基于有限元的空调消音器仿真分析与优化

李 武 肖 剑 纪 瀚

（珠海市鹿鸣智慧科技有限公司 珠海 519000）

引言

随着人们生活水平的提高，空调已经成为越来越多家庭中必不可少的家用电器之一，人们对产品舒适度的要求也越来越高，噪音的高低也成为了用户选择空调产品的关键指标，因此如何研发出高性能、低噪音的空调产品是研发技术员需要重点解决的问题。

在空调产品中为解决压缩机噪声传递到室内机的问题，通常会在压缩机出口增加消音器。传统的消音器通常为普通的扩管式消音器结构，以往空调主要为定频机，压缩机的频率范围比较固定，所以空调噪声频率也相对固定，传统的扩管式消音器基本可以满足要求。但随着技术的不断提升和市场变化，现在市场上变频空调日益普及，以往消除固定频段噪声的普通扩管式消音器已经很难满足变频机的使用需求，消音器的消音频率需要设计的尽量宽，以便能覆盖压缩机的运转频率范围[1,2]。

本文基于有限元分析方法，对某项目开发的空调室外机消音器进行研究，通过仿真分析计算出消音器的传递损失曲线，并对原消音器进行优化设计，仿真分析结果显示，优化后的消音器消音频段更广，在（200～1 000）Hz频段的范围内，消声量达到10 dB以上，经过实验测试对比，原空调的噪声得到明显的降低，产品竞争力得到显著提升。

1 消音器设计和传递损失计算

消音器根据消音原理的不同一般分为阻性消音器和抗性消音器，在空调的冷媒系统中通常使用抗性消音器进行消音，空调通常采用铜管进行冷媒传递，在冷媒系统中通常使用扩张室消音器进行消音，扩张室消音器的结构如图1所示，其通常包括两端的入口管和出口管以及中间的扩张腔。

图1 扩管式消音器结构图

扩管式消音器的消声量的消声量可由式（1）计算[3]：

式中：

ΔL—消声量（dB）；

m—扩张比，m=S2/S1；

k —波数，k=2π/λ，λ是声波波长；

l—扩张室的长度（m）。

扩管式消音器最大消音量的计算公式为：

扩管式消音器最大消声量的频率fmax为：

式中：

c—声速（m/s）。

式中：

K—比热比；

R—气体常数；

T—绝对温度。

从上面的公式可以看出，消音器的消音量大小取决于扩张比m。

根据上面的式（1）～（3）可以绘制出扩管式消音器的传递损失图如图2所示。从图中可以看出，扩管式消音器的传递损失呈周期性的波动状态，会存在明显的最大消声和最低消声位置。在实际工作应用中，尤其是面对需要在一定频率范围内消声的变频机组，这种存在明显消声截止频率的扩管式消音器就不适合使用了。比如图2中的消音器在450 Hz、900 Hz附近的消声量就非常低，当变频机组刚好存在45 Hz、90 Hz附近运行的倍频噪声时，此消音器的消音效果便会很差。

图2 扩管式消音器的传递损失图

为了改善扩张室消音器存在通过频率消声量为零的问题，在产品设计中，通常会在消音器的入口端增加一段插入管[4]，如图3所示，带内插管的消音器减小消音器的截止频率，增加消音器可消声频段。

图3 带内插管的消音器

内插管消音器的消音频率无法通过公式计算直接得到，但可以通过仿真分析计算得出。消声器的传递损失仿真分析计算通常是基于消声器的声模态分析结果通过谐响应分析计算得到，通过在消音器入口处添加单位振动速度来计算出口处的响应从而得到消音器传递损失。

采用有限元方法对理论公式计算的消音器进行声学仿真，包括空腔声模态和传递损失计算，仿真软件为ANSYS。有限元模型基于以下几个基本假设：

1）消音器中的介质为理想流体；

2）介质中传播的是小振幅声波，符合线性传递关系；

3）声传播是绝热过程；

4）介质的静态压强和静态密度都是常数；

5）消音器为刚性管壁组成，声波在管壁位置全部反射。

2 原始方案模拟仿真分析

实验测试发现，某机型空调室内机存在中低频噪音，通过室内机和室外机的噪声频谱对比确认，此噪声为室外机传递到室内机，因此需对其消音器进行分析，确认其消音频段是否设计合理。如图4所示为原室外机的噪声测试1/3倍频程频谱，从图中可以看出，噪声主要集中在中高频区域，（200～1 000）Hz范围最为集中，最大噪声对应频率为500 Hz附近，噪声值达到72.88 dB（A），说明消音器在此频段的消音效果欠佳，需对其进行优化。

