某型往复式制冷压缩机吸/排气噪声源在自由场中的辐射特性研究

韩宝坤，魏 国，孙晓东，鲍怀谦，常 胜，刘泽坤

(1.山东科技大学机械电子工程学院，山东青岛 266590；2.青岛万宝压缩机有限公司，山东青岛 266590)

0 引 言

往复式压缩机是冰箱的重要组成设备和主要噪声源，降低冰箱噪声对改善人们的工作、生活环境具有很重要的意义。压缩机噪声主要由机械噪声、气动噪声和电磁噪声构成，气动噪声是压缩机噪声中的主要成份[1]。针对气流脉动引起的噪声研究一直是制冷压缩机行业的研究热点，压缩机管路的绝大多数振动问题都是由气流脉动引起的，而压缩机间歇性的吸/排气造成管道中气体流动的非均匀变化是产生阀片振动的主要原因[2]。

吸/排气阀组是制冷压缩机的重要组成部分，吸、排气阀片作为气阀组的核心部件，其性能的好坏不但决定了压缩机的整机性能，还对压缩机的振动、噪声和使用寿命具有决定性的作用。国内外对压缩机噪声的研究很多，但是都局限于机械噪声、壳体模态和声辐射特性以及消声器的声学特性研究，但对压缩机周期运动引起的吸、排气阀处时气流脉动激发的气动噪声甚少[3]。文献[4]通过流固声耦合对往复式压缩机吸气阀组进行综合研究，研究了吸气阀的厚度、面积、升程等对气动噪声的影响。文献[5]对全封闭冰箱压缩机的工作过程和流场进行了数值模拟并且计算了吸气噪声。文献[6]应用小孔喷射原理，分析了全封闭活塞式制冷压缩机吸/排气阀噪声。文献[7]对压缩机排气阀组件进行了流场、声场数值计算，对排气阀升程优化设计，降低了噪声。本文主要通过采用数值模拟方法，对往复式压缩机吸/排气进行流场和压力场进行数值模拟，并基于喷流噪声理论对有压力脉动、速度脉动引起的气动噪声进行了比较深入的研究。

1 理论分析

1.1 声场控制方程

气动噪声是在气体压力变化引起气体扰动基础下，与其他物体相互作用所致[7]。FW-H (Ffowcs-Williams& Hawkings)方程是最通用的Lighthill声比拟方法。因此在研究气动声学时，通过采用 FW-H方程，可以求解单极子、偶极子和四极子噪声。采用时域积分的方法，通过面积分计算指定位置的噪声[8]。FW-H方程为

式中：a0为当地声速，单位m·s-1；xi为i轴坐标，xj为j轴坐标，Tij为lighthill应力张量，单位Pa；ui为i方向速度分量，单位m·s-1；uj为j方向速度分量，单位m·s-1；p0流场静压，单位Pa；ρ0为自由流体密度，单位kg·m-3；δij为克罗内克符号。

整理后得到：

式中：ρ′为气体密度扰动量，p'为声压，f为广义函数，∂(f)为狄拉克函数。式(2)右边第一项表示单极子声源，第二项为偶极子声源，第三项为四极子声源[8]。本文只研究往复式压缩机吸/排气阶段造成流体动力的偶极子和四极子声源，及其引起的整机噪声，不涉及单极子声源。

1.2 喷射噪声模型理论

压缩机吸/排气阶段产生的噪声源是由于气体流经阀片，在狭小的缝隙高速喷流而产生喷流噪声[9]。制冷剂气体以高速流经阀通道、阀片，与周围气体混合产生脉动的湍流，形成强涡流噪声，如图1所示。气体流经阀片过程虽然复杂，但喷流噪声产生的机理与声源特性仍可按自由喷流噪声机理分析[10]。

马大猷[11]等诸多科研工作者对喷注湍流噪声做了不少研究，得到经验公式如(3)所示。

在喷注90°方向，距喷口1 m处的声压级为[12]

