影響冰箱壓縮機吸氣消聲器消聲特性因子的研究

陳剛 朱金江 孟碧光 秦宗民 李菁瑞

黃石東貝壓縮機有限公司 湖北黃石 435000

0 引言

冰箱壓縮機的吸氣消聲器作為核心降噪部件，在降低壓縮機及制冷系統的噪聲方面起到關鍵性的作用。孫敬龍等[1]利用LMS Test.Lab和Matlab軟件對某款制冷壓縮機的箱體進行聲振譜噪聲識別和相干性分析，判定吸氣脈動對噪聲影響范圍在50～750 Hz，對吸氣端進行優化后有效降低噪聲。由于吸氣過程中氣流的壓力、速度、溫度等參數會發生明顯的變化，所以通常要求吸氣消聲器在不同使用環境下均具有良好的消聲特性，這對消聲器的設計無疑是一種巨大的挑戰。V. V. Tupov[2]對冰箱壓縮機中最常用的幾種消聲器進行了理論研究并確定了具有寬頻消聲性能的結構。Peter Jones和Nicole Kessissoglou[3]對設計的三種抗性消聲器進行了聲學有限元分析，發現有限元模擬軟件包的仿真結果與實測消聲器的共振頻率和幅值是相符的。Shubham Chivate等[4]總結分析了具有不同結構的簡單膨脹室反應式消聲器的聲學性能。黃書才[5]對消聲器進行了結構共振輻射噪聲、腔體共鳴噪聲，以及傳遞損失分析。Sanghyeon Kim等[6]研究了吸氣消聲器的空氣動力性能和聲學性能，設計了一種低流阻和高降噪性能兼具的吸氣消聲器。變頻冰箱因其更好的能效[7]將成為主流。盡管已有許多專家學者對消聲器的傳遞損失進行分析優化，但實際應用中消聲器的消聲效果與設計目標仍存在較大差距。

壓縮機噪聲存在溫度波動特性，如圖1所示為某變頻壓縮機運行過程中，800 Hz和1000 Hz噪聲隨殼體溫度變化示意圖。不僅壓縮機在運行過程中會出現溫度特性，冰箱在長時間運行的過程中也會出現。如圖2所示為某變頻冰箱在長運行過程中的噪聲信號，其中800 Hz頻段下的噪聲表現出波動性，易引起用戶的投訴。

圖1 噪聲隨溫度變化示意圖

圖2 某冰箱長運行800 Hz噪聲

為分析800/1000 Hz噪聲隨溫度波動問題，對吸氣端可能造成的因素進行研究。通過分析升溫速率、消聲器的結構和消聲器的密封性，最終研究發現，使用優化后消聲腔的箱體噪聲波動減小，聲學性能穩定性得到提高。為壓縮機消聲器的設計優化方向提供參考。

1 消聲效果影響因素的分析

1.1 升溫速率對消聲器消聲效果的影響

壓縮機在吸氣時，會產生較大的吸氣脈動和吸氣噪聲，吸氣消聲器作為壓縮機的消聲部件，可有效抑制這種由壓力脈動產生的噪聲。根據前期研究發現，變頻壓縮機噪聲的溫度波動特性主要與吸氣消聲器及腔體特性有關。如圖3所示為是否安裝吸氣消聲器對壓縮機噪聲的影響，吸氣消聲器對500～1250 Hz的頻段影響較大，該區域內的聲腔模態易被寬頻的氣體壓力脈動激發，進而產生較大的吸氣噪聲。3150 Hz的單頻段差異不具有氣流噪聲的寬頻特征，是由于未安裝吸氣消聲器而導致氣流沖擊在內部零件上產生的高頻振動噪聲。

圖3 安裝吸氣消聲器對壓縮機噪聲的影響

壓縮機吸氣消聲器一般采用抗性擴張式結構，利用消聲器內部管道截面的突然擴張（或收縮），或赫姆霍茲共振腔，聲傳播過程中引起阻抗突變。通常用消聲器入口和出口處的聲功率級差，即傳遞損失來評價消聲器的消聲效果，與聲源和終端無關。當消聲器內有氣流通過時，由于消聲器內部結構的邊界條件與靜態時不同，其聲波在消聲管道內傳播與衰減規律也不同。由此，還要評價消聲器的空氣動力性能，阻力系數ε為通過消聲器前后的壓力損失與氣流動壓之比。消聲器的消聲量與其內部氣體流速呈現負相關，隨其減小強度有增大的趨勢[8]。因為氣體流速ν越快，氣流動壓越大，則消聲器的阻力系數也就越大，嚴重影響消聲器的消聲性能，并且氣體流速對傳遞損失的影響在中低頻段更為明顯[8]。

