲源是一種寬頻噪聲，在低頻時50 Hz以下的低頻段，聲壓級幅值較大，隨著頻率的升高，聲壓級幅值會持續降低。

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

計算聲指向性時，取場點聲壓級幅值，單位dB，選取水平面外場噪聲分析，任選取四組不同頻率下噪聲指向性分布和輻射水平，結果如圖9所示。

圖9 壓縮機吸/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整個流場中存在較大的渦流，聲源輻射方向性呈花瓣狀。從圖9(b)可以看出，排氣閥片表面偶極子聲源對應的聲場云圖具有明顯的方向形狀，類似于“∞”，且各階聲壓分布在水平面上呈現明顯的對稱性。對稱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 論

本文建立了壓縮機吸/排氣階段物理模型，通過設置邊界條件，對流場進行求解；在此基礎上，建立壓縮機吸/排氣聲場模型，對往復式壓縮機吸/排氣造成的整機輻射噪聲特性進行深入研究。

通過研究發現：壓縮機整機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流域，甚至分布在整個流場。

另外，在流場計算的基礎上進行聲學計算，得到了場點處聲壓級的頻譜特性，壓縮機整機輻射噪聲是一種寬頻噪聲，在50 Hz以下低頻段聲壓級幅值較大，隨著頻率的升高，聲壓級幅值會持續降低。