消聲器位置對空調管路消聲特性影響的研究

朱標 陳國平 李云蹊

海信（山東）空調有限公司 山東青島 266000

0 引言

分體式空調器制熱模式下經常會出現壓縮機壓力脈動噪聲以制冷劑為媒介傳遞到室內的情況，該噪聲不僅增大了室內噪聲值，更嚴重是它影響了空調室內側的聲品質。行業內對該類壓力脈動傳遞噪聲的抑制措施主要是在管路上設置擴張式消聲器，即在傳遞路徑上阻斷聲音向室內側的傳遞。因此，有必要對消聲器在管路中的消聲特性進行研究。

擴張式消聲器是空調系統中比較常見的一類抗性消聲器，國內外專家及工程人員對其進行了大量研究。張良[1]等通過理論分析對一種側出口的消聲器的消聲特性進行研究，并將其安裝在一款壓縮機系統中進行了效果驗證。李珊等[2]通過聲學有限元軟件LMS virtual.lab探究了空調單節抗性消聲器的位置、內插管、尺寸等參數對消聲特性的影響規律。本文通過聲學有限元法對擴張式消聲器在空調管路中的消聲特性建模計算，發現在空調排氣口到消聲器之間的細管段或消聲器到四通閥體之間的細管段會形成一種截面收縮的消聲器，并對該類截面收縮的消聲器的特性進行研究，最后發現通過設置消聲器在排氣管中的位置或者排氣管的長度可得到不同的管路消聲特性。

1 空調壓力脈動傳遞噪聲及消聲器

1.1 壓力脈動傳遞噪聲

滾動轉子壓縮機是目前家用空調上使用量最大的一類壓縮機，它通過偏心主軸帶動套筒狀活塞在氣缸內滾動實現吸氣腔和排氣腔容積的周期性變化，從而實現吸氣、壓縮和排氣等工作過程。這種通過容積周期性變化壓縮冷媒的工作方式會使冷媒壓力產生周期性脈動，輻射出以壓縮機轉頻為基頻的諧波噪聲[3]。

在制熱模式下，該噪聲會通過管道以冷媒為介質傳遞到室內機換熱器，在室內側輻射出壓縮機壓力脈動傳遞噪聲，影響用戶使用體驗。工程上對于該類噪聲的改善措施主要是在管路上設置擴張式消聲器，如圖1所示，即在傳遞路徑上阻斷聲音向室內側的傳遞。[4]

圖1 制熱模式下的冷媒流向管路

1.2 擴張式消聲器

空調用擴張式消聲器是利用管道中的截面突變之類的聲阻抗變化，產生聲波的反射、干涉等，達到消聲的目的，其結構由兩端的連接管和中間的擴張室構成[5]，其結構如圖2所示。其消聲量TL可用下式計算，即：

圖2 單節擴張式消聲器

式中，m-擴張比，m=S2/S1；

S1-連接管的橫截面積，m2；

S2-擴張室的橫截面積，m2；

l-擴張室的長度，m；

k-波數，k=2π/λ=2π f/c，m-1。

擴張式消聲器頻率特性如圖3所示，從式（1）和圖3可以看出，其消聲特性主要由擴張比m和擴張室長度l決定，其中擴張比m決定其最大消聲量，隨著擴張比m的增大，其最大消聲量越大；擴張室長度l決定其消聲頻率段，擴張室越長其消聲頻率主要集中在低頻段，其有效長度l等于第一個消聲波峰對應波長的1/4倍，因此擴張式消聲器又稱為1/4波長消聲器。

圖3 擴張式消聲器頻率特性

1.3 消聲器傳遞損失聲學有限元計算

對于消聲器傳遞損失的計算除了使用公式（1）外，還可以使用聲學有限元法，尤其對于一些傳遞損失較難使用解析法的不規則消聲器進行建模計算。本文使用聲學有限元軟件LMS virtual.lab對消聲器傳遞損失進行計算。以出入口直徑為6 mm、擴張室直徑為30 mm、擴張室長度為120 mm的消聲器為例。首先進行模型簡化，選取消聲器內部空腔作為聲場計算域，劃分成有限元網格，如圖4所示。設置R32冷媒聲速c=210 m/s，密度ρ=135 kg/m3，聲阻抗ρc=28350 kg/(m2·s)。在入口設置Vn=1 m/s振動速度邊界條件，出口處設置為全吸聲無反射邊界壁面[6]。

圖4 消聲器有限元模型

計算出消聲器聲壓級云圖如圖5所示，可以看出在消聲器內部聲波以平面波的形式傳播，即管道聲場為一維聲場。

圖5 消聲器870 Hz時的聲壓級幅值云圖

將聲學有限元仿真計算出的傳遞損失與公式（1）計算出的傳遞損失進行對比，如圖6所示，可以看出兩者完全重合，即驗證了聲學有限元法的準確性。

圖6 公式法與有限元法計算消聲器傳遞損失對比

2 消聲器位置對空調管路消聲特性的影響

2.1 截面收縮的消聲器

空調管路設計時一般僅考慮擴張式消聲器的消聲量，在實際空調管路結構中同時還會存在截面收縮的消聲器，如圖7 a)所示。壓縮機排氣口到擴張式消聲器的這段管路即為截面收縮的消聲器，壓縮機直徑遠大于消聲器擴張室直徑，該截面收縮的消聲器為出入口截面積不等的消聲器。消聲器的聲學特性僅與其擴張比和有效長度有關，因此，為簡化聲學有限元計算模型，可采用“化曲為直”的方法將該截面收縮的消聲器拉直建模，如圖7 b)所示。