式中：P1为汽缸驻点压力，单位 Pa；P0为环境压力，单位Pa；D为喷口直径。

图1 典型的喷注结构Fig.1 Typical injection structure

2 制冷压缩机吸/排气流场仿真分析

2.1 压缩机吸/排气阀组物理模型建立

在流场仿真过程中，设置好计算流域，根据阀组结构示意图建立排气阀组物理模型，如图2所示。另外，由于吸气阀组与排气阀组物理模型基本相似，在此不再详述。

图2 压缩机排气阀组结构示意图Fig.2 Schematic diagram of the exhaust valve group of compressor

2.2 边界条件设置

本型号往复式制冷压缩机曲轴转速为3 960 r·min-1，排气口温度 327 K，吸气口温度293 K，吸气口表压 0.052 MPa，排气口处表压0.72 MPa。制冷剂R600a在排气口处条件下，根据克拉伯龙方程式可计算得到其密度为14.76 kg·m-3，粘性为9.17×10-6Pa·s-1；制冷剂R600a在吸气口处条件下，根据克拉伯龙方程式可计算得到其密度为1.63 kg·m-3，粘性为 7.67×10-6Pa·s-1。

采用Fluent软件对吸/排气流场模拟计算时，首先选择标准的k−ε湍流模型进行稳态计算，稳态计算收敛之后再使用(Large Eddy Simulation, LES)大涡漩模型进行瞬态计算，同时打开 FW-H声学模块，输出流体噪声数据CGNS格式文件，包括脉动压力、脉动速度数据；将 CFD仿真软件 Ansys Fluent15.0计算所得数据导入专业声学软件进行联合仿真，生成气动噪声源项。边界条件设置为压力进口、压力出口，进口边界条件根据气缸内吸、排气阀口压力脉动变化编写UDF函数，出口压力为0。

2.3 压缩机吸、排气流场计算分析

稳态计算完成得到压缩机吸、排气阶段压强、速度分布云图。另外为了更好地显示吸、排气阶段的流场特性，选取中间截面得到压强、速度分布云图，如图3、4所示。

图3 压缩机吸气阀组压力、速度分布云图Fig.3 Cloud diagram of pressure and velocity distribution of the suction valve group of compressor

图4 压缩机排气阀组压力、速度分布云图Fig.4 Cloud diagram of pressure and velocity distribution of the exhaust valve group of compressor

图3为压缩机吸气阶段气体流经阀片时中轴截面流场分布图。从图3中可以看出，气流在阀门的阻挡下，流到阀片边缘处，由于曲率变化大，气体被分离，在压缩机吸/排气阀片后壁面附近发生分离流及回流现象；新的气体被不断地注入，在阀片阻挡下形成涡旋。

图4为压缩机排气阶段气体流经阀片时中轴截面流场分布图。从图4中可以看出，阀片在气流的冲击下开启一定的角度，气体从阀片与阀板形成的阀隙喷流出来，排气通道出口处的速度和总压都比较大，从压力云图上可以看出，流体在受到阀片阻挡后，阀片正面出现一个低压区，并且阀口两侧及阀片末端均有小涡旋形成。

压缩机吸/排气管路的振动有很大原因是由于流体在阀片处产生的流体分离、涡流等引起的。流体因受到阀门的阻挡而在两侧面形成涡，涡在阀片表面产生压力脉动，引发流体产生速度脉动发生紊流现象，进而导致气动噪声的产生。

3 制冷压缩机吸/排气的声源特性

3.1 吸/排气阀组声学模型建立

本文计算的声波的最高频率为10 000 Hz，声波在压缩机封闭腔体中的传播速度为211 m·s-1，计算的单元长度不应大于 2.86×10-3m，在 ANSYS ICEM CFD15.0软件中进行非结构网格划分，将网格最大长度设定为3×10-3mm，吸/排气声学有限元网格如图5所示。

由于往复式制冷压缩机在工作时是全封闭的，无法将声波传感器布置在全封闭的压缩机阀片附近。本文忽略壳体和压缩机空腔的声学作用，只计算排气噪声在自由场中的辐射，采用同心圆面布置在以阀片末端为圆心、r为1 000 mm的半圆上，如图6所示。以阀片末端为圆心布置4个参考点，其角度分别：30°、60°、90°、120°。

