雙螺桿空壓機消聲器設計與性能分析

何旭陽, 何亞銀, 張煒, 王凱

(陜西理工大學機械工程學院, 漢中 723001)

雙螺桿空壓機因其結構簡單、工作可靠、經濟效益高而被廣泛應用于工業生產中[1],但因其工作中會產生較大的噪聲,需要對其進行降噪處理。常用的降噪方法是在其表面加隔聲罩或吸排氣口加消聲器。20世紀80年代初,針對雙螺桿空壓機的噪聲問題就開始了研究。楊勝梅等[2]針對半封閉雙螺桿壓縮機的供油參數變化對壓縮機機體振動和性能的影響,開展了實驗研究,通過對供油參數進行優化,得到了性能更優、壓縮機振動噪聲能量更低的設計方案。王小明等[3]對雙吸平衡式雙螺桿壓縮機的流致噪聲進行分析,得出壓縮機的噪聲頻率聲壓級主要與排氣頻率及其倍頻有關。韓麗娟[4]研究了大型螺桿壓縮機噪聲控制的主要方法。陳文卿等[5]對半封閉雙螺桿制冷壓縮機的噪聲進行研究,提出了采用排氣端面脈動衰減裝置和排氣管路消聲器的降噪方法。陳仁君[6]對螺桿壓縮機低頻噪聲控制進行研究,提出安裝消聲器和隔聲罩的控制方法。馬強[7]針對目前國產壓縮機氣流脈動較大現象,通過對某型號螺桿壓縮機的流場及喘振現象進行仿真分析,得到排氣壓力脈動現象產生的主要原因是齒間容積與排氣背壓存在壓差,使得排氣孔和齒間容積形成回流沖擊,氣體壓力分布不均勻形成渦流引起的。饒靜等[8]對某型號雙螺桿壓縮機內部流場進行仿真和試驗驗證,得出作用于轉子上的流體壓力從進氣到出氣口呈現遞增的趨勢。岳巍澎等[9]針對風力機的氣動調幅噪聲,提出了一種新的測量和分析方法,該方法有助于建立風力發電機組的氣動噪聲測量標準,以便更好地控制風力機的調幅噪聲。Liu等[10]考慮了吸聲材料、傳熱和平均流動效應,提出了一種多維CFD(computational fluid dnamics)方法來計算排氣消聲器的傳遞矩陣,并進一步研究了平均流場對消聲器聲學性能的影響。王松嶺等[11]以NACA0018翼型作為研究目標,利用聲類比法,研究脊狀結構對翼型遠場噪聲的影響,結果表明：適當位置的脊狀結構能夠改善翼型的噪聲。Shen等[12]針對半封閉變頻螺桿壓縮機產生的噪聲,提出了端面衰減通道和放電管阻尼兩種方法,并設計實驗進行了驗證,表明兩種方法都有較好的降噪效果。Wu等[13]對于雙螺桿制冷壓縮機氣體的間歇流動而產生的壓力振動和噪聲問題,提出了一種用于制冷壓縮機排氣腔的壓力脈動阻尼器,并對其設計仿真模型和實驗進行驗證。薛東文等[14]針對某大尺寸螺旋槳開展了氣動與噪聲聯合優化設計,優化結果與高精度計算進行對比,具有較好的降噪效果。Mujic等[15]對雙螺桿壓縮機的噪聲源進行實驗研究,發現噪聲產生的主要原因是氣流脈動作用。Ooi等[16]采用基于遺傳進化算法的多目標優化方法,對壓縮機性能系數、制冷量、電機輸入功率、摩擦功率、指示功、排放閥損耗、吸力閥損耗、壓縮機整體尺寸進行優化設計分析,結果表明：該方法可以有效地完成滾動轉子壓縮機優化設計工作。Sangfors[17]對雙螺桿壓縮機的氣流噪聲進行測量與分析,發現氣流脈動基頻及整數倍頻時噪聲值較大,為氣流脈動噪聲的研究提供了一定的參考。

