消声器排气优化对压缩机降噪的设计与验证

褚伟彦

上海日立电器有限公司 上海 201206

1 问题概述

在单体压缩机试验测试中发现，笔者公司热泵压缩机噪声频谱在频率800Hz与4000Hz两处峰值相对较高。笔者采用近场声源分析判断，并确定声源位置，对消声器进行声传递损失计算和噪声谐响应计算，分析声压分布，设计优化方案，最后确定实施方案，降低噪声。

2 调查与分析

2.1 噪声测试

单体压缩机噪声测试结果如图1所示。由图1可知，噪声在频率800Hz和4000Hz两处表现突出，有噪声峰值出现[1]。

图1 单体压缩机噪声测试结果

2.2 声源定位

在声学环境下对压缩机进行声源识别，以确认后续降噪改善的方向。针对800Hz和4000Hz附近频段声源进行定位分析[2]。

(1) 压缩机声源定位测试如图2所示。

图2 压缩机声源定位测试示意图

(2) 压缩机800Hz频段的声源分析。壳体靠近储液器两侧偏高，最大值达到67.2dB。在 800Hz 频段储液器噪声最大值达到72.5dB，可见压缩机受储液器噪声影响较大。在壳体下部空腔一侧的噪声也偏大，最大值达到66.8dB。如图3所示。

图3 压缩机800Hz频段声源分析

(3) 压缩机4000Hz频段的声源分析。在壳体下部空腔噪声偏高，壳体噪声最大值达到70.5dB，如图4所示。

图4 压缩机4000Hz频段声源分析

(4) 分析。由单体压缩机的测试结果可知，其噪声特性表现为两个频段(800Hz、4000Hz)压缩机壳体下部空腔一侧噪声均有偏高现象,经分析认为是气流噪声造成的可能性较大[3]。

3 消声器优化设计

3.1 原消声器分析

根据消声器实体模型组件，建立空腔模型，如图5、图6所示。

图5 消声器实体模型组件

图6 消声器空腔模型

定义吸气口与排气口声压测试区域，如图7、图8所示。

图7 吸气口声压测试区域

图8 排气口声压测试区域

进行噪声传递损失计算。当消声器吸气口和排气口均为平面波时，其噪声传递损失TL的计算表达式为：

(1)

式中：Si为消声器吸气口面积；Soj为消声器排气口面积，其中j=1，2，3，…n；P1为吸气口声压；ρ0为介质密度；c0为介质中声速；v1为介质质点速度；Ptj为排气口声压。

噪声传递损失计算结果[4]如图9所示。

由噪声传递损失计算结果可知，在800Hz附近有消声效果，消声效果在15dB左右；在 4000Hz 附近消声效果相对不明显，消声效果在 7dB 左右。可见消声器有待改善[5-7]。

进行声压分布分析。对800Hz附近的声压分布与4000Hz附近的谐响应声压分布分别进行分析，如图10、图11所示。由图10、图11可知，目前的中间排气区域较不理想，声压分布紊乱，需要变更排气流道。由800Hz处的声压分布可知，有局部改善空间，但是需要根据实际问题具体分析，考虑改善的可行性。由4000Hz处的声压分布可知，改善空间较小，改善后可能会与 800Hz 处冲突，难度较大。

图9 噪声传递损失计算结果

图10 800Hz附近声压分布

图11 4000Hz附近声压分布

3.2 消声器优化方案

根据原声压分布情况，设计了三种消声器优化方案分别进行计算分析。方案一为排气口分散分布在同心圆上的排气空腔模型上，方案二为排气口集中分布在中心线上的排气空腔模型上，方案三为排气口集中分布在同心圆上的排气空腔模型上。三种优化方案空腔建模[8-9]如图12所示。

3.3 优化方案计算对比

消声器原排气方案与三种优化方案对比如图13所示。

三种优化方案的声传递损失计算结果与原方案对比如图14所示[10-11]。

经过计算对比，方案二在频率800Hz处消声效果显著，远远大于原方案。方案三在频率 800Hz 与4000Hz附近消声效果相比原方案均有明显提高。

4 验证

针对热泵压缩机噪声改善方案，以声功率级测试数据结果进行对比。选取优化方案二和方案三各三台压缩机的平均值与原方案进行对比，结果如图15所示。

5 结论

方案二和方案三两种优化方案都改善了频率800Hz和4000Hz处的噪声值。

方案二和方案三两种优化方案数据显示，噪声声功率级均较原方案声功率级小，其中方案二最优平均声功率级降低4dB，方案三平均声功率级降低2.6dB。

热泵压缩机噪声改善方案最终采用了效果最优的方案二，得到了客户的肯定，社会效益良好。

图12 消声器优化方案空腔模型

图13 消声器原排气方案与三种优化方案对比

图14 消声器优化方案与原方案声传递损失计算结果对比

图15 消声器优化方案与原方案压缩机声功率级平均值对比结果

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(编辑：平 平)