旋转式压缩机排气压力脉动衰减改善研究

吴嘉晖

（广东美芝制冷设备有限公司，广东 佛山 528300）

随着空调行业的不断发展，高端产品的不断普及，客户对空调产品的运行可靠性及其使用舒适性要求也在不断提高。同时，压缩机行业在不断追求高效化、小型化。推进过程中，为了满足用户需求，压缩机壳体外径及其内部的空腔容积也在不断减小，这些因素都会对压缩机的排气压力脉动造成不利的影响。由此，解决旋转式压缩机排气压力脉动过大的问题被提到产品改善的议程上。

基于对旋转式压缩机的三维瞬态仿真，获得其壳体内部的压力场结果，采用快速傅里叶变换［1］（Fast Fourier Transform，FFT）方法进行数据后处理，以此预测和分析压缩机内部流场的压力脉动特性，探讨压力脉动产生的机理以及影响压缩机排气管处压力脉动的主要因素，为压缩机降低压力脉动幅值的方案设计提供理论指导。

1 排气脉动源头分析

由于采用间歇排气方式，排气压力脉动因此成为旋转式压缩机的固有属性之一。如图1 所示，以单缸压缩机为例，由于压缩腔出口设置有排气阀片，当压缩机中滚动活塞转动一圈（360 °），排气阀片打开一次，压缩腔内的高压高温制冷剂通过主轴承排气孔排出，流经消音器空腔后进入压缩机壳体内部空腔，最后从压缩机排气管排出。在整个过程中排气阀只排出一次制冷剂，即间歇排气。

图1 压缩机间歇排气流量曲线示意图

根据快速傅里叶变换原理，假设模型的输入为一条正弦曲线，如图2 所示，其FFT 分解结果为仅有基频（50 Hz）。若模型输入为一条仅有半周期的正弦曲线，那其FFT 分解结果就会出现基频（50 Hz）和两倍频（100 Hz），其中基频幅值较大，两倍频幅值次之，如图3 所示。

图2 正弦曲线输入及其FFT 分解结果

图3 正弦曲线（半周期）输入及其FFT 分解结果

以此类推，根据图1 的情况，尝试以实际压缩机的排气曲线为例进行傅里叶变换，假设压缩机开始排气角约为210 度，推算排气过程约经历145～150度，即可等效为以5/3π 为周期的正弦曲线的半周期，那其FFT 分解结果就会出现基频（50 Hz）、两倍频（100 Hz）、三倍频（150 Hz）……，其中基频幅值较大，两倍频幅值第二，三倍频幅值再次之……，如图4 所示。

图4 排气阀等效输入曲线及其FFT 分解结果

因此，旋转式压缩机有规律的间歇排气造成了压缩机内部有规律的压力变化，即压力脉动的产生。

2 实验现象及仿真结果的分析

通过多次实验发现，空调系统在国标制热工况下，室内机发出不连续的低频“嗡嗡声”，严重时会使用户心情烦躁。为了更好地分辨出此低频噪音的实际频率，我们将声压传感器放置在室内机靠近面板处进行测量，并通过软件进行频谱及滤波对比，初步判断低频噪声的主要频率为100 Hz。

在实验过程中，我们采用压力脉动传感器进行实时测量，得到压缩机出口压力的时域曲线。通过对压力曲线进行快速傅里叶变换发现，该压缩机排气压力脉动的各阶幅值中，除了一阶的50 Hz 基频外，二阶的100 Hz 脉动幅值也非常大，与空调噪音频谱图吻合。初步判断排气压力脉动是引起上述空调系统室内机100 Hz 频段噪音的根本原因。

针对此实验现象，我们进行压缩机壳体内流场压力脉动衰减特性的建模分析。当开始排气时，排气阀片打开，随着气流从压缩腔排出，进入轴承消音器内，然后到达定子下腔室内，再通过定子切边及定转子间隙到达上壳体空腔，最后通过排气管排出压缩机。

通过CFD 仿真计算，如图5 所示设置各腔内压力监控点进行分析，发现在这复杂流动的过程中，制冷剂气体的压力脉动（100 Hz）幅值在不断衰减。也就是说通过加强压缩机壳体内部的衰减能力，可以有效降低压缩机排气管处的排气压力脉动（100 Hz）幅值，从而达到改善空调制热低频噪声的效果。图6 中可见，越靠近排气阀片的区域对气流压力脉动的衰减贡献越大。

图5 原模型各腔内压力监控点示意图

图6 原模型各腔内压力脉动幅值FFT 结果

从轴承排气孔开始，压力脉动每经过一个扩张腔后，压力脉动不断衰减，从衰减比例来看，副轴承消音器到主轴承消音器这一段流程中对压力脉动衰减的贡献最大。同时也发现，副轴承消音器内部压力脉动（100 Hz）幅值非常大。

因此，将以副轴承消音器及气缸通气孔作为研究对象进行探讨，分析其对排气压力脉动的影响。通过改善副轴承消音器及气缸通气孔来优化压缩机排气压力脉动（100 Hz）幅值。

3 副轴承消音器与气缸通气孔的优化

3.1 有限元的设置和算例说明

运用Star-CD 仿真软件进行计算，采用非稳态计算方法；选用R22 制冷剂作为流体介质，考虑其可压缩性；如图7 所示，采用六面体网格划分，网格总数约为80 万。

图7 压缩机排气侧空腔模型

3.2 单因子变化对脉动影响分析

如图8 所示，下面将根据压缩机泵体的排气结构特点，对副轴承消音器的容积大小、气缸通气孔的大小分别进行了单因子的检讨。

图8 压缩机泵体区域空腔模型

从分析结果可见，上述两个因子对压缩机排气压力脉动（100 Hz）幅值的衰减改善效果存在一个最优范围，其中加大副轴承消音器容积、减小气缸通气孔面积，均能有效提升该结构对排气压力脉动的衰减效果。如图9 所示，随着消音器容积的不断加大，其压力脉动（100 Hz）幅值越来越小。如图10所示，随着气缸通气孔面积的不断减小，存在一个最优区域使得压力脉动（100 Hz）幅值最小。

图9 副轴承消音器容积大小对压力脉动影响

图10 气缸通气孔大小对压力脉动（100 Hz）幅值的影响

4 综合改善方案测试结果

根据上述单因子分析结果，进行综合改善方案的结构设计以及压缩机零件的加工，最后搭载空调系统进行实验测试。

综合改善方案如下：

1）副轴承消音器的容积加大约50%；

2）气缸通气孔设置为直径为10 mm 的通孔；

3）增加副轴承和气缸盲孔，以此辅助增加副轴承消音器容积约20%。

最后，将综合改善方案压缩机搭载在空调系统上进行实验测试，如图11 所示，将声压传感器贴近室内机面板进行测试。实验结果可见，空调室内侧噪音100 Hz 频段下降明显，下降了7.5 dB（A），且听感改善明显，低频“嗡嗡声”变得非常轻微，如图12 所示。

图11 空调系统噪音影响实验测试

图12 改善方案对空调系统噪音影响

5 结语

1）副轴承消音器容积大小是压缩机排气压力脉动（100 Hz）幅值的主要影响因素，随着消音器容积加大压力脉动（100 Hz）幅值下降明显。

2）气缸通气孔的大小也是压力脉动（100 Hz）幅值的影响因素之一，对于特定的副轴承消音器容积情况下存在一个最优范围，使压缩机排气压力脉动（100 Hz）幅值最低。

3）降低压缩机排气管处的压力脉动（100 Hz）幅值，能大幅降低空调室内侧100 Hz 频段的噪音，且听感改善明显。