基于CFD的滾動活塞壓縮機泵腔氣流噪聲分析

岳向吉，巴德純，蘇征宇，冀 凱，李愛明

(1.東北大學 機械工程與自動化學院，沈陽 110004;2.沈陽華潤三洋壓縮機有限公司，沈陽 110044)

滾動活塞壓縮機主要應用于冰箱和空調。由于家用的特點，其噪聲水平值得關注［1－3］。滾動轉子壓縮機的噪聲主要包括氣流脈動噪聲、機械噪聲和電磁噪聲，其中氣流噪聲為空氣動力性噪聲，占據了頻譜的主要成分。作為全封閉的流體機械，研究和預測壓縮機氣流噪聲涉及到流動、結構和聲學方程，理論上可采用計算流體力學(CFD)、有限元(FEM)和邊界元(BEM)等方法相結合求解外聲場。但由于該問題過于復雜，尚未見有較為完善、成熟的模型［4］。所以，一些研究集中于分析壓縮機內部的流動，從氣流的壓力脈動入手研究壓縮機的振動和噪聲源。Lee等［5］利用PTV(Particle Tracking Velocimetry)技術對旋轉壓縮機氣液分離器內的流動進行了流場可視化實驗;Ma等［6］結合實驗研究了壓縮機腔內壓力隨活塞轉角的變化。

噪聲研究基于波動聲學［7］，而CFD在預測旋轉機械自由聲場方面也已經取得了一定進展，盡管理論上采用雷諾平均的方法求解N－S方程不足以用來精確研究噪聲問題［8］，但其宏觀上表現的湍流仍可為噪聲的分析提供有價值的參考［9］，同時具有計算量小，分析效率高的特點。泵腔氣流噪聲源于封閉腔內的湍流運動，其特點是湍流壓力脈動綜合作用于泵體零件，激勵固體部件的振動而向外場輻射寬頻噪聲。所以本文在采用CFX軟件對泵腔流場進行模擬的基礎上，以湍流強度分布識別激勵源的位置，以速度場分布分析湍流區域的形成機制，并以泵腔壁面所受的氣體力分析激勵源的幅頻特性。通過結合實驗對泵腔內有無消音孔兩種情況的對比研究，驗證了該方法的有效性。

1 泵腔流場的數值模擬

1.1 物理和數學模型

如圖1所示，滾動活塞壓縮機［10］由滾動活塞外壁、氣缸內壁、上下軸承端面和滑片壁面構成封閉工作腔。

隨著轉子的轉動，吸氣腔的容積不斷增大，吸入氣體，壓縮腔的容積不斷減小，對氣體進行壓縮。當壓縮腔的氣體壓力高于排氣壓力時，制冷劑氣體推開排氣閥片排出。

圖1 壓縮機泵體腔構示意圖Fig.1 Schematic diagrams of compressor chamber

制冷劑氣體在壓縮機內的流動滿足Navie-Stikes方程組［11］和氣體狀態方程，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為廣義擴散系數;Sφ為廣義源項;A為控制體面積矢量。

如圖2所示，本文以一實際機型為研究目標，建立了泵腔三維區域上的瞬時可壓縮湍流流動模型，在流動區域上生成計算網格。制冷劑為R22，流動過程為制冷劑氣體的單一流動，采用RNG κ－ε湍流模型;忽略泵腔進、排氣通道的流動阻力，根據空調工況的壓縮機性能評價標準設置入口邊界為蒸發壓力(0.625 MPa)，吸入溫度為35℃，出口為冷凝壓力(2.147 MPa);壁面均為無滑移絕熱壁面;假設壓縮機以2 950 r/min恒轉速運行，時間步長為轉子轉過1.2°所用的時間。P1、P2的壓力觀測點分別位于吸氣腔開始和和壓縮腔結束處。

圖2 流動區域及計算網格Fig.2 Flowing region and computational grid

1.2 動網格方法

圖2中泵腔流動區域的容積及形狀隨轉動角度不斷變化，應采用動網格方法建立模型。而網格運動將在求解Navie-Stikes方程時引入誤差，因此，任意體積V上通量φ的積分形式守恒方程轉化為:

其中，ug為網格移動速度矢量。

圖3 X－Y坐標面某平行平面上不同轉角位置時的網格Fig.3 Grid of a plane parallel to X－ Y coordinate

泵腔中氣缸內壁與轉動活塞外壁間的區域生成O型六面體非結構網格，共生成網格節點66 584個?；跐L動轉子壓縮機工作規律，網格運動時，保持網格節點在泵腔高度方向Z的坐標不變，而控制改變節點X和Y方向的坐標，使活塞外壁按指定角度移動，通過網格的變形來推動工作腔形狀的變化。改變節點X和Y方向的坐標時，控制節點的移動方向沿氣缸半徑方向，同時控制節點沿半徑方向的距離均勻變化，以提高變形后的網格質量。圖3為X－Y坐標面某平行平面上不同轉角位置時的網格。

1.3 數值計算與理論工作循環的比較

驗證數值模擬結果最直接的方法是與流場的實驗數據相比較，但由于滾動活塞壓縮機結構的復雜性，對泵腔流場的實驗研究比較困難。壓縮機理論研究基于其理論工作循環，假設在進氣和排氣過程中沒有阻力損失;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;壓縮過程為絕熱壓縮，則工作循環中氣缸內的壓力變化可表示為:

吸氣過程基元容積V由0變化到Vmax:

壓縮過程基元V由Vmax變化到Vc:

排氣過程基元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，取1.16。

在CFD模擬中，從P1、P2點可以得到了吸氣腔和壓縮腔的瞬時壓力，由此可以計算壓力隨氣缸容積的變化關系。圖4給出了理論工作循環和模擬工作循環的p－V圖。相對于理論循環的簡化，模擬的流動區域與壓縮機泵腔的實際形狀是一致的，排氣流動的幾何空間存在較大的流動阻力且在排氣臨近結束時存在排氣封閉(接近封閉)腔，因此數值模擬中排氣腔壓力高于理論值且存在壓力尖峰?？紤]數值模型和理論循環的差別，圖4中的模擬循環與理論循環是相符合的。

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

2 結果及分析

2.1 泵腔內的消音孔及降噪效果

在滾動活塞壓縮機的工程實踐中有一種泵腔消音孔的設計，如圖1所示，該孔位于θ=165°且與排氣口相對的氣缸壁面上，孔徑為φ3.5 mm，深15 mm。圖5給出了空調標準工況下壓縮機噪聲試驗的三分之一倍頻程頻譜圖。由圖可見，消音孔的設計明顯降低2.5～4.8 kHz范圍內的壓縮機噪音值，使整機的噪聲降低了1.8 dB。

圖5 壓縮機噪聲頻譜Fig.5 Noise spectra of compressor

2.2 模擬結果及降噪機理分析

應用本文基于動網格建立的壓縮機泵腔流動模型，對有無消音孔兩種情況進行了模擬。圖6給出了轉子轉過不同角度時湍流強度等于100%的等值面分布。從時間上看，大范圍湍流強度較大的情況發生在氣體壓縮過程中(θ=90°和180°);而在排氣過程中(θ=270°)只在吸氣腔存在小范圍湍流強度較大的區域。從空間上看，湍流強度較大的區域主要存在于壓縮腔靠近滑片壁面的部分空間(區域Ⅰ)和壓縮腔下部(區域Ⅱ);消音孔對湍流區域的位置、大小和強度都有影響，較為突出的是在θ=180°時可觀察到滾動活塞轉過消音孔后在吸氣腔產生了附加湍流區域(區域Ⅲ)。

圖7給出了轉子轉過對應角度時腔內的流線及流線上的速度矢量。氣流在泵腔內流動形成了一些明顯的旋渦，仔細觀察，其中旋渦區Ⅰ是被壓縮氣流受幾何空間壁面阻礙而產生的沖擊造成的，對應湍流區域Ⅰ;旋渦區Ⅱ是排氣口部空間導致壓縮腔幾何空間不對稱，造成壓縮腔上下部流速和壓力的變化而產生的，對應湍流區域Ⅱ;旋渦區Ⅲ對應湍流區域Ⅲ，是消音孔內氣體的膨脹流動與吸氣氣流相互沖擊而產生的。以上的分析表明，受幾何空間約束，在滾動活塞推動氣體的流動過程中存在旋渦流動，形成了強度較大的湍流渦團。而消音孔改變了流動區域的幾何構成，進而對湍流流動產生了影響。

泵腔氣體的壓縮流動為瞬態的非定常流動，旋渦的位置、尺度和強度時刻變化，單純以泵腔內某些點的湍流變化無法對泵腔氣流噪聲源的強度做出評價。

圖6 不同轉角位置時腔內湍流強度Fig.6 Turbulence intensity on different angle

泵腔內的壓力脈動激勵泵體零件振動而向外輻射噪聲，湍流壓力脈動取決于湍流強度，所以取模擬得到的泵腔表面所受氣體力在X、Y兩個方向的分量FX、FY進行觀察，圖8給出了經傅里葉變換后得到的幅頻譜。在2.5～4.8 kHz頻段上，有無消音孔的兩種情況下FX的幅值沒有明顯差別，同時可以觀察到有消音孔時 FY的幅值在該頻段上整體低于無消音孔的情況?？紤]到壓縮機結構對振動傳遞的影響和壓縮機噪聲源的復雜性，在沒有任何其它改變的情況下，可以認為圖8中的幅頻變化與圖5中整機噪聲的幅頻變化是相對應的，即消音孔空間影響了泵腔內的湍流流動，削弱了2.5 kHz～4.8 kHz頻率范圍的氣體脈動力，特別是Y方向的脈動力。

圖7 不同轉角位置時腔內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

消音孔的設計雖然可以達到降噪的目的，但顯然是以犧牲壓縮機性能為代價的。泵腔的湍流噪聲主要源于氣體的湍流旋渦流動，所以噪聲控制應從改善腔內流動入手。旋渦區Ⅰ與氣體的壓縮速率和壓縮腔的幾何空間參數有關，調整泵腔的徑高比可以改變氣體的壓縮通道以控制該區域的流動狀況;旋渦區Ⅱ與排氣口的設置有關，可以通過合理設計排氣口的位置和大小來施加影響。

3 結論

針對滾動活塞壓縮機泵腔氣流噪聲問題，提出了基于CFD數值模擬的分析方法。采用動網格技術建立了泵腔流動模型，通過湍流強度和速度場分布確定了激勵源的位置和形成機制，并以泵腔壁面所受的氣體力比較評價激勵源的幅頻特性。結合實驗對泵腔有無消音孔的兩種情況對比分析表明該方法是有效的。

在氣體壓縮過程中，滾動活塞壓縮機泵腔內存在湍流強度較大的旋渦流動，是泵腔氣流噪聲的主要激勵源。其中較明顯的旋渦區域有兩個，一個形成于滑片附近的壓縮腔空間，源于壓縮氣流對泵腔壁面的沖擊。另一個在壓縮腔的下部，產生于壓縮腔幾何結構不對稱導致的流動變化。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和噪聲的建議。

本文的研究結果有待結合工程實踐進一步檢驗和完善，如湍流模型的適用性和近壁面處的模擬精度等，但其對壓縮機降噪設計的指導意義是可以預見的。

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