（热能工程专业论文）封闭式制冷压缩机噪声特性研究与消声途径探索.pdf

摘要 摘要 家用冰箱作为越来越普及的家用电器，人们对它的要求除了制冷功能上之 外，还多了“噪声”等舒适性方面的要求，而全封闭活塞式压缩机作为冰箱的 动力源，对噪声的贡献有着不容忽视的作用。本文即针对冰箱使用的全封闭活 塞压缩机的噪声问题用声学理论进行分析，用理论与实践相结合的方法，从设 计及实际可行的角度提出了修改意见，并进行试验验证。 本文首先给出了小振幅声波的波动方程，并对声波传递的边界条件，声波 的反射、折射，及声波的隔声情况作了介绍，为后续的分析打下了理论基础。 其次，对压缩机的工作过程中可能出现的噪声源作了介绍，并对压缩机的常见 噪声进行分类：在理论基础上，对压缩机的吸排气腔、吸气消声器建立模型， 用扩张室式消声器理论进行分析，然后经实际情况计算验证；另外，本文用声 学的喷注理论分析吸排气阀启闭过程产生的噪声问题，提出解决方案；最后用 室内声学理论分析壳体空腔振动响应和传递噪声情况，给出壳体转化模型，对 于壳体的隔声减振性能进行专项试验，并提出了加设加强筋的简单方便易行的 措施，通过试验验证，证明其可以取得一定的降嗓效果。此外，提出了生产中 容易实现的其他一些降噪途径。希望通过本文所作的努力，为今后国内压缩机 在噪声方面的研究提供一定的借鉴。 关键词声学；压缩机；噪声；振动 a b s t r a c t a b s t r a c t t h er e f r i g e r a t o ri sm o r ea n dm o r gp o p u l a ri nf a m i l y p e o p l er e q u e s ti ts h o u l db e m o 他s i l e n te x c e d ti t sr e 觑g e r a t i o nf u n c t i o n t h eh e r m e t i cr e c i p r o c a t i n gc o m p r e s s o r i st h ep o w e rr e s o u r c eo fr e f r i g e r a t o r , a n di tc a ng e n e r a t e1 0 u dn o i s e t h a tc a n tb e n e g 【c o t e di nr e f r i g e r a t o r sn o i s eg e n e r a t i o n i nt h i sp a p e r , t h en o i s ep r o b l e mo ft h e h e r m e t i cr e c i p r o c a t i n gc o m p r e s s o rw a sa n a l y z e db yu s i n gt h ea c o u s t i ct h e o r y , a n d t h et h e o r ya n de x p e r i m e n tm e t h o d sw e r ec o m b i n e d , t h e ns o m ev i a b l ea p p m a c h e so f d e s i g na n dp r o d u c tw e r ep r e s e n t e d ，f i n a l l yt h em e t h o d sw e r et e s t e db ye x p e r i m e n t a tf i r s tt h ew a v ee q u a t i o no ff i n i t e a l n p l i t u d es o u n dw a v ew a sg i v e ni n t h i s p a p e r a l s ot h eb o u n d a r yc o n d i t i o no f w a v et r a n s f e r , w a v er e f l e c t i o n ，w a v er e f r a c t i o n , a n dt h ei n s u l a t i o no fw a v ew e r ep r e s e n t e d t h e s eb