往复压缩机气阀压力脉动及噪声试验分析

曹 斌，李金荣，于 洋，鲍 军，朱权琛，王殿禹

(1.合肥通用机械研究院有限公司，压缩机技术国家重点实验室，合肥通用机电产品检测院，安徽 合肥 230031；2.合肥工业大学，安徽 合肥 230031)

1 引言

气阀是活塞式压缩机的关键部件，同时也是压缩机主要节流元件及主要噪声源之一[1，2]。

在压缩机工作时，吸排气阀片随着曲柄转角周期性的开启与关闭，导致压缩气体在阀隙处形成流速和压力的周期性变化，从而在气阀阀隙通道处形成压力脉动[3]，压力脉动不仅能够引起和增大压缩机系统及管路振动，还会增加压缩机整机噪声，严重影响压缩机性能[4，5，6]。

压力脉动是往复活塞式压缩机的固有特性，无法对其进行完全消除[7，8]。阀隙马赫数对阀腔及压缩腔内流场及压力场有直接影响[9]。在压缩机气流压力脉动及噪声方面，国内外学者进行了大量的研究工作。韩宝坤等[10]基于喷射理论对往复压缩机吸排气过程流场特性进行了数值模拟，研究了排气过程中压力脉动引起的噪声变化规律和辐射特性。李天宇等[11]利用CFD仿真软件建立了压缩机排气声学仿真模型，并结合试验数据分析了压缩机排气过程的湍流噪声与脉动噪声。马大猷等[12]建立了气流脉动喷注情况下的噪声声压级计算模型，将湍流喷注噪声表达为喷注速度的函数，提出了噪声与喷注速度及喷口压力的依赖关系式。魏国[13]建立了气动噪声辐射及传播模型，对往复压缩机吸、排气过程中的流场和声场进行了数值模拟分析，获得了脉动速度和气动噪声的变化规律。苏智剑等[14]研究了不同进排气阀弹簧刚度和阀门预紧力对小型斜盘式空压机排气量和压力脉动的影响规律，提出了一种在多级压缩情况下单向阀的参数组合思路。目前，学者们主要研究了压缩机在吸排气过程中的流场特性、气流脉动和气动噪声的变化规律，未考虑阀隙气流马赫数对压缩机吸排气过程阀隙压力脉动以及压缩机噪声的影响。

本文以某微型无油压缩机为试验研究对象，通过改变气阀阀隙有效通流几何面积控制阀隙气流马赫数，采集了吸、排气过程中不同阀隙马赫数下阀腔及压缩腔内部压力脉动信号，分析了马赫数对阀片开启后压力脉动强度的影响。同时采集压缩机噪声声压信号，并对其进行时频分析，研究了吸、排气阀隙马赫数对压缩机噪声的影响。得出了改善压缩机气阀气流脉动噪声的有效方法，为往复式压缩机气动噪声优化提供依据。

2 气阀工作过程及压力脉动评价

2.1 气阀工作过程

往复活塞式压缩机工作过程通常使用示功图(p-V图)或气阀运动规律来说明。伴随着压缩机吸气-膨胀-压缩-排气过程，气缸及阀腔内压力随着曲柄转角呈周期性变化。气阀工作过程如图1所示，活塞运动初期压缩机处于膨胀过程，吸排气阀片均处于关闭状态，随着活塞向下运动压缩腔内压力逐渐减小；当压缩腔内压力ps小于吸气压力p1时吸气阀片打开进行吸气过程，活塞运动到下止点时吸气过程结束；随后活塞开始向上运动进入压缩过程，此时吸气阀片关闭，压缩腔内压力ps逐渐升高；当ps大于排气压力p2时排气阀片打开进入排气阶段；活塞继续运行到上止点后排气结束，压缩机完成一个工作循环。 在压缩机整个工作循环中，吸排气阀片周期性的开启与关闭，吸、排气腔压力和压缩腔压力也呈现周期性变化，这种周期性的变化是导致压缩机系统压力和气流脉动的直接原因。

图1 簧片阀工作过程示意图

2.2 阀隙气体流速及马赫数

压缩气体流经阀隙通道时，气流通道面积急剧减小，在气阀处形成节流效应，气体流速急剧增大，此时阀隙通道内气体流速介于音速和亚音速之间。当压缩机转速和吸排气压力一定时，阀隙几何通道面积的改变可以影响气阀处的流速和马赫数，阀隙流速和马赫数对气阀吸排气过程压力脉动以及压缩机噪声的频率特性均有一定影响。