目前,前人對雙螺桿空壓機的噪聲研究主要以實驗為主,而關于有限元仿真和添加消聲器降噪模擬相對較少。鑒于此,通過有限元方法,對雙螺桿空壓機的噪聲和消聲器降噪進行分析。研究成果可對雙螺桿空壓機降噪起到一定的參考作用。

1 理論分析

1.1 聲波在介質中的傳播

聲波在空壓機殼體或消聲器中的傳播是由介質的慣性和彈性效應引起的,因此聲波相對于介質的質點在運動。均勻流動介質中聲波的兩個基本方程寫成如下形式。

(1)連續性方程。

(1)

(2)動量方程。

(2)

(3)

將式(1)～式(3)中消去ρ和u后,得到均勻流動介質中的聲波方程為

(4)

聲音的強弱常以聲壓級來衡量。從人體感知來看,人耳對于聲音響度的感知并不是與聲壓的絕對值成正比,而是與聲壓的對數成正比,聲壓與聲壓級計算關系式為

(5)

式(5)中：Lp為聲壓級;p0為參考聲壓。

1.2 赫姆霍茲方程

利用有限元方法,求解雙螺桿空壓機的噪聲以及吸氣口處安裝消聲器時,消聲器的降噪效果,通過將模型分割成若干單元,求解其噪聲的分布情況,得到噪聲的頻譜圖。頻域求解下的聲學方程為

(6)

式(6)中：ρc為密度,kg/m3;ω為角頻率,rad/s;?為哈密爾頓算子。

1.3 傳遞損失理論

傳遞損失是分析消聲器降噪性能的物理量,其定義是消聲器進氣口處的入射聲功率級與排氣口處的透射聲功率級之差,可表示為

(7)

式(7)中：Wi為消聲器進氣口處的入射聲功率;Wt為排氣口處的透射聲功率;LW1為消聲器的入射總聲功率;LW2為消聲器的出射總聲功率。

當進出口管道內的聲波為平面波時,入射和透射聲功率可分別表示為

(8)

(9)

式中：Ii和pi、It和pt分別為消聲器進氣口處的入射聲強和聲壓、排氣口處的透射聲強和聲壓;S1、ρ1、c1、M1和S2、ρ2、c2、M2分別為消聲器進氣口和排氣口的橫截面積、介質密度、聲速和氣流馬赫數,當氣體流動方向與聲波傳播方向相同時,馬赫數取正數,否則為負數[18]。

2 雙螺桿空壓機殼體噪聲分析

在消聲器設計之前,首先要進行雙螺桿空壓機殼體的噪聲分析,選擇COMSOL軟件進行空壓機殼體的噪聲分析。

2.1 幾何模型建立及網格劃分

選擇UG軟件,建立YSJ-03型雙螺桿空壓機的殼體模型,將建模好的殼體模型導入COMSOL軟件中,對其進行網格劃分,網格形狀為自由四面體網格,定義網格尺寸為波長的1/5,生成四面體網格單元26 607個,三角形網格單元12 632個,邊單元2 327個,網格質量滿足仿真要求。雙螺桿空壓機網格劃分如圖1所示。

圖1 雙螺桿空壓機殼體網格劃分

2.2 邊界條件設置

在COMSOL軟件中的聲學模塊,定義YSJ-03型雙螺桿空壓機殼體模型的內部介質為空氣,入射壓力場幅值為1 Pa,入射壓強為1個大氣壓,聲速為340 m/s,密度設定為1.413 kg/m3,溫度設定為293.15 K。殼體壁面為硬聲場壁面。

2.3 殼體表面噪聲分析

因為雙螺桿空壓機殼體噪聲主要以中低頻噪聲為主[19],定義頻率范圍為100～1 500 Hz。求解該頻段下空壓機殼體的噪聲分布。

圖2、圖3分別為頻率1 435 Hz和1 480 Hz時雙螺桿空壓機的聲壓和聲壓級分布。由聲壓(圖2)和聲壓級圖可以看出,空壓機殼體有較強的噪聲分布。

freq為頻率

freq為頻率

為得知雙螺桿空壓機殼體噪聲分布的具體數值,求解空壓機在100～1 500 Hz時的噪聲頻譜圖。圖4為100～1 500 Hz頻率范圍內,雙螺桿空壓機殼體的噪聲分布頻譜圖?？梢钥闯?殼體的噪聲分布在86.9～112.1 dB,其中在1 195 Hz時噪聲最低,為86.9 dB;在505 Hz附近噪聲最高,為112.1 dB。當特征頻率范圍在600～1 500 Hz時,噪聲范圍比較集中,主要集中在86.9～98 dB。