e c a m eat h e o r yb a s i sf o rt h e o p e r a t i n gp r o c e s so fe o m p r e s s o r ，a n ds o r t e dt h en o i s e o nt h eb a s eo ft h e o r y , t h e s u c t i o na n dd i s c h a r g ec a v i t y s u c t i o nm u m e l r o o d e l sw e r ee s t a b l i s h e d t h e nu s i n gt h e e x p a n s i o nc h a m b e rs i l e n c e rt h e o r yt oa n a l y z e 也em o d e l sw e r ee s t a b l i s h e da n d a n a l y z e db yc h o c k e dt u r b u l e n ti e m o i s em o d e l ，t h e ns o m eu s e f u la p p r o a c h e sw e r e 西y e n e v e n t u a l l y , t h ep a p e ru s e dr o o ma c o u s t i c st oa n a l y z e ds o u n df i e l di n s i d et h e c o m p r e s s o rs h e l le s t a b l i s h e dt h es h e l lc o n v e r t i n gm o d e l a n dt h r o u g he x p e a t e x p e r i m e n tt e s t i n gt h ep e r f o r m a n c eo fs o u n di n s u l a t i o na n dv i b r a t i o nr e d u c t i o n ，i t p u tf o r w a r dt h a ta d d i n gt h er e i n f o r e e dt o l eo n 也ec o m p r e s s o rs h e l li n n e rw a l l a n d t h ee f f e c tw a sv i s i b l e t h r o u g he x p e r i m e n t a lt e s li tw a sp r o v e dt h a ts o m ea d v i c e s c a nb ev e r ye f f c c t i v e a tl a s t , s o m eo t h e ra p p r o a c h e so fn o i s er e d u c t i o no f c o m p r e s s o rt h a tc o u l db er e a l i z e de a s i l yw e r ep r e s e n t e di nt h ep a p o f k e y w o r da c o u s t i c s ；c o m p r e s s o r ；n o i s e ；v i b r a t i o n h 独创性声明 本人声明所呈交的论文是我个人在导师指导下进行的研究工作及取得的研 究成果。尽我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他 人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为获得北京工业大学或其它教育机构 的学位或证书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均 已在论文中作了明确的说明并表示了谢意。 签名：地逸日期 关于论文使用授权的说明 o ，。6 沙 本人完全了解北京工业大学有关保留、使用学位论文的规定，即：学校有权 保留送交论文的复印件，允许论文被盔阅和借阅：学校可以公布论文的全部或部 分内容，可以采用影印、缩印或其他复制手段保存论文。 ( 保密的论文在解密后应遵守此规定) 签名：壁监趟 导师签名： l 绪论 1 绪论 1 1 全封闭式制冷压缩机行业状况 全封闭制冷压缩机作为家用空调、冰箱和冷柜等制冷设备的动力源和心脏， 被广泛地应用于家电行业。全封闭式压缩机作为一种小型化压缩机，已有七十余 年的历史。自其诞生以来，一直德到了广泛的应用。近几十年来，随着绝缘材料 的出现，氟利昂制冷剂的使用和机械加工精度的提高，全封闭式压缩机的设计越 来越完善。目前，国内外家用空调、冰箱和冷柜等制冷设备使用的几乎全部是全 封闭式压缩机。【l 】 全封闭式压缩机种类很多，根据其对制冷剂蒸气的压缩热力学原理可以分为 容积型和速度型两大类。速度型压缩机中气体压力的增长是由气体的速度转化而 来，即先使吸入的气流获得一定的高速，然后再使之缓慢下来，让其动量转化为 气体的压力升高，以此来完成气体的压缩和输送。在容积型压缩机中，一定容积 的气体先被吸入到气缸里，继而在气缸中其容积被强制缩小，压力升高，当达到 一定压力时气体便被强制地从气缸排出。由于家用空调、冰箱等制冷设备主要采 用容积型压缩机，为了便于分析，简单起见，本文只讨论容积型压缩机中的全封 闭活塞式压缩机。 另外，从世界范围看，活塞式压缩机发展历史悠久，具有丰富的设计、研究、 制造和运行经验，至今在各个领域中依然被广泛应用、发展着。同时，在中小冷 量范围内，仍以活塞式压缩机为主：而且，随着压缩机本身可靠性和耐久性不断 提高和压缩机紧凑轻量化的追求，高速活塞式压缩机的发展是很自然的。这也是 本文进一步选用全封闭式活塞式压缩机为研究对象的原因；实际上，全封闭式压 缩机因其都有一个封闭壳体，故噪声发生机理大同小异，噪声控制对策也基本相 同，在考虑其他型式的压缩机时也可以从本文讨论的角度入手。 全封闭式压缩机在其工作过程中，因压缩机工作原理导致产生气流脉动和机 电噪声，是制冷系统的主要噪声来源。与大多数工业设备相比，全封闭压缩机的 噪声级是相当低的，但由于家用空调、冰箱等制冷设备大多是在办公室和居家环 境中使用，背景噪声值极低，而使用环境对家电的声学要求又特别高，因此噪声 北京工业大学工学硕士学位论文 的高低已成为衡量全封闭式压缩机质量的一个重要指标，国际标准和国家标准都 规定了制冷设备的噪声限值( 见附录l 冰箱压缩机噪声国家标准) 。特别值得一 提的是，随着现代人生活水平的提高，人们对生活质量和舒适度的追求会永无止 境，对全封闭式压缩机声学指标的要求也会越来越高，这是家用电器噪声控制工 作与其他工业噪声控制不同之处。因此，如何降低全封闭式压缩机噪声，进而降 低制冷设备的整机噪声，已是国内外工业制造部门和科技界共同努力的目标。 1 2 关于压缩机噪声的国内外研究现状 自三十年代全封闭式压缩机诞生以来，工业界一直在不断地对其结构和性能 进行改进。早期由于人们没有环境保护、噪声控制的意识，全封闭式压缩机的噪 声控制得不到专门的研究。尽管如此，随着机器结构和性能的改进其声学性能也 得到了不断的提高。人们在改进设计的过程中，不自觉地做了大量的噪声控制工 作。自七十年代以来，随着全球环境意识的增强，噪声控制学科的兴起，工业界 和科技界开始把全封闭式压缩机噪声控制作为一项研究任务重视起来。特别是近 二十年来，随着我国家电工业的崛起，国内家电企业界在引进国外先进技术的同 时，投入了大量的人力、物力开展噪声控制工作，取得了一定的成绩，在压缩机 噪声控制的一些专项研究方面，走在科技界的前头。【l 】 早期采用的全封闭式压缩机主要为往复活塞式、曲柄连杆压缩机，它通过电 动机带动曲轴旋转运动，再通过连杆使活塞作往复直线运动，从而完成吸气、压 缩机和排气周而复始的制冷剂压缩过程。由于旋转运动转变为直线运动时，其吸 排气过程不能连续进行，因此，容积效率低、平衡性差、损耗大，同时噪声高、 振动强，声压级在5 2 6 2 d b ( a ) 。后来发展起来的滑片式压缩机和滚动转子式压 缩机，采用旋转运动方式直接完成制冷的压缩过程，不需将旋转运动转变成活塞 往复运动，可把余隙容积作得很小，使得气流脉动减小，结构简单、体积小、零 件少。因此，噪声和振动比往复活塞式曲柄连杆压缩机叉降低了许多，一般在 4 6 5 0 d b ( a ) 。近几十年来快速发展起来的涡旋压缩机采用涡旋定子和转子的相 对运动来连续不断地完成吸气、压缩、排气过程，不需要吸、排气阀，吸气压力 损失小，可靠性高，容积效率高，功率损耗小。