阀隙气流平均速度C1为

(1)

式中Cm——活塞运动速度

Fp——活塞面积

λ——曲柄半径与连杆长度比

av——流量系数

Av——阀隙几何通道面积

θ——曲柄转角

r——曲柄半径

气阀几何结构如图2所示，吸排气阀孔通道均为腰形结构，吸、排气阀孔均位于在同一阀板上，阀隙几何通道面积为阀孔通道周长与其对应有效升程的乘积，阀隙几何通道面积Av为

图2 气阀几何结构示意图

式中di——第i条通道孔宽度

li——第i条通道矩形截面长度

hi——第i个阀孔处的阀片升程

阀隙气流马赫数M为

式中C0——阀隙处气流音速

K——绝热指数

T——阀隙气体热力学温度

R——气体常数

2.3 气阀压力脉动评价

压缩气体在流经阀孔通道时形成高速气柱，由于气体的可压缩性，吸排气过程阀隙内气柱可等效为弹性振动系统。气阀打开后阀隙通道内形成具有一定压力脉动的气柱会产生气体激振力，引起气流及其他部件的振动，使得压缩机振动和噪声增大。因此，减小阀隙气流压力脉动的强度对改善压缩机振动及降噪具有重要意义。图3所示为气流压力脉动曲线，从图中可以看出压力p随曲柄转角θ呈现周期性变化。

图3 气流压力脉动曲线

周期性压力脉动的强度可用压力不均匀度δ表示为

式中pmax、pmin——气阀打开后气阀两侧瞬时压力的最大值和最小值，MPa

Δp——气阀流动阻力损失

p——吸排气名义压力

p0——气阀流道内的平均压力

3 阀隙压力脉动及压缩机噪声试验

为了尽可能准确的采集到吸、排气腔及压缩腔内气体压力脉动信号，在气缸顶隙处及缸头吸排气阀腔内部开设引压孔设置压力测点。在距离缸头1 m处设置噪声测点，测点距离地面高度与缸头中心一致，采集压缩机噪声声压时域信号。

本文针对某微型往复式压缩机用组合簧片阀进行压力脉动和噪声试验分析，试验中保持压缩机转速为1465 r/min，吸气压力为1个大气压，排气压力为4 bar，吸排气阀片厚度及其它工况均保持不变。通过改变阀隙通道几何面积，控制流经阀隙处的气体流速和阀隙马赫数，不同阀隙几何通道面积下气体流速及马赫数如表1所示，分别对6组不同马赫数下的气阀进行压力脉动和噪声试验，其中1～3组为恒定吸气马赫数试验，4～6组为恒定排气马赫数试验。

表1 不同几何尺寸的吸排气阀隙流速与马赫数

4 阀隙马赫数对吸排气过程压力脉动及压缩机噪声的影响分析

4.1 阀隙压力脉动分析

由于气阀吸、排气阀片在膨胀和压缩过程中处于关闭状态，压缩机在膨胀和压缩过程中气阀不工作，即阀隙处无气体流动，因此本文仅针对压缩机在吸气和排气过程中的阀隙气流脉动进行试验分析。采集到试验压缩机吸、排气腔及气缸压缩腔内压力脉动曲线如图4所示。

图4 压缩机工作过程阀腔及压缩腔压力脉动曲线

对不同吸、排气阀隙马赫数下的阀腔与压缩腔内压力信号进行脉动强度计算，得到不同马赫数下吸排气过程压力脉动强度趋势如图5所示。从图中可以看出，吸气过程压力脉动强度远远大于排气过程，吸气过程仅在阀片打开和关闭瞬间会产生很大的压力脉动，而在稳定吸气阶段压力脉动强度几乎为0；排气阶段从排气初始阶段至排气结束压力脉动逐渐减弱；吸排气过程中阀隙处压力脉动强度均随着马赫数的增加而增大，马赫数越大压力脉动强度的波动越明显。