圖4 雙螺桿空壓機殼體噪聲分布

3 消聲器設計與降噪分析

3.1 消聲器設計

由于雙螺桿空壓機的殼體噪聲主要以中低頻噪聲為主,而阻性消聲器對于高頻噪聲有較好的降噪效果,抗性消聲器對于中低頻噪聲有較好的降噪效果,所以該雙螺桿空壓機消聲器的設計選擇抗性消聲器。

圖5、圖6分別為雙螺桿空壓機抗性消聲器二維和三維圖,采用膨脹腔的設計結構,即兩端是截面直徑較小的圓形管道,中間是截面較大的長方形箱體,通過截面的突變,導致進入消聲器的聲波發生反射和干涉現象,減小聲波的傳輸,實現對氣流中噪聲的降低。

圖5 抗性消聲器二維圖

圖6 抗性消聲器三維圖

為了滿足消聲器的設計要求,同時便于安裝和有更好的降噪效果,消聲器的設計要滿足以下要求。

(1)消聲器的突變截面面積與吸排氣口面積之比最好大于2∶1,這樣聲阻抗經過吸氣口到達膨脹腔時,引起阻抗速度的改變,從而形成聲能的反射和干涉現象,實現更好的降噪。

(2)膨脹腔的腔體長度越長,降噪效果越好,所以在不影響安裝和設計尺寸沒有具體要求的條件下,膨脹腔越長越好。

(3)消聲器的材料一般選擇碳鋼或不銹鋼,同時消聲器的壁厚不能過薄,否則降噪效果不明顯。

(10)

消聲器的消聲量用傳遞損失來表示,即

(11)

式(11)中：W1為消聲器進氣口處的入射聲功率;W2為消聲器排氣口處的透射聲功率。

因此,該消聲器的傳遞損失也可表示為

(12)

(13)

根據式(13)可以看出,極大消聲器量TLM與擴張比m成正比,m越大,極大消聲量越高。當m>5時,式(6)可簡化為

TLM=20lgm-6

(14)

極大消聲量TLM與擴展比m的關系如表1所示。

表1 極大消聲量TLM與擴展比m的量值關系Table 1 Quantitative relationship between maximum noise attenuation TLM and extension ratio m

根據以上要求,同時考慮材料成本和尺寸大小,消聲器的設計參數為：進排氣管道的內部直徑為20 mm,長度為60 mm;膨脹腔的突變截面的長度為100 mm,寬度為80 mm;膨脹腔長度為200 mm;消聲器厚度為6 mm;計算得擴張比m=25,降噪量可以達到22 dB,具有較好的降噪效果。消聲器的設計材料選擇304不銹鋼,圖6為抗性消聲器的三維圖。

3.2 消聲器性能分析

將設計好的消聲器模型導入COMSOL軟件,求解頻率范圍在100～1 500 Hz時,消聲器的降噪效果。在消聲器進氣口輸入與雙螺桿空壓機殼體表面同等大小的噪聲聲波,測量其傳遞損失曲線,分析消聲器的降噪性能,如圖7所示。

圖7 抗性消聲器傳遞損失

從圖7抗性消聲器傳遞損失可以看出,在特征頻率在100～800 Hz,消聲器的降噪呈現先增大后減小的趨勢,在515 Hz時達到峰值,降噪15 dB。在800～1 500 Hz時,消聲器的降噪呈現先增大,達到峰值,然后減小為零,再增大的過程。最大降噪可達到19.2 dB。而在784 Hz和1 482 Hz時,因為出現諧振,消聲器失效。從傳遞損失圖可以看出,雖然該消聲器可以起到一定的降噪作用,但是消聲性能不夠穩定,降噪量存在波峰和波谷,在784 Hz和1 482 Hz時會導致消聲器失效,故穩定性不高,需要進行一定的優化。

