螺桿制冷壓縮機氣流脈動誘發氣動噪聲機理研究

周明龍，陳文卿，何志龍，邢子文

（1.西安交通大學蘇州研究院，江蘇蘇州215123；2.西安交通大學能源與動力工程學院，陜西西安710049）

1 引言

隨著機械加工精度的提高和裝配工藝的改善，螺桿制冷壓縮機的機械噪聲得到有效控制，相反氣動噪聲逐漸凸顯出來。由于陰陽轉子的旋轉嚙合，基元容積周期性地與排氣孔口相連通，造成了工作介質的不穩定流動，產生了氣流脈動，由此誘發的氣動噪聲日益突出，成為螺桿制冷壓縮機的主要噪聲源[1-4]。此外螺桿制冷壓縮機排氣過程中的氣流脈動向下游傳播時還會激勵管道系統產生振動輻射噪聲，甚至造成管道系統疲勞斷裂等破壞性后果[5]。因此，從源頭上衰減氣流脈動幅值，降低氣流脈動誘發的氣動噪聲，對控制螺桿制冷壓縮機噪聲具有重大的意義。

近年來，國內外學者對螺桿壓縮機氣流脈動誘發的氣動噪聲研究做了大量工作。武曉昆等[6]研究并開發了一種基于赫姆霍茲共振原理的氣流脈動衰減腔，安裝應用在排氣軸承座后，壓縮機機腳振動加速度可降低36.2%～40.9%；劉華等[4]提出了一種寬頻帶穿孔板氣流脈動衰減器，安裝應用在壓縮機排氣管路后，變頻雙螺桿制冷壓縮機在4500～5100 r/min下噪聲可以降低5.0dB（A） 以上；張梁等[7]提出了天然氣壓縮機管道振動控制相關理論與改善方案，在管路系統中通過應用緩沖器、氣流脈動衰減孔板和固定支撐等措施減小管路系統的振動；刁安娜[8]等提出了管路振動控制方案，一方面設法降低氣流脈動，另一方面將管道結構頻率與氣流脈動激發頻率錯開，避免共振；Zhao Y等[9]基于聲學有限元模型分析了管路系統的氣流脈動，提出了在管路系統安裝氣流脈動衰減裝置和重新布置管道等措施可以改善管路系統的振動；蘇永升等[10]采用計算流體力學（CFD）技術研究了氣流脈動消減裝置內部流場，分析了裝置內壓力及速度的分布規律和氣流脈動曲線。

綜上所述，前人研究工作主要從螺桿壓縮機氣流脈動誘發氣動噪聲的傳遞路徑入手，研究氣流脈動的傳遞特性并進行控制改善，達到減小振動降低噪聲的目的，并未涉及到螺桿壓縮機氣流脈動誘發氣動噪聲的產生機理。因此，本文從螺桿壓縮機氣流脈動誘發氣動噪聲的產生機理入手，首次提出了一種氣流脈動衰減裝置，從螺桿制冷壓縮機排氣氣流脈動源頭上進行控制；其次實驗測得了螺桿壓縮機在不同運行工況下排氣孔口處的氣流脈動和排氣側噪聲；最后通過實驗測量結果分析了氣流脈動衰減裝置的降噪效果。

2 氣動噪聲產生機理

螺桿制冷壓縮機陽轉子與電機直連，在電動機的驅動下陰陽轉子同步旋轉相互嚙合，使陰陽轉子齒頂與機體內壁面圍成的基元容積產生周期性的擴大和縮小，從而實現吸氣、壓縮和排氣過程，半封閉式螺桿制冷壓縮機的典型結構如圖1所示。

圖1 半封閉式螺桿制冷壓縮機的典型結構

當螺桿壓縮機開始排氣時，基元容積減少值與陽轉子轉角的關系曲線如圖2所示。從圖2中可以看出，排氣過程中單位面積工作介質的流動速率隨著陽轉子轉角變化而變化，由于陰陽轉子齒間歇性的掃過而重復，使得基元容積變化速率和壓力產生周期性的振蕩，產生壓力脈動，誘發氣動噪聲。

基元容積減小值Vr在工作過程各階段計算公式[11]