同时，由于涡旋转子回转运动能 形成几对压缩腔，因此力矩变化小，气流脉动不明显，振动和噪声也随之大幅度 2 1 绪论 降低。这种机型己成为目前声学性能最好的压缩机，其噪声均在3 0 3 6 d b 似1 之间。 全封闭式压缩机的降噪原理散布在最基本的机械设计之中，高效率的机器通 常伴随的是极低的噪声和极小的振动，机器的优化设计与低噪声设计的原则相吻 合，其差异只是在于后者没有前者那样定量化和系统化。因此可以说，最好的噪 声控制方法是在机器的设计中考虑到降噪的基本准则，那样既可以节省降噪成本 又可以达到最佳降噪效果。但是，显而易见，其技术难度是很大的；因为，它既 需要研究人员精通自己的专业，同时又要熟悉各种噪声设备的专业设计，只有这 样才能把噪声控制的基本准则与机器的功能设计结合起来。 1 2 1 国内研究现状及特点 在我国，小型家用制冷压缩机的生产历史还不长，目前还主要是引进生产国 外机型，基于国内技术水平和生产条件的限制，国内的压缩机企业绝大多数是模 仿国外厂家的产品；单纯的模仿再加上国内的生产技术水平及材质加工水平远远 比不上国外，由此产生的低效率高噪声问题就很值得重视。 虽然消费者对降低噪声的要求很强烈，但限于实验手段、设备及人员的缺乏 等原因，在这方面展开的研究相对国外来讲还不很多。 近年来，国内也有不少人员在研究压缩机的降噪减振问题，但国内关于全封 闭制冷压缩机噪声的研究，所采用的方法多以实验为主，并只是针对某种特定型 号，较多为厂家自己针对自己的产品进行实验改进，不具备普遍应用性。 2 。1 】例 如：文献【2 】中，某厂q d 系列冰箱压缩机的壳体是仿制意大利扎努西( z a n u s s i ) 公司，外形呈椭圆形，壳盖凹凸不平，目的本来是增强壳盖刚度，提高其固有频 率，但是在生产上带来较多麻烦，而壳体对压缩机的噪声控制具有重要作用，降 低压缩机的噪声，必须提高壳体的隔声效果，因而该篇文章主要通过对两种不同 钢材和厚度的壳体进行隔声试验的研究比较，其分析的结果也只是提出了几种仅 供参考的建议。 再例如：文献【4 】主要对引进意大利全套技术和设备生产的批量最大的q d - 6 0 冰箱压缩机的噪声频谱进行研究，分析噪声产生原因，为改进其性能，对 其噪声进行了一系列分析实验，并对该型压缩机的主要噪声源气阀，提出了 北京工业大学工学硕士学位论文 = = ! = 墨竺= ! = = 詈詈詈! ! = = = 暑! 詈! ! = 皇詈詈詈苎! 曼烹墨i ii ! 詈烹! 墨鼍皇葛! = 詈罩詈皇皇竺! 詈皇 改进意见。另外，某q d 5 5 a 型冰箱压缩机经分析，其主要噪声源是频率在1 5 2 0 h z 附近的气流脉动性噪声，主要产生在进气端，因此改进其原来引进国外的进气消 音器的结构，就收到了良好的效果。 随着压缩机技术的不断改进，噪声方面的研究也日益拓宽。2 0 0 3 年扎努西 电器机械天津压缩机有限公司赵志刚等人针对其o f l 0 3 3 c 机型，介绍了在吸气 结构中采用塑料吸气消声器吸气后，有效地提高了制冷效率，减少了噪声：虽然 吸气消声器在国内众多厂家早就开始使用，但其结构的变化会导致不同的降噪效 果；而广州冷机股份有限公司的沈海波等人也对降低冰箱压缩机噪声进行了一系 列的实验研究，通过增加壳体厚度、适当降低排气阀阀片开启推力以改进排气阀 运动特性、以及增加排气阀限位板阻尼。均取得了一定的降噪效果，同时也指出， 冰箱压缩机噪声的研究是一个系统工程，实验法与利用声强测试技术和声场分析 软件等研究压缩机的消音系统和外壳形状的研究水平相比尚有一定的差距。 另外，有源消声在压缩机领域内是一种新方法。国内也有将此方法用于活塞 式制冷压缩机的，通过对压缩机进气噪声频谱特性的理论分析，提出了种适合 于压缩机迸气噪声特点的一维单反射有源消声器，对之进行了理论分析和实验研 究，并取得了一定效果。1 6 j 1 2 2 国外研究现状及特点 国外关于压缩机嗓声方面的研究比之国内要深入和宽广的多，并且多以理论 联系实验综合进行分析考虑，经过总结所查阅的文献，大致可将国外所做关于压 缩机噪声的研究工作归纳如下几方面：0 2 3 6 1 对于壳体所作的改进 这包括从材质、形状等方面进行改进，例如：增加壳体结构整体刚性， 以提高共振频率且降低振动幅值；改进壳体形状，尽可能采用最小的曲率半 径，避免壳体曲率半径的突变，而影响其固有频率；采用菲对称的壳体形状， 具有对称结构意味着具有三维主轴，沿主轴应力最大且阻力最小，因此具有 不对称压缩机壳体结构意味着能够大大减小沿某一主轴方向作用力同时出 现的几率。 