影响冰箱压缩机吸气消声器消声特性因子的研究

陈刚 朱金江 孟碧光 秦宗民 李菁瑞

黄石东贝压缩机有限公司 湖北黄石 435000

0 引言

冰箱压缩机的吸气消声器作为核心降噪部件，在降低压缩机及制冷系统的噪声方面起到关键性的作用。孙敬龙等[1]利用LMS Test.Lab和Matlab软件对某款制冷压缩机的箱体进行声振谱噪声识别和相干性分析，判定吸气脉动对噪声影响范围在50～750 Hz，对吸气端进行优化后有效降低噪声。由于吸气过程中气流的压力、速度、温度等参数会发生明显的变化，所以通常要求吸气消声器在不同使用环境下均具有良好的消声特性，这对消声器的设计无疑是一种巨大的挑战。V. V. Tupov[2]对冰箱压缩机中最常用的几种消声器进行了理论研究并确定了具有宽频消声性能的结构。Peter Jones和Nicole Kessissoglou[3]对设计的三种抗性消声器进行了声学有限元分析，发现有限元模拟软件包的仿真结果与实测消声器的共振频率和幅值是相符的。Shubham Chivate等[4]总结分析了具有不同结构的简单膨胀室反应式消声器的声学性能。黄书才[5]对消声器进行了结构共振辐射噪声、腔体共鸣噪声，以及传递损失分析。Sanghyeon Kim等[6]研究了吸气消声器的空气动力性能和声学性能，设计了一种低流阻和高降噪性能兼具的吸气消声器。变频冰箱因其更好的能效[7]将成为主流。尽管已有许多专家学者对消声器的传递损失进行分析优化，但实际应用中消声器的消声效果与设计目标仍存在较大差距。

压缩机噪声存在温度波动特性，如图1所示为某变频压缩机运行过程中，800 Hz和1000 Hz噪声随壳体温度变化示意图。不仅压缩机在运行过程中会出现温度特性，冰箱在长时间运行的过程中也会出现。如图2所示为某变频冰箱在长运行过程中的噪声信号，其中800 Hz频段下的噪声表现出波动性，易引起用户的投诉。

图1 噪声随温度变化示意图

图2 某冰箱长运行800 Hz噪声

为分析800/1000 Hz噪声随温度波动问题，对吸气端可能造成的因素进行研究。通过分析升温速率、消声器的结构和消声器的密封性，最终研究发现，使用优化后消声腔的箱体噪声波动减小，声学性能稳定性得到提高。为压缩机消声器的设计优化方向提供参考。

1 消声效果影响因素的分析

1.1 升温速率对消声器消声效果的影响

压缩机在吸气时，会产生较大的吸气脉动和吸气噪声，吸气消声器作为压缩机的消声部件，可有效抑制这种由压力脉动产生的噪声。根据前期研究发现，变频压缩机噪声的温度波动特性主要与吸气消声器及腔体特性有关。如图3所示为是否安装吸气消声器对压缩机噪声的影响，吸气消声器对500～1250 Hz的频段影响较大，该区域内的声腔模态易被宽频的气体压力脉动激发，进而产生较大的吸气噪声。3150 Hz的单频段差异不具有气流噪声的宽频特征，是由于未安装吸气消声器而导致气流冲击在内部零件上产生的高频振动噪声。

图3 安装吸气消声器对压缩机噪声的影响

压缩机吸气消声器一般采用抗性扩张式结构，利用消声器内部管道截面的突然扩张（或收缩），或赫姆霍兹共振腔，声传播过程中引起阻抗突变。通常用消声器入口和出口处的声功率级差，即传递损失来评价消声器的消声效果，与声源和终端无关。当消声器内有气流通过时，由于消声器内部结构的边界条件与静态时不同，其声波在消声管道内传播与衰减规律也不同。由此，还要评价消声器的空气动力性能，阻力系数ε为通过消声器前后的压力损失与气流动压之比。消声器的消声量与其内部气体流速呈现负相关，随其减小强度有增大的趋势[8]。因为气体流速ν越快，气流动压越大，则消声器的阻力系数也就越大，严重影响消声器的消声性能，并且气体流速对传递损失的影响在中低频段更为明显[8]。