式中Vr——基元容積減小值，m3

T1——陽轉子導程，m

A0——陰陽轉子齒間面積，m2

a，b，φ1k——與型線有關的常數

τ1z——陽轉子扭轉角，°

將式（1） 中的基元容積減小值Vr對時間進行求導，即可求得基元容積的變化速率θ

式中ω——陽轉子角速度，rad/s

第I階段結束后，至陽轉子轉過一個扭轉角時為止，轉子齒進入嚙合階段，壓縮機開始排氣，即圖2中bc段，由式 （2） 和式 （3） 可求得第II、Ⅲ階段的θ值

圖2 基元容積減小值Vr與陽轉子轉角φ1的關系

設氣流脈動的振幅為p，則

式中c——聲速，m/s

ρ——氣體密度，kg/m

S——排氣口截面積，m2

v——單位面積流體介質流動速率，m/s將式（3） 帶入式（4），得到排氣孔口的氣流脈動方程

其中 n—陽轉子轉速，r/min

進而可得出螺桿壓縮機的基頻f0

式中 z1—陽轉子齒數

螺桿壓縮機的氣流脈動，激勵周圍流體介質的密度發生周期性的變化，產生了非常強烈的周期性噪聲。將氣流脈動近似為點聲源，可計算其噪聲聲壓級

將式（7） 按傅里葉級數展開

式中a0，an，bn——傅里葉級數展開系數

因此，將螺桿壓縮機的基頻及其高次諧波代入式（8），便可求出各頻率下的噪聲聲壓級Ln

式中Ln——噪聲聲壓級，dB

3 氣流脈動衰減裝置設計

半波長管基于聲波干涉原理，在主管道上設計旁支管路，將半波長管上游入口處聲波p0分成主管道內p1和旁支管路內p2兩路，然后在半波長管下游出口處匯合形成p3。當旁支管路內p2與主管道內p1幅值相等而相位相反時，兩者在半波長管出口匯合后將相互疊加取消，從而達到衰減聲波的目的，其結構示意圖如圖3所示。

假設半波長管主管道與旁支管路內的聲波幅值均為A，頻率均為f。半波長管上游入口在主管道與旁支管路的交叉口處初始相位為0，距離下游出口的位移為x，旁支管路與主管道的路程差為s。

式中C0——聲波聲速

k——聲波波數，k=2πf/C0

主管道內p1和旁支管路內p2在半波長管出口匯合形成p3，并化簡可得

式（11） 由兩項組成：其中一項只與旁支管路和主管道的路程差s有關的cos（ks/2），稱為振幅因子，另外一項與時間t、位移x和路程差s都有關的2Acos（2πft-k（2x+s）/2），稱為簡諧振動因子。

由此可見，當半波長管出口處聲波p3幅值最小時，振幅因子為0。此時

對式（12） 求解可得

即旁支管路與主管道路程差s為聲波半波長λ/2的奇數倍時，半波長管出口處的聲波p3幅值最小。

螺桿壓縮機的氣流脈動總體來看具有顯著的周期性，為了從源頭上抑制排氣氣流脈動降低氣動噪聲，基于半波長管聲波干涉原理設計排氣氣流脈動衰減裝置。在排氣軸承座的排氣端面上設計旁支流道，產生與壓縮機原來氣流脈動相位相反的旁支氣流脈動，兩者相互疊加抵消，從而達到衰減氣流脈動的目的。為了拓寬氣流脈動衰減頻率范圍，可以在排氣軸承座上開設多個旁支流道，其結構示意圖如4所示。

4 實驗研究

4.1 氣流脈動測量

為了測量螺桿制冷壓縮機排氣氣流脈動，對壓縮機樣機進行實驗改造，將壓縮機的排氣軸承座從油分桶內拉出，然后在排氣軸承座上靠近排氣孔口位置安裝高頻微型壓力傳感器（Kulite-XTL-190M），用于測量壓縮機的排氣氣流脈動，測點位置如圖5所示。

4.2 排氣噪聲測量

螺桿制冷壓縮機運行過程中產生的氣流脈動經排氣腔體和排氣管道排入油分桶，誘發氣動噪聲，通過油分桶向外輻射。為了避免周圍環境噪聲的影響，測量油分桶近表20 mm處的排氣噪聲，測點位置如圖5所示。本實驗噪聲測量設備為理音手持式噪聲儀NL-52，測量范圍為2.5～20 kHz，測量精度2.5 Hz，可以滿足目前噪聲的測量分析需求。

圖3 半波長管結構示意圖

圖4 排氣氣流脈動衰減裝置結構示意圖

圖5 螺桿制冷壓縮機氣流脈動和排氣噪聲測點

本文實驗是在螺桿制冷壓縮機性能實驗臺上完成，該測試臺是依據國家標準GB/T 5773—2004《容積式制冷劑壓縮機性能實驗方法》和GB/T 19410—2008《螺桿式制冷壓縮機》設計并搭建。實驗過程中，吸排氣溫度、壓力和壓縮機電機的波動范圍均按照GB/T 5773—2004的規定值選取，測量重復性誤差小于2%。

5 結果分析

5.1 氣流脈動分析

圖6 螺桿制冷壓縮機排氣孔口處氣流脈動

螺桿制冷壓縮機在運行轉速3000 r/min下，蒸發溫度12℃冷凝溫度25℃容量調節閥為100%負荷時，排氣孔口處氣流脈動測量結果如圖6所示。從圖6（a） 中可以看出，氣流脈動時域圖近似于正弦波形，具有顯著的周期特性，與理論相吻合。每個波形的周期約為0.04 s，可以推導出壓縮機的基頻為250 Hz，這與式（6） 計算結果相吻合。從圖6（b）中可以看出，螺桿壓縮機氣流脈動基頻為248 Hz，略低于螺桿壓縮機氣流脈動基頻250 Hz。這是因為實際運行過程中，電機設定轉速與實際轉速存在微小偏差，實際轉速略低于設定轉速，導致壓縮機氣流脈動基頻為248 Hz，略低于250 Hz。