图5 不同马赫数下的吸排气压力脉动强度

图5(a)为吸气阀隙通流几何面积固定，仅改变排气阀隙通道几何面积，在相同工况下测得不同排气马赫数下的压力脉动。从图中可以看出排气马赫数的增大会增加下一工作循环中吸气过程压力脉动的不稳定程度，压力脉动强度曲线波动增加，但对脉动强度最大值影响不大，对排气过程压力脉动强度的波动影响不明显；图5(b)为排气阀隙通流几何面积固定，仅改变吸气阀隙通道几何面积，在相同工况下测得不同吸气马赫数下的压力脉动。从图中可以看出，阀隙通道马赫数的变化对 吸气过程压力脉动有较大影响，随着吸气阀隙马赫数的增大，吸气阀隙脉动强度的波动程度以及最大幅值也急剧增加，对排气过程阀隙脉动影响较小。

依据阀腔及压缩腔压力信号计算得到不同马赫数下压力脉动强度如表2所示。

表2 不同马赫数的气阀压力脉动强度

结合表2可以看出，改变阀隙气流马赫数对吸气过程的压力脉动幅值及平均值有很大影响，马赫数对排气过程压力脉动强度影响很小。其原因在于吸气腔与外部环境相连接，气体压力近似于环境压力且在气阀未打开时阀腔压力相对稳定，当阀片打开瞬间吸气腔与压缩腔内压力差发生突变，引起瞬间的压力不均匀导致阀隙处产生较大的压力脉动，当气流稳定后气阀两侧压差趋于稳定，脉动压力减小。由于排气过程存在后端背压的影响，排气腔内在整个压缩机工作过程均存在周期运动的高压气体，当排气阀片打开后压缩腔内的压缩气体与排气腔内高压气流处于相近频率的运动状态，导致阀隙处所产生的压力脉动强度最大值与均值都很小。

4.2 压缩机噪声分析

本文试验用压缩机转速为1465 r/min，因此曲轴运转周期近似为41 ms，如图6所示为采集到的压缩机噪声时域信号，从图中可以看出，噪声声压信号随着运转周期呈现出周期性的变化。

图6 压缩机工作过程噪声时序曲线

为分析气阀在吸气和压缩过程中阀隙气流马赫数对压缩机噪声的影响，对不同吸、排气阀隙几何通道及不同马赫数下的噪声时域信号进行倍频程分析如图7所示。

图7 不同马赫数下压缩机噪声频谱图

从图7可以看出，此试验压缩机噪声频域主要集中在500～2500 Hz范围内。当吸气马赫数为0.15时，对不同排气阀隙马赫数的压缩机噪声进行频域分析如图7(a)所示，可以看到排气马赫数的变化主要改变压缩机2000 Hz的噪声，对其他频段的噪声影响很小。当排气马赫数为0.28时，对不同进气阀隙马赫数的压缩机噪声进行频域分析如图7(b)所示，可以看到进气马赫数的增大对压缩机500～2500 Hz范围内的噪声均有一定影响。

对声压信号进行A计权后得到压缩机噪声声压级如表3所示。

表3 不同马赫数的缸头侧A计权声压级

从表3可以得出，当阀隙排气马赫数增大0.11时A计权噪声声压级仅增加了0.51 dB(A)。而当阀隙吸气马赫数增大0.04时压缩机A计权声压级增大了1.85 dB(A)，吸气阀隙马赫数对压缩机噪声影响更为明显。说明减小阀隙气流马赫数均可以降低压缩机噪声声压级，吸气阀隙马赫数的减小对试验压缩机噪声的改善更为明显。

5 结论

本文对某型号压缩机阀隙气流马赫数对进气和排气过程的压力脉动和整机噪声进行试验分析后得到如下结论：

(1)压缩机吸气过程阀隙压力脉动强度远大于排气过程，吸气过程压力脉动主要发生在吸气阀片打开和关闭瞬间，吸气阀片完全开启后压力脉动变得很小。排气过程中阀片开启初期阀隙压力脉动最大，随着排气过程的进行压力脉动逐渐减小。

(2)压缩机噪声时域信号随曲柄转角呈现周期性变化，噪声随阀隙马赫数的增大而增大。试验压缩机噪声声压主要集中在500～2500 Hz范围内，吸气马赫数对500～2500 Hz频段范围内的压缩机噪声均有明显影响，排气马赫数主要影响2000 Hz左右的压缩机噪声。

(3)吸气过程阀隙流速和马赫数较小，但对阀隙压力脉动及压缩机噪声影响较大。排气过程阀隙流速和马赫数较大，但对阀隙压力脉动和压缩机噪声影响较小。合理的设计吸排气阀隙有效几何通流面积可减小阀隙气流马赫数，从而可以减小吸排气过程阀隙压力脉动，降低压缩机噪声。