2 压缩机消声器的设计 1 绪论 在小型制冷压缩机内安装消声器，是普遍采用的- - s 0 降噪措施。例如： 设置迸、排气消声器，封闭式压缩机中的消声器一般为抗性消声器，它利用 管道截面变化、共振腔引起声阻抗改变来反射或消耗声能，或利用声程差使 声波相位相差1 8 0 。来抵消消声器内的噪声：此外，压缩机的气体动力性噪 声中进气噪声是主要方面之一，因此除了在压缩机本体铸件上并联设置旁通 抗性消声器外，一般还要另外设置一个结构复杂的专用进气抗性消声器。 3 压缩机噪声振动的传递途径 全封闭压缩机的壳体空腔内充满制冷气体，当机体振动时，制冷剂气体 被激励，一方面将振动传输出去，另一方面有可能产生共振，将振动放大， 从而使外壳产生更大的噪声，即所谓的空腔共振。对于空腔的分析，有文章 指出，一个压缩机如果其吸排气频率及其谐波与腔内某阶自振频率相重合的 话，极易发生气体共振。 对此，有文献中应用如下对策：在压缩机壳体外侧封闭联通一个 h e l m h o l t z 共鸣器，即：由h e l m h o l t z 共鸣器的腔室通过孔颈与压缩机壳体内 部空腔相连组成，以降低压缩机腔内受激声学模态的幅值。实验结果表明： 将共鸣器共振频率调制到实际压缩机空腔的最大受激振动模式上，会大幅降 低共振峰值和导致响应频谱的显著改变。但是这样会影响压缩机外观和在冰 箱中的布置。 4 其他方面的措施 因为润滑油量和电机线圈绕阻也会导致同种型号成批压缩机声级之间 存在差异，适当调整二者的关系也会对降低噪声起一定的作用。 在隔振方面，将悬挂弹簧支承移至具有较高刚性的位置，通过改变壳体 外部支承来增加扭转刚度，且减小振动面都不失为有效的方法。 另外，c h r i s t i a n 等人认为，全封闭往复式压缩机的吸气消声器中，插入 损失( i l ) 是一个重要的衡量指标，通过实验指出，i l 很大程度上依赖于声 源阻抗和消声器内部阻抗的边界条件，而与吸气入口处的边界条件没有大的 关系。 m d e l l al i b c r a 等人通过数值方法分析出，汽缸头的位置在压缩机噪声 消除方面具有特殊性，通过上壳体模型分析、压缩机空腔仿真、壳体强度分 北京工业大学工学硕士学位论文 析、壳体振动分析，并与实验结果比较，最终针对减少压缩机辐射噪声提出 了一个好的设计方案。 在控制压缩机辐射噪声方面，有学者提出使用遗传算法来最小化通过排 气管的能量流。能量可以通过许多方式传递到外部壳体，而排气管传递是其 中最主要途径之一，改变其几何形状，可使得在某些特殊频段上，经排气管 传递到外界的声能量最小，由此也可以减弱噪声。 1 3 本论文的技术路线、研究目的和特点 活塞式压缩机由于结构复杂，运动部件多，因而噪声激发情况很复杂。主要 有进气噪声、排气噪声、电机噪声、曲柄连杆机构的运动噪声、活塞与气缸的摩 撩与碰撞噪声以及压缩机机体和管路的振动发声等，这些都是压缩机的主要噪声 源。 本文努力把噪声控制的基本原理与压缩机的整体设计思想结合起来，在降低 噪声指标的同时力图不改变或影响整个系统的运行效率，使压缩机的设计与噪声 控制高度结合，从声源上根治噪声。本文的实验对象是华意压缩机股份有限公司 生产的a e l 3 5 0 y 型压缩机，具体参数见附录1 ，其目前的噪声值是3 8 d b ( a ) 左右，而国外同类产品噪声值已达3 3 d b ( a ) ，二者之间差距还很大，因此希望 生 通过本文的方法e 孩机型的噪声值。 、 1 本文将房间声学中的室内简正波分析理论应用于全封闭式制冷压缩机内 部声场的分析研究中，对壳体内部空腔的简正振动模式进行分析预测，期望能为 今后压缩机声学设计提供新的理论依据，从而形成本文的一大核心理论研究成 果。 2 本文的预期研究成果还包括：压缩机吸排气消声腔和吸气消声器的消声 特性分析；壳内气体空腔的固有频率分析，及壳体振动响应的分析。其中关于壳 体振动特性与噪声辐射特性的相关程度的研究，希望能为压缩机制造商提供一种 产品质量检验控制方法，即通过生产流水线上压缩机壳体的振动测量来鉴别压缩 机的噪声状况，并为之提供分析依据，具有很大实际应用价值。 