螺桿壓縮機運行轉速為3000 r/min時，不同運行工況下排氣孔口處氣流脈動與排氣側氣動噪聲測量結果如圖7所示。從圖中可以看出，相同運行工況下，隨著負荷增加，壓縮機的排氣量增大，導致氣流脈動的幅值增加；不同運行工況下，蒸發溫度2℃冷凝溫度40℃時氣流脈動較小，蒸發溫度12℃冷凝溫度45℃時氣流脈動較大，蒸發溫度12℃冷凝溫度25℃時氣流脈動最為嚴重，排氣孔口處的氣流脈動幅值最大可達30 kPa，這是因為蒸發溫度2℃冷凝溫度40℃時為設計工況，排氣終了壓力與系統排氣壓力相匹配，蒸發溫度12℃冷凝溫度45℃時產生了輕微的過壓縮，而蒸發溫度12℃冷凝溫度25℃時，壓縮機處于嚴重過壓縮狀態，導致排氣終了壓力遠高于系統排氣壓力，產生較大的氣流脈動，同時對功率也產生不利影響，要減少或避免該工況的運行。

從圖7中還可以看出，螺桿制冷壓縮機的氣動噪聲隨著氣流脈動幅值的增加而上升，氣動噪聲與氣流脈動的變化趨勢基本一致，說明了螺桿制冷壓縮機氣動噪聲來源于氣流脈動的激勵，進一步揭示了氣流脈動誘發氣動噪聲的機理。

5.2 噪聲分析

圖7 螺桿制冷壓縮機排氣孔口氣流脈動與排氣側氣動噪聲

螺桿制冷壓縮機應用排氣氣流脈動衰減裝置后，噪聲值從96.1 dB（A） 下降到90.8 dB（A），改善了5.3 dB（A）。這是因為螺桿制冷壓縮機應用排氣氣流脈動衰減裝置后，排氣孔口處的氣流脈動得到有效抑制，從源頭上衰減了壓縮機的排氣氣流脈動，排氣孔口下游的氣流脈動幅值也會顯著改善，氣流脈動誘發的氣動噪聲明顯降低，從而使壓縮機的排氣噪聲得到有效控制。螺桿制冷壓縮機應用排氣氣流脈動衰減裝置前后的噪聲頻譜如圖8所示。

從圖8中可看出，螺桿制冷壓縮機噪聲具有顯著的周期特性，主要集中在氣流脈動基頻的前四倍頻。應用排氣氣流脈動衰減裝置后，處于壓縮機氣流脈動基頻及其倍頻噪聲得到顯著改善，其中基頻噪聲值從90.0 dB（A） 下降到84.0 dB（A），改善6.0 dB（A），2倍頻噪聲值從92.1 dB（A） 下降到87.8 dB（A），改善4.3 dB（A），3倍頻噪聲值從82.6 dB（A） 下降到78.6 dB（A），改善4.0 dB（A）。這也說明了排氣氣流脈動衰減裝置具有衰減氣流脈動降低氣動噪聲的良好效果，進一步印證了從源頭上抑制氣流脈動是一種控制和改善螺桿制冷壓縮機噪聲的有效手段。

6 結論

為了從源頭上抑制螺桿制冷壓縮機的氣流脈動，降低氣流脈動誘發的氣動噪聲，本文分析了氣流脈動誘發氣動噪聲的產生機理，首次提出了一種氣流脈動衰減裝置，實驗研究了氣流脈動衰減裝置的降噪效果。通過實驗結果的分析討論，得出以下結論：

圖8 應用排氣氣流脈動衰減前后壓縮機排氣噪聲頻譜

（1） 相同工況下，壓縮機氣流脈動隨著排氣量增加而增大；不同工況下，壓縮機氣流脈動隨著過壓縮程度的惡化而增大。

（2） 壓縮機氣動噪聲值隨著氣流脈動幅值的增加而增大，氣動噪聲與氣流脈動的變化趨勢基本一致，說明了螺桿制冷壓縮機氣動噪聲來源于氣流脈動的激勵，進一步揭示了氣流脈動誘發氣動噪聲的產生機理。

（3） 應用排氣氣流脈動衰減裝置后，壓縮機排氣噪聲總值降低5.3 dB（A），基頻噪聲值降低6.0 dB（A），2倍頻噪聲值降低4.3 dB（A），3倍頻噪聲值降低4.0 dB（A），有效解決螺桿制冷壓縮機氣流脈動誘發的氣動噪聲問題。