如图4所示为某压缩机升温速率对壳体温度的影响。当升温速率较快时（30℃～45℃），单位时间内制冷剂气体的流量n可以看作是定值。根据理想气体定律PV=nRT，气体常数R恒定，此时，吸入端制冷剂气体压力P也恒定，温度T升高，则制冷剂气体体积膨胀，V也会相应增大。又由于压缩机的转速恒定，体积V与流速ν成正比，升温速率快速增大也会导致制冷剂流速的快速增加，消声器阻力系数增大，消声效果减弱；当升温速率较小时，流速的变化相对较为迟缓，对消声器的消声作用影响减小。另外，气体声速c定义是：，其中K为气体绝热指数，P为气体压强，ρ为气体密度。由此可知，声速与气体密度呈反比，升温速率快速增大导致单位体积的制冷剂密度ρ减小，声速c增大，从而影响消声器的消声效果。

图4 某变频压缩机升温速率

1.2 吸气口形状对消声腔消声效果的影响

采用Virtual.Lab声学仿真模块，基于一维平面波理论，计算消声器的传递损失，如图5所示为消声器传递损失理论示意图。

图5 消声器传递损失理论

其中：

P1为入口附近的压力，v1为入口附近的流速，P2为入口大截面附近的压力，v2为入口大截面附近的流速，Pin为入口端面处压力，vin为入口端面处综合流速；

P3为出口附近的压力，v3为出口附近的流速，P4为出口大截面附近处的压力，v4为出口大截面附近的流速，Pout为出口端面处压力，vout为出口端面处综合流速。

由于压缩机吸气消声器的入口和出口的截面通常较小，声波主要以平面波的方式进行传播，根据一维声波的波动方程，定义入口X=0处，质点振动速度为1，推导出：

式（1）中，ρ为介质的密度，c为介质的声速。

出口处通常定义为无反射边界，即在出口X=L处，P4=0，则Pout=P3。

定义消声器入口截面积为Ain，出口截面积为Aout，则入口和出口平面波的声功率为：

式（2）中，Win为入口的声功率，Wout为出口辐射声功率。

消声器的传递损失TL计算公式为：

在声学计算中，声压都是复数形式，将公式（1）带入公式（3）：

以某变频压缩机所用的消声器为例，基于Virtual.Lab声学模块对图6中消声器内部流域TL仿真计算，计算的结果如图7所示。由图7中仿真计算的TL结果可知，消声器吸气口形状对特征峰无影响，但是消声量存在差异，带吸气口的消声器模型TL幅值相对较大。

图6 消声器内部流域

图7 吸气口形状对仿真理论声传递损失的影响

根据图8中实际测试中消声器传递损失的测试原理，通过实验验证上述TL仿真计算结果的准确性。

图8 消声器传递损失的测试原理

随机抽取3个消声腔根据图8中传递损失测试原理，对同一消声腔进行不同吸气口影响的传递损失测试，图9为上述消声器的测试过程。分别测试后，传递损失结果如图10所示。在2500 Hz以下的中低频区间，传递损失与吸气口无关，消声效果相同，但对高频的影响比较明显。由于消声器主要用于降低中低频噪声，故是否带吸气口与消声效果基本没有影响。由实际测试对比仿真结果可知：消声腔是否带吸气口的传递损失曲线基本相同，这与仿真计算的结论一致。但仿真计算中带吸气口的消声器消声幅值较大，是由于吸气口流域在仿真软件计算中可起到提高消声量的作用。

图9 消声器传递损失测试

图10 消声器组件是否带吸气口对实际声传递损失的影响

1.3 密封性对消声腔消声效果的影响

在图6中消声器模型的基础上，在中间隔板处增设小孔，该小孔在结构设计上一般作为漏油孔设置在腔体边缘区域。如图11所示，利用Virtual.Lab声学模块仿真计算漏油孔孔径对消声器传递损失的影响。