因此，本课题的目的主要在于推动理论研究的发展，为实际应用提供指导。 1 绪论 1 3 1 技术方案 运用声学理论分析压缩机工作过程，以期望指导压缩机的声学设计，具体步 骤如下： 1 ，声学基础知识：并用声学知识分析压缩机工作过程，给出主要噪声源； 2 压缩机吸、排气过程噪声机理分析，建立吸、排气消声腔模型( 再通过 实际尺寸进行验证) ；讨论压缩机吸气消声器的消声特性和设计准则； 3 对壳体振动响应进行分析，分析计算压缩机壳内空腔的固有频率特性， 探寻压缩机壳体动态振动特性与其噪声辐射特性之间的关系： 4 ，在低噪声压缩机设计中，试验或提出一些新方法和新途径来降低压缩机 的辐射噪声。 1 3 2 本选题的特点 首先，通过本文研究如果能够在全封闭式制冷压缩机声学理论分析研究和消 声途径探索方面有所突破，那么对冰箱压缩机行业都会有所助益，广大消费者更 会是宁静家电的直接受益者。 其次，本文的选题虽然针对的主要是冰箱用全封闭式压缩机，但是所提出的 分析方法是普遍适用的，可以推广到其他类型的全封闭式压缩机。这就为国内整 体压缩机的设计水平的提离起到了一定推动作用。 再次，由于压缩机内部零件之间及零件与腔内气流之间摩擦、振动、碰撞不 仅产生噪声，而且会加大压缩机功耗，如果能降低压缩机的噪声、减弱其振动， 则可以提高压缩机的效率，从而达到节能效果。 北京工业大学工学硕士学位论文 2 声学基本理论 2 1 小振幅声波基本方程 声音在媒质中是以纵波的形式存在的，声场的特征可以通过媒质中的声压 p 、质点速度v 以及密度的变化量p 来表征。声振动作为一个宏观的物理现象， 必然要满足三个基本物理定律，即牛顿第二定律、质量守恒定律及描述压强、温 度与体积等状态参数关系的物态方程。运用这些基本定律，就可以分别推导出媒 质的运动方程，即p 与v 之间的关系；连续性方程，即v 与p 之间的关系；以及 物态方程，即p 与p 之间的关系。1 3 8 为了使问题简化，对媒质及声波过程作如下假定： ( 1 ) 媒质为理想流体，即媒质中不存在粘滞性，声波在这种理想媒质中 传播时没有能量的损耗。 ( 2 ) 没有声扰动时，媒质在宏观上是静止的，即初速度为零，同时媒质 是均匀的，因此媒质中静态压强r 、静态密度风都是常数。 ( 3 ) 声波传播时，媒质中稠密和稀疏的过程是绝热的，即媒质与毗邻部 分不会由于声过程引起的温度差而产生热交换。也就是说，我们讨 论的过程为绝热过程。 ( 4 ) 媒质中传播的是小振幅声波，各声学参量都是一级微量，则：声压 p 甚小于媒质中静态压强昂，即p r ：质点速度v 甚小于当地声 速c o ，即v c o ；质点位移亭甚小于声波波长五，即掌 五；媒质 密度增量甚小于静态密度p ，即p “p o 。 对于一维小振幅声波有： 运动方程：p 霉= 一害 ( 2 1 ) a to x 连续性方程：一晏( 川= 譬 ( 2 2 ) 2 声学基本理论 物态方程：c 2 = ( 2 3 ) 上面求得的是有声扰动存在时理想流体媒质的三个基本方程，考虑到前面所 作的假设，及p = p 。+ p ，而p o ，所以当s i 丑2 盯= 1 即当盯；( 2 n - 【) 三或，2 ( 2 h 一1 ) 三n 2 l ，2 ， 3 ，) 时，消音量达最大值，即： 仡一划慨。阳m 一珊， 并且由消声室长度f 与声波波长z 的关系，可以得出最大消声量对应的消声频率 4 吸排气消声腔的分析及模型的建立 = 皇! = = = = 喜i i 一 一i ii i ! 詈詈= 皇! 皇= 暑! 竺詈 f - ( z 川连 ? - ( z 川) 古j 纠2 川) 杀( 4 - 1 2 ) 其中c 应取制冷剂在相应状态下的声速。将消声器的尺寸代入上式，即可得到 相对应的消声频率。 还需要说明的是，当k l = 聍牙或，= n - - ( 一= l ，2 ，3 ，) 的情形，根据( 4 1 0 ) z 式可知，此时消音量为零，这就是说，当扩张管的长度等于声波波长的整数倍时， 声波将可以全部通过，与这一波长对应的频率称为消音器的通过频率。由此可见。 扩张管式消音器具有较强的频率选择性，也就是它只对通过其的某些频率具有衰减 作用，而其它一些频率则可以无阻碍的通过。 