3.3 消聲器結構優化設計

為了提高消聲器的降噪效果,避免消聲器出現諧振現象而失效,需要在消聲器內部添加吸聲材料。消聲器內部常用的吸聲材料有離心玻璃棉、玻璃纖維、低碳鋼絲網、毛氈等。選擇玻璃纖維作為吸聲材料,固定在消聲器膨脹腔的四周內壁上,根據消聲器的尺寸、降噪效果以及經濟效益考慮,玻璃纖維厚度取為10 mm。為了防止氣流長期作用導致玻璃纖維的脫落以及更好的降噪效果,在消聲器內部安裝一層穿孔板,玻璃纖維夾在穿孔板和消聲器內壁之間,組成新型消聲器——阻抗復合消聲器,玻璃纖維的分布如圖8所示。

圖8 消聲器內部玻璃纖維分布圖

將該阻抗復合消聲器模型導入COMSOL軟件中,選擇多孔介質模塊中的Delany-Bazley-MiKi模擬消聲器內部玻璃纖維的吸聲性能,測試該消聲器的降噪效果。

圖9為優化前后在相同條件下測得的消聲器的傳遞損失,可以看出,優化之后消聲器的降噪效果得到了很大的改善,很好的避免了出現的諧振現象,防止消聲器降噪失效。同時隨著特征頻率的增大,消聲器的降噪也隨之提升。最低降噪可以達到13.3 dB,最高降噪可以達到26.9 dB。消聲器降噪效果良好,降噪性能穩定。

圖9 阻抗復合消聲器傳遞損失

3.4 安裝阻抗復合消聲器后雙螺桿空壓機殼體噪聲分析

將阻抗復合消聲器安裝在雙螺桿空壓機吸氣口處,導入COMSOL軟件,測試此時雙螺桿空壓機殼體的噪聲分布,得到消聲之后的空壓機殼體噪聲頻譜圖,與沒有安裝消聲器時空壓機殼體的噪聲頻譜進行對比,分析消聲器的降噪性能?？諌簷C和阻抗復合消聲器的裝配圖如圖10所示,安裝前后空壓機殼體的噪聲頻譜圖如圖11所示。

圖10 空壓機和阻抗復合消聲器裝配圖

圖11 安裝消聲器前后空壓機殼體噪聲頻譜圖

從圖11可以看出,安裝阻抗復合消聲器之后,雙螺桿空壓機殼體的噪聲有了明顯的降低。在沒有加消聲器時,空壓機殼體的噪聲最高達到112.1 dB,噪聲主要分布在86.9～98 dB。而加消聲器之后,空壓機殼體的噪聲基本處于75 dB以下,最低可以達到36 dB,噪聲集中分布在40～70 dB。說明該消聲器具有較好的降噪作用,且降噪性能穩定。

4 結論

為了降低雙螺桿空壓機殼體產生的噪聲,對空壓機進行消聲器性能分析與結構優化。通過將設計出的消聲器加裝在空壓機吸氣口上,獲得降噪效果。得出如下結論。

(1)通過仿真分析,當特征頻率在100～1 500 Hz時,雙螺桿空壓機殼體噪聲集中分布在86.9～112.1 dB,其中在1 195 Hz時噪聲最低,為86.9 dB;在505 Hz附近噪聲最高,為112.1 dB。

(2)簡單的膨脹腔抗性消聲器對雙螺桿空壓機殼體噪聲的降噪量最大可以達到19.2 dB,在784 Hz和1 482 Hz時都會出現諧振現象,導致消聲器失效,需要在抗性消聲器內壁上添加玻璃纖維吸聲材料。通過對比發現,添加吸聲材料的阻抗復合消聲器降噪效果更好,降噪量最小可以達到13.2 dB,最大可以到達26.9 dB。

(3)將阻抗復合消聲器安裝在雙螺桿空壓機吸氣口處,通過仿真分析得到降噪頻譜圖,與沒有安裝消聲器時空壓機殼體的噪聲頻譜圖進行對比,發現該空壓機殼體的主要噪聲從86.9～98 dB降低到40～70 dB,說明該阻抗復合消聲器具有較好的降噪效果。