如圖4所示為某壓縮機升溫速率對殼體溫度的影響。當升溫速率較快時（30℃～45℃），單位時間內制冷劑氣體的流量n可以看作是定值。根據理想氣體定律PV=nRT，氣體常數R恒定，此時，吸入端制冷劑氣體壓力P也恒定，溫度T升高，則制冷劑氣體體積膨脹，V也會相應增大。又由于壓縮機的轉速恒定，體積V與流速ν成正比，升溫速率快速增大也會導致制冷劑流速的快速增加，消聲器阻力系數增大，消聲效果減弱；當升溫速率較小時，流速的變化相對較為遲緩，對消聲器的消聲作用影響減小。另外，氣體聲速c定義是：，其中K為氣體絕熱指數，P為氣體壓強，ρ為氣體密度。由此可知，聲速與氣體密度呈反比，升溫速率快速增大導致單位體積的制冷劑密度ρ減小，聲速c增大，從而影響消聲器的消聲效果。

圖4 某變頻壓縮機升溫速率

1.2 吸氣口形狀對消聲腔消聲效果的影響

采用Virtual.Lab聲學仿真模塊，基于一維平面波理論，計算消聲器的傳遞損失，如圖5所示為消聲器傳遞損失理論示意圖。

圖5 消聲器傳遞損失理論

其中：

P1為入口附近的壓力，v1為入口附近的流速，P2為入口大截面附近的壓力，v2為入口大截面附近的流速，Pin為入口端面處壓力，vin為入口端面處綜合流速；

P3為出口附近的壓力，v3為出口附近的流速，P4為出口大截面附近處的壓力，v4為出口大截面附近的流速，Pout為出口端面處壓力，vout為出口端面處綜合流速。

由于壓縮機吸氣消聲器的入口和出口的截面通常較小，聲波主要以平面波的方式進行傳播，根據一維聲波的波動方程，定義入口X=0處，質點振動速度為1，推導出：

式（1）中，ρ為介質的密度，c為介質的聲速。

出口處通常定義為無反射邊界，即在出口X=L處，P4=0，則Pout=P3。

定義消聲器入口截面積為Ain，出口截面積為Aout，則入口和出口平面波的聲功率為：

式（2）中，Win為入口的聲功率，Wout為出口輻射聲功率。

消聲器的傳遞損失TL計算公式為：

在聲學計算中，聲壓都是復數形式，將公式（1）帶入公式（3）：

以某變頻壓縮機所用的消聲器為例，基于Virtual.Lab聲學模塊對圖6中消聲器內部流域TL仿真計算，計算的結果如圖7所示。由圖7中仿真計算的TL結果可知，消聲器吸氣口形狀對特征峰無影響，但是消聲量存在差異，帶吸氣口的消聲器模型TL幅值相對較大。

圖6 消聲器內部流域

圖7 吸氣口形狀對仿真理論聲傳遞損失的影響

根據圖8中實際測試中消聲器傳遞損失的測試原理，通過實驗驗證上述TL仿真計算結果的準確性。

圖8 消聲器傳遞損失的測試原理

隨機抽取3個消聲腔根據圖8中傳遞損失測試原理，對同一消聲腔進行不同吸氣口影響的傳遞損失測試，圖9為上述消聲器的測試過程。分別測試后，傳遞損失結果如圖10所示。在2500 Hz以下的中低頻區間，傳遞損失與吸氣口無關，消聲效果相同，但對高頻的影響比較明顯。由于消聲器主要用于降低中低頻噪聲，故是否帶吸氣口與消聲效果基本沒有影響。由實際測試對比仿真結果可知：消聲腔是否帶吸氣口的傳遞損失曲線基本相同，這與仿真計算的結論一致。但仿真計算中帶吸氣口的消聲器消聲幅值較大，是由于吸氣口流域在仿真軟件計算中可起到提高消聲量的作用。

圖9 消聲器傳遞損失測試

圖10 消聲器組件是否帶吸氣口對實際聲傳遞損失的影響

1.3 密封性對消聲腔消聲效果的影響

在圖6中消聲器模型的基礎上，在中間隔板處增設小孔，該小孔在結構設計上一般作為漏油孔設置在腔體邊緣區域。如圖11所示，利用Virtual.Lab聲學模塊仿真計算漏油孔孔徑對消聲器傳遞損失的影響。