为了展宽消声的频率范围，通常有如下两种方式：一是可采取双节扩张管串联 的方式，各节扩张管的长度可互不相同。二是采用内插管的方式。后面将分别讨论 这两种方式。 4 3 改善消声频率特性的方法 在冰箱用全封闭制冷压缩机中，一般吸、排气腔均为双节扩张室式消声腔因 为扩张室尺寸必然要受到压缩机腔内空间的限制，因而其尺寸不可能按计算的那样 相差很大，两室尺寸只要略有不同，即可使它们的通过频率相互错开。这样即可达 到展宽消声频带，提高消声量的目的。下面通过图解来解释一下扩张室的消声特性。 对于单节消声器，我们可以用图4 - 2 来表示其消声量与频率的关系，而两级扩 张室式消声器( 其消声量的分析方法与单节相同) 则可将消声频率扩大，其消声量 与频率的关系类似于图4 3 ，由图不难看出，上述理论分析结果的正确性。 北京工业大学工学硕士学位论文 i i 圈4 - 2 单节扩张室式消声器消声量与 频率关系示意图 f i 9 4 - 2 t h e r e l a t i o n s h i p b e t w e e n m u f f l i n gv a l u ea n df m q u e a c yo fs i n g l e p a r te x p a n d i n gr o o mm u f f l e r 4 4 上下限截止频率 h z 图4 3 双节扩张室式消声器消声量 与频率关系示意图 f i 9 4 - 3 t h e r e l a t i o n s h i p b e t w e e n m 幽gv a l u e a n d f r e q u e n c y d o u b l ep a r t se x p a n d i n gr o o mm u f f l e r 扩张室消声器的消声量随扩张比州的增大而增大。但当m 增大到一定数值后， 波长很短的高频声波以窄束形式从扩张室中央穿过。扩张室有效消声的上限截止频 率可用下式计算f 3 7 】： 工：1 2 2 云( 4 - 1 3 ) 式中： 工上限截止频率( h z ) ； c 介质声速( m s ) ； d 扩张室的当量直径( m ) 。 当f - r 。时，消声器不起作用，由式( 4 - 1 3 ) 可见，扩张室的截面积越大，消 声上限截止频率越低，即消声器的有效消声频率范围越窄。因此，扩张比不能盲目 地选择太大，要兼顾消声量和消声频率两个方面。 扩张室消声器的有效频率范围还存在一个下限截止频率，即当f ，时，扩张室和连接管可看作一个低通滤波器， 下限截止频率影响扩张室消声器有效的低频消声范围。有文献推荐，对于定压声源 系统，只有在大于x 2 f o ( a 为固有频率) 的频率范围，消声器才有消声作用。 扩张室和连接管构成的声振系统的固有频率兀定义为： 4 吸排气消声腔的分析及模型的建立 l = 去幅 式中： c 制冷剂声速( 州s ) ： s i 连接管的截面积( m 2 ) ； ，扩张室的长度( m ) ： 矿扩张室的体积( m 3 ) 。 所以，扩张室消声器的下限截止频率： 彳= 比= 昙嘉 c 4 彤， 4 5 模型的验证 基于以上模型的建立，为验证其准确性，本文采用a e l 3 5 0 y 型冰箱用活塞式制 冷压缩机的双节扩张室式消声腔尺寸进行校验，该机型排气消声腔的尺寸如图所示： 擎 釜 厂一卜一ah1 一 、p i ； 。 、孙 习 r 1 3 。? 1 。s 。 s 。p 2 s 、 s ，lp 4 图4 - 4a e l 3 5 0 y 排气消声腔尺寸结构图 f i 9 4 - 4 $ 1 r u c t u r eo f d i s c h a r g em u f f l i n gc a v i t yo f a e t 3 s o y 4 5 1 双节扩张室式消声腔 通常，对于双节扩张室式消声器，有文献介绍，其总消声量仍可近似地按照各 节单独使用的消声量的简单相加得到，因为这样的计算只能是近似定量计算，而其 真正过程中的消声量是很难准确计算的【3 7 】。 因此，将双节消音腔当作两个独立的单节考虑，应用前面给出的单节推导方法， 则： 北京工业大学工学硕士学位论文 = = 墨! 詈詈! 墨! 皇鼍皇搴i i ! 詈! 暑詈皇苎竺烹! 墨皇詈要詈暑! 苎暑! 詈皇! ! 暑詈皇霉= 暑 第一节扩张室最大消声量： 死一阳一划 第二节扩张室最大消声量： 死：一；t 。