圖7 截面收縮的消聲器

使用聲學有限元法計算出該截面收縮的消聲器傳遞損失曲線如圖8所示，從圖中可以看出截面收縮的消聲器消聲頻率由收縮段管路長度決定，與單節擴張式消聲器一致，即消聲器有效長度為第一階最大消聲量對應波長的1/4倍。

圖8 截面收縮的消聲器傳遞損失曲線

對表1中5個消聲器模型進行聲學有限元仿真計算，對比其傳遞損失曲線如圖9所示，其中，1#、2#、3#三款截面收縮的消聲器僅入口直徑不同，其傳遞損失曲線完全重合；1#、4#、5#三款消聲器的入口直徑相同，出口直徑不同，其消聲量隨著出口直徑的增大而變大。因此，入口直徑與出口直徑不同的截面收縮的消聲器，其最大消聲量（即擴張比）由截面積較小連接管確定。

圖9 出口截面與入口截面不等的截面收縮的消聲器傳遞損失曲線

2.2 排氣管路消聲特性

圖1所示的制熱模型冷媒輸送路徑中存在壓縮機排氣口、消聲器出口、消聲器入口和四通閥腔體4個變截面，采用“化曲為直”的方法模型如圖10 a)所示，其可分解為2個截面收縮的消聲器和1個擴張式消聲器，如圖10 b)所示，其有效場長度分別為L1、L2和L3。

圖10 排氣管消聲器模型

使用聲學有限元法計算其傳遞損失如圖11所示，整體管路消聲量由三個分解的消聲器合成，但小于三個分解消聲器的消聲量的線性和。

圖11 空調排氣管整體式及分解式消聲特性

調整消聲器在排氣管中的位置及排氣管的長度如表2所示，使用聲學有限元法計算出其傳遞損失如圖12所示，可以看出調整消聲器在排氣管中的位置及排氣管的長度可以在不同的頻率段獲得最大的消聲量。因此，在進行設置有消聲器的管路設計時，在考慮消聲器消聲量和消聲頻率的基礎上，合理設計消聲器的位置及管路長度可以在獲得更好消聲效果的同時使成本更經濟。

表2 調整消聲器在排氣管中不同位置管路方案

圖12 消聲器在排氣管中不同位置管路方案消聲特性對比

3 實驗驗證

在額定制熱工況（室內干球20℃、室外干球7℃）條件下，某分體式變頻空調在壓縮機制熱模式（80 Hz）運行時，在室內側出現“嗡嗡”的壓縮機傳遞噪聲，主觀評價結果表明其不合格，在半消聲室內使用head噪聲測試設備測試其室內機噪聲頻譜如圖13所示，壓縮機2倍、3倍和4倍頻幅值較高，其中3倍、4倍頻幅值均超過20 dB(A)。

圖13 原始狀態室內機噪聲頻譜

通過調整管路配重、阻尼等方式抑制管路振動，傳遞噪聲無下降，確認該噪聲為冷媒壓力脈動傳遞，需要增大管路在該頻段的消聲量。在不更換大消聲量消聲器的前提下調整消聲器在排氣中的位置，將消聲器到四通閥本體段管路長度從450 mm減小到220 mm，構造一個消聲中心頻率為238 Hz的截面收縮的消聲器，消聲頻段涵蓋傳遞噪聲的主要峰值頻率（2倍、3倍和4倍頻），即增大了管路在壓縮機傳遞聲頻段內的消聲量，壓縮機傳遞聲改善。且新方案管路總長減短，節約了物料成本，如圖14。圖15所示為優化后的室內側噪聲頻譜，壓縮機倍頻峰值均被降低到10 dB(A)以下，在室內側已聽不到“嗡嗡”的壓縮機傳遞聲，噪聲主觀評價改善。

圖14 排氣管管路優化

圖15 排氣管優化后室內側噪聲頻譜

4 結論

本文通過使用聲學有限元法對空調管路消聲特性進行分析研究，得出以下結論：

（1）設置有消聲器的排氣管中，排氣口到消聲器段管路和消聲器到四通閥體段管路可以形成兩個截面收縮的消聲器，該截面收縮的消聲器的消聲頻率與擴張式消聲器相同，即符合1/4波長關系，其最大消聲量由消聲器截面與管路截面的擴張比確定。

（2）設置有消聲器的排氣管，其整體消聲量由其分解成的兩個截面收縮的消聲器和一個擴張式消聲器的消聲量合成，但其消聲量略小于三個分解消聲器消聲量的線性和。

（3）在進行設置有消聲器的管路設計時，在考慮消聲器消聲量和消聲頻率的基礎上，合理設計消聲器的位置及管路長度可以在獲得更好消聲效果的同時使成本更經濟。