圖11 不同孔徑漏油孔的消聲器

圖12 為消聲器不同漏油孔孔徑的傳遞損失曲線，從圖中可以看出，在中間隔板打孔后，1550 Hz與2400 Hz的消聲特征峰消失。而孔徑的遞增還會引起1000 Hz～2500 Hz消聲峰幅值的下降，另外3500 Hz～4000 Hz內的消聲峰會發生偏移。說明是否在中間隔板上增設漏油孔對消聲器的消聲效果存在比較明顯影響。

圖12 設置不同孔徑漏油孔仿真特征曲線

基于以上分析，探究密封性對實際使用的消聲器的影響，結果如圖13所示。

圖13 消聲器常溫傳遞損失實測

消聲器實際使用時溫度較高，而傳遞損失測試通常在室溫下進行。考慮到溫度對消聲器傳遞損失的影響，將上述消聲腔在70℃的烘箱中加熱保溫12 h后再進行傳遞損失測試，測試結果如圖14所示。對比圖13和圖14中消聲器的傳遞損失，常溫環境下的消聲器在低頻（1000 Hz以下）的差異較小，加熱后的差異性增大，因測試過程消聲器溫度有變化。選取上述消聲器，根據中低頻消聲效果分為3個組別：一般、較好、好，裝機測試升溫過程中噪聲，后將壓縮機內消聲器取出并對內部可能存在的漏氣點進行粘接，再重新測試噪聲。

圖14 消聲器保溫至70℃的傳遞損失實測

從圖15中可以看出粘接前消聲效果最差的壓縮機粘接后在800 Hz和1000 Hz頻段內的噪聲明顯下降，消聲作用明顯增強。消聲效果一般的，粘接前后的壓縮機噪聲相差不大，噪聲無明顯改善。800 Hz和1000 Hz頻段內的噪聲隨溫度波動的變化較小，穩定性較好，說明消聲器密封性對消聲腔消聲效果影響較大。

圖15 消聲效果最差的壓縮機消聲器粘接前后的噪聲對比

2 實驗驗證消聲器密封性對冰箱噪聲的影響

冰箱壓縮機在實際運行中，升溫速率主要與用戶的使用情況有關，一般不采用單獨的控制邏輯或者風扇來抑制壓縮機的升溫。而由1.3節內容可知，消聲器的密封程度對終端產品，即冰箱噪聲水平的影響較大。將1.3節中消聲腔消聲效果和穩定性均好的壓縮機安裝至圖2中的某變頻冰箱上，并測試該冰箱長時間的運行噪聲，如圖16所示。對比圖2，更換消聲器壓縮機的冰箱在800 Hz的噪聲波動程度明顯變小，運行噪聲的穩定性較好。說明在改善壓縮機內部消聲器的密封性后，不僅壓縮機的噪聲得到優化，冰箱噪聲也會改善。

圖16 消聲腔改善前后冰箱運行時的800 Hz噪聲頻譜

圖16中，冰箱壓縮機啟動并逐漸升速到工況轉速，100 s至30分鐘為轉速穩定運行階段。改善前800 Hz頻段內噪聲幅值范圍為25 dB(A)～37 dB(A)，改善后800 Hz頻段內噪聲幅值范圍為25 dB(A)～30 dB(A)，噪聲最大幅值明顯減小，并且改善后噪聲波動性降低。經計算，100 s～500 s內800 Hz頻段噪聲均值由31.1 dB(A)降低到28.7 dB(A)，平均降低了2.4 dB(A)；而標準差由3.87降低到1.49，優化了61.5%。說明優化消聲器后，冰箱噪聲的穩定性明顯得到改善。

3 結論

吸氣消聲器是壓縮機降噪研究的主要方向，本文通過仿真計算與實際測試分析了消聲器對壓縮機及冰箱的降噪效果，驗證了消聲效果存在差異性的原因，得到如下結論：

（1）結合消聲機理與升溫速率的實驗驗證解釋了升溫速率過快影響消聲器消聲作用的原因。

（2）對消聲器吸氣口形狀進行TL仿真計算和實際測試分析，發現在消聲作用頻段內（主要為中低頻），消聲器吸氣口形狀對消聲效果幾乎無影響。

（3）分析了消聲器的密封性對消聲器的消聲效果穩定性的影響，密封性較好的消聲器，800 Hz附近的噪聲平均降低2.4 dB(A)，標準差優化了61.5%，噪聲穩定性得到明顯改善。通過仿真以及實驗對消聲器結構設計以及消聲效果的評估提供了依據，為壓縮機和冰箱的降噪方案提供思路。