图4 原机型噪声频谱

图5 原消音器三维模型和网格模型

原消音器三维模型和网格如图4所示，网格单元采用三维声学流体单元FLUID30计算，传递损失可以表示如公式（4）所示[5]。

式中：

S1—消音器入口铜管的截面积（mm2）；

S2—消音器出口铜管的截面积（mm2）；

P1—消音器入口位置的入射声压（Pa）；

P2—消音器出口位置的投射声压（Pa）；

P3—消音器入口位置的声压（Pa）；

P4—消音器出口位置的声压（Pa）；

ρ—当前工况下，空调系统中的冷媒密度（kg/m³）；

c—当前工况下的冷媒中声音的传播速度（m/s）；

vi—消音器入口单元的振动速度（m/s）。

仿真分析采用ANSYS的声学谐响应模块进行计算，根据上面的计算原理公式，在消音器的入口管的单元上，施加了大小为1m/s，方向从入口指向出口的振动速度作为激励，通过仿真分析计算可得到出口位置的响应结果，进而可以计算出消音器从入口到出口的传递损失。

结合本文分析选用的案例，其冷媒采用的是R410a，在名义制冷工况下(室外侧干球温度35 ℃，室内侧干球温度27 ℃)，通过查表在此工况下，R410a冷媒的声速约为175.8 m/s，冷媒密度约62.8 kg/m3。通过ANSYS仿真得到本案例消音器的噪声传递损失图如图6所示。

图6 原消音器噪声传递损失图

从图中可以看出，原消音器的传递损失呈类似正弦曲线的形式，在（200～1 000）Hz范围内，最大消声量为12.5 dB，其在480 Hz、900 Hz附近消声量接近于0，因此其对中高频的噪声并不能起到较好的消除效果，这点和噪声测试频谱的数据吻合，也验证了仿真分析的准确性。

3 优化和实验验证

为增加消音器的消声量和消声频段，对原消音器进行优化，在实际的工程应用中，通常可以通过在消音器入口端增加一段插入管，同时调整消音器的空腔直径的方式来进行优化。

插入管消音器的插入管长度对消音器的通过频率会有很大的影响，当插入管长度为1/2筒体长度的倍数，同时为1/4筒体长度的倍数时，理论上整个消音器没有通过频率[6]。

另外原消音器腔体直径和长度均偏大，为了节约成本，在增加插入管的同时，减小了腔体直径和长度，综合考虑后，消音器调整前后的尺寸对比如表1所示。

表1 原始方案与优先方案消音器尺寸对比

对优化方案进行仿真分析得到其传递损失曲线如图7所示，从图中可以看出，优化后的消音器其在（200～1 000）Hz范围内的消声量基本在15 dB以上，优化后的消音器消音频段范围明显增加，并且在使用频段范围内没有消声量很小的频率点，更加符合变频机的应用场合。

图7 优化后的消音器噪声传递损失图

对优化后的空调室外机进行噪声测试，得到其频谱如图8所示，从图中可以看出，（200～1 000）Hz范围内的噪声得到明显改善，最大噪声值由72.88 dB（A）降低到56.8 dB（A），说明优化后的消音器的对原机型存在的噪声问题起到了改善作用。

图8 优化消音器后室外机噪声频谱

4 结论

本文利用有限元分析方法，对某空调室外机的噪音问题进行优化，对消音器的设计和仿真分析方法进行研究，结合分析结果对原消音器进行优化，通过仿真分析对比和实验发现原方案空调室外机噪声偏高是由于原消音器的存在消音量接近为0的频段，使得消音器在这些频段附近的消声效果不佳，通过设计带插入管的消音器可以增加消声频段范围，使消音器在目标频率不出现消音量接近0的频段。通过实验测试优化后的消音器降噪效果明显，原最大噪声频段噪声值降低了16 dB(A)，同时减小了消音器的体积，能有效降低成本提高产品竞争力。