图11 不同孔径漏油孔的消声器

图12 为消声器不同漏油孔孔径的传递损失曲线，从图中可以看出，在中间隔板打孔后，1550 Hz与2400 Hz的消声特征峰消失。而孔径的递增还会引起1000 Hz～2500 Hz消声峰幅值的下降，另外3500 Hz～4000 Hz内的消声峰会发生偏移。说明是否在中间隔板上增设漏油孔对消声器的消声效果存在比较明显影响。

图12 设置不同孔径漏油孔仿真特征曲线

基于以上分析，探究密封性对实际使用的消声器的影响，结果如图13所示。

图13 消声器常温传递损失实测

消声器实际使用时温度较高，而传递损失测试通常在室温下进行。考虑到温度对消声器传递损失的影响，将上述消声腔在70℃的烘箱中加热保温12 h后再进行传递损失测试，测试结果如图14所示。对比图13和图14中消声器的传递损失，常温环境下的消声器在低频（1000 Hz以下）的差异较小，加热后的差异性增大，因测试过程消声器温度有变化。选取上述消声器，根据中低频消声效果分为3个组别：一般、较好、好，装机测试升温过程中噪声，后将压缩机内消声器取出并对内部可能存在的漏气点进行粘接，再重新测试噪声。

图14 消声器保温至70℃的传递损失实测

从图15中可以看出粘接前消声效果最差的压缩机粘接后在800 Hz和1000 Hz频段内的噪声明显下降，消声作用明显增强。消声效果一般的，粘接前后的压缩机噪声相差不大，噪声无明显改善。800 Hz和1000 Hz频段内的噪声随温度波动的变化较小，稳定性较好，说明消声器密封性对消声腔消声效果影响较大。

图15 消声效果最差的压缩机消声器粘接前后的噪声对比

2 实验验证消声器密封性对冰箱噪声的影响

冰箱压缩机在实际运行中，升温速率主要与用户的使用情况有关，一般不采用单独的控制逻辑或者风扇来抑制压缩机的升温。而由1.3节内容可知，消声器的密封程度对终端产品，即冰箱噪声水平的影响较大。将1.3节中消声腔消声效果和稳定性均好的压缩机安装至图2中的某变频冰箱上，并测试该冰箱长时间的运行噪声，如图16所示。对比图2，更换消声器压缩机的冰箱在800 Hz的噪声波动程度明显变小，运行噪声的稳定性较好。说明在改善压缩机内部消声器的密封性后，不仅压缩机的噪声得到优化，冰箱噪声也会改善。

图16 消声腔改善前后冰箱运行时的800 Hz噪声频谱

图16中，冰箱压缩机启动并逐渐升速到工况转速，100 s至30分钟为转速稳定运行阶段。改善前800 Hz频段内噪声幅值范围为25 dB(A)～37 dB(A)，改善后800 Hz频段内噪声幅值范围为25 dB(A)～30 dB(A)，噪声最大幅值明显减小，并且改善后噪声波动性降低。经计算，100 s～500 s内800 Hz频段噪声均值由31.1 dB(A)降低到28.7 dB(A)，平均降低了2.4 dB(A)；而标准差由3.87降低到1.49，优化了61.5%。说明优化消声器后，冰箱噪声的稳定性明显得到改善。

3 结论

吸气消声器是压缩机降噪研究的主要方向，本文通过仿真计算与实际测试分析了消声器对压缩机及冰箱的降噪效果，验证了消声效果存在差异性的原因，得到如下结论：

（1）结合消声机理与升温速率的实验验证解释了升温速率过快影响消声器消声作用的原因。

（2）对消声器吸气口形状进行TL仿真计算和实际测试分析，发现在消声作用频段内（主要为中低频），消声器吸气口形状对消声效果几乎无影响。

（3）分析了消声器的密封性对消声器的消声效果稳定性的影响，密封性较好的消声器，800 Hz附近的噪声平均降低2.4 dB(A)，标准差优化了61.5%，噪声稳定性得到明显改善。通过仿真以及实验对消声器结构设计以及消声效果的评估提供了依据，为压缩机和冰箱的降噪方案提供思路。