t g 。f + 去( m 。一去 2 总最大消声量： 咒= 一+ 一 4 5 2 实际尺寸校验 根据图中所示尺寸可得： ：三万4 , 8 2 ：1 8 1 r a m 2 是= 2 1 1 2 1 = 4 4 3 1 m m 2 岛= 2 1 ，4 x 2 4 = 5 1 3 6 r a m 2 k ：一1 石2 1 2 x 2 1 1 ：7 3 0 4 5 r n m 3 k ：三2 4 2 2 1 4 ：9 6 7 6 2 r a m 3 = 妾一一= 毒一z 8 一 则根据( 4 1 1 ) 式计算出双节消声腔最大消声量为： 玛。娟牝( 耵矧埘删田 规：。：。- 可+ 去( ，啊，一寺 2 = 2 s 矗占c 一， 勉一= 码+ 咒2 一= 2 1 8 + 2 3 1 = 4 4 9 d b ( a ) 这个计算值显然高于原来整机噪声值( 约3 8 d b ) ，但要看到，此处的分析一方 瑟是某个叛率上可达到的最大消声量，原型机的噪声值是整机噪声，并不是内部排 气时的瞬时噪声值，因此这个数值还是有合理性的。 4 吸排气消声腔的分析及梗型的建立 计算双节扩张室的上下限截止频率，取额定工况下排气温度为5 4 4 时，r 1 3 4 a 的声速为1 3 5 m s ，得： f , l = 1 2 2 乩2 z 去乩z z 丽1 3 5 = 7 8 2 4 2 胁 伽比= 昙j 矗= 引1 8 1 x 1 0 4 丽= 3 3 0 2 恐 f , 2 = 1 2 2 击乩z z 去。1 忽而蒸1 3 5 矛。7 2 6 7 4 胁 肛；c is12g一1学、丽蒜罴萨_268他3 29 6 7 622 41 0 川 石万v - 1 2 可见，第一节扩张室总消声频率范匿可达3 3 0 2h z 7 8 2 4 2 h z ：第二节扩张室 总消声频率范围可达2 6 8 4 h z 7 2 6 7 4 h z ：因此，双节消声总频率范围可认为是 2 6 8 4 h z 7 8 2 4 2 h z 。 从原型机的频谱图分析，可以看出，其噪声值在8 k h z 左右仍有很大值，而目 前的消声范围显然小了，因此为了增大消声量，可采取加深腔体的方法。 图4 5 捧气腔体图 f i g4 5p i c t u r eo f d i s c h a r g ec h a m b e r 依据以上提议，采用加深排气腔体的方法( 腔体照片如图4 - 5 ) 。为了定性分析， 只计算第一节扩张室腔体加深的情况，取加深值为3 m m ，再次计算其消声量和消声 频率范围如下： s l = s i = 1 8 i m m 2砼_ 8 3 4 3 1 m m 3 是。= 5 0 6 1 m m 2 铂2 t _ 2 8 玛2 北京工业大学工学硕士学位论文 新的最大消声量： 儿。g 廿毒 2 1 ：2 2 肋c 趴显然大于原来的第一节最大消声 量。 计算新的上下限截止频率： z 1 7 3 2 1 1 h z ，z 1 。3 1 0 5 h z 则新的第一节的消声频率范围可达3 1 0 5 h z 7 3 2 1 i h z 。与未改动之前相比，虽 然扩张比i l l 的值增大了，最大消声量也加大，但是其消声频率范围却向低频方向稍 有移动，并没有改善其高频消声情况。 4 5 3 改良前后频谱图比较 下面的表4 1 是实验过程中原型机与加深排气腔后压缩机测量信息的统计。表 中的数据显示排气腔深改变后并没有取得理论计算所预期的效果，这与测试机的选 择、测试过程中的误差都有关系。 表4 - 1 排气腔加深前后噪音值统计 t a b l e4 - 1n o i s es t a t i s t i co f d e e p e nt h ed i s c h a r g ec h a m b e r o r i g i n a lc o m p r e s s o r s 原型机排气腔加深后 编号噪音值( d b )编号噪音值( d b ) 0 - i3 6 o3 - 13 7 0 0 - 23 9 13 - 2 3 9 5 0 - 33 6 73 - 33 6 7 0 - 43 6 63 - 43 7 2 0 - 53 8 0 0 - 63 7 4 o 83 7 o 0 - 93 7 8 0 1 23 7 5 0 1 33 7 4