图5 吸/排气阀组声学有限元模型Fig.5 Acoustic finite element models of suction and exhaust valve groups

图6 压缩机排气阀组件声场仿真计算模型Fig.6 The simulated calculation model for the sound field of exhaust valve assembly of compressor

3.2 吸/排气阶段喷流噪声辐射特性

采用 LES大涡漩模型对气体流经阀口小孔射流瞬态计算，同时打开FW-H 声学模块，输出流体噪声数据CGNS格式文件。基于(Boundary Element Method, BEM)边界法，以 CFD 仿真软件 Ansys Fluent15.0计算所得每个时间步的速度与压力等声源信息为声源边界条件，导入声学软件 LMS Virtual.Lab中进行计算，获得压缩机吸/排气阀组表面偶极子声源与四极子声源分布，如图7所示，最后建立气体流经吸排阀片的气动噪声源模型。

图7 吸/排气阀组偶极子及四极子声源强度分布(频率为20 Hz)Fig.7 Acoustic intensity distributions of dipole and quadrupole sound sources in suction and exhaust valve groups at 20 Hz

由图7可以看出，压缩机排气阶段偶极子声源分布于阀片表面及附近腔壁，而吸气阶段四极子声源除了分布在阀片表面，还在整个流场均有分布。这是由于压缩机偶极子声源是由于气体作用在排气阀片、升程限制器及排气腔壁面的流动压力产生，吸气阶段四极子声源由于气体受阀片的阻碍，在气缸内的流场中涡流产生。

图8 LMS 计算所得4个监测点的声压频谱曲线Fig.8 Sound pressure frequency spectrum curves calculated by LMS Virtual.Lab at four monitoring points

由图8中的参考点声压频谱曲线可以看出压缩机气动噪声在以下频率出现峰值：2 142、3 514、6 142、6 914 Hz，测点 1～4的 6 000 Hz声压级峰值分别为：59、70、67、66 dB，随着角度的增大，幅值变化并无规律。从由各个参考点声压级可以看出，该声源是一种宽频噪声，在低频时50 Hz以下的低频段，声压级幅值较大，随着频率的升高，声压级幅值会持续降低。

在阀片开启一定的角度下，气体流经阀片，先遇到阀片与阀板缝隙收缩，后流过阀片再膨胀，在阀片的末端由于速度脉动形成四极子声源，后遇到气缸壁面，形成偶极子声源。

计算声指向性时，取场点声压级幅值，单位dB，选取水平面外场噪声分析，任选取四组不同频率下噪声指向性分布和辐射水平，结果如图9所示。

图9 压缩机吸/排气噪声源辐射指向性Fig.9 Radiation directivities of the suction and of exhaust noise sources of compressor

从图9(a)可以看出，由于吸气阶段压缩机整个流场中存在较大的涡流，声源辐射方向性呈花瓣状。从图9(b)可以看出，排气阀片表面偶极子声源对应的声场云图具有明显的方向形状，类似于“∞”，且各阶声压分布在水平面上呈现明显的对称性。对称性证明了排气阀片的噪声辐射具有明显的偶极子特性。

4 结 论

本文建立了压缩机吸/排气阶段物理模型，通过设置边界条件，对流场进行求解；在此基础上，建立压缩机吸/排气声场模型，对往复式压缩机吸/排气造成的整机辐射噪声特性进行深入研究。

通过研究发现：压缩机整机辐射噪声源为偶极子声源与四极子声源，偶极子声源分布于阀片表面及附近腔壁，偶极子声源占主要地位；四极子声源主要分布在受阀片扰动流域，甚至分布在整个流场。

另外，在流场计算的基础上进行声学计算，得到了场点处声压级的频谱特性，压缩机整机辐射噪声是一种宽频噪声，在50 Hz以下低频段声压级幅值较大，随着频率的升高，声压级幅值会持续降低。