吳 斌 張勤建 趙 雷 周 慧 吳強波 倉 榮

（加西貝拉壓縮機有限公司 嘉興 314006）

引言

蒙特利爾議定書明確對氫氟碳化合物進行管控，目前商用冷柜常用的制冷劑為R134a和R404A，兩者均屬于氫氟碳化合物，因此市場急需一種新的替代制冷劑。R290制冷劑為碳氫化合物，為天然制冷劑，且具有良好的物理、化學以及熱力學性能，因而眾多壓縮機制造商開始向R290制冷劑切換，推出了一系列的R290定頻和變頻壓縮機，搶占市場先機。

R290制冷劑在正常運轉過程中吸排氣壓力較大，帶來更大的整機噪音，另外，市場更加青睞中低背壓（LMBP）通用的大規(guī)格商用產品，因而其吸排氣壓力過大帶來的噪音問題將更加凸顯，包括過大的內排氣管路氣流脈動引發(fā)更大的管路振動，過大的氣體力導致更加劇烈的泵體振動等。內排氣管路是壓縮機振動和噪聲傳遞的重要途徑，李程等[2]認為解決壓縮機管線振動問題，需同時考慮管道的振動和氣流脈動，采取相應的減振措施，才能達到有效的減振效果；李金娣等[3]通過對內排氣盤管進行結構優(yōu)化，降低排氣壓力脈動，有效地降低了整機噪音。但是上述工作均未從壓縮機系統(tǒng)的角度全面闡釋內排氣管路的氣流脈動問題，包括壓力脈動和速度脈動，并且未進行內排氣管路結構模態(tài)分析?；诖耍疚囊詢扰艢夤苈窞檠芯繉ο?，從壓縮機系統(tǒng)的角度對內排氣管路的氣流脈動進行仿真計算，并結合結構模態(tài)分析，最終有效降低了R290壓縮機噪音，相關研究方法和結果可用于內排氣管路的設計與優(yōu)化。

1 氣流脈動分析

往復式壓縮機吸排氣閥片周期性啟閉，吸排氣過程具有周期性的特點，內排氣管路中制冷劑氣體的壓力和速度隨之進行周期性變化，呈現(xiàn)氣流脈動狀態(tài)，氣流脈動包括壓力脈動和速度脈動。LMBP工況下，R290制冷劑吸排氣壓力較高，氣流脈動更為劇烈，在內排氣管路彎頭等截面突變處產生更強的振動。內排氣管路的氣流脈動起因存在于整個吸排氣系統(tǒng)，因而，從系統(tǒng)的角度對內排氣管路的氣流脈動水平進行評估，提出相應的脈動衰減方法是可行的并且必要的。

通過一維元件“管道”和三維元件“腔體”對壓縮機進行系統(tǒng)建模，包括吸排氣消聲器、氣缸、閥板上吸排氣口以及內排氣管路等關鍵零部件，考慮制冷劑氣體在上述零部件中的熱質交換以及制冷劑和吸排氣閥片的流固耦合過程，求解模型包括流體質量方程、動量方程、能量方程以及閥片運動控制方程[1]，現(xiàn)說明如下:

一維元件“管道”中流體流動和熱交換的瞬態(tài)方程可表示如下：

其中，S為兩個“管道”交界面的面積，ρ為流體密度，u為流速，p為壓力，et為總能，分別表示沿著“管道”的摩擦力和熱流量對流場的影響。

三維元件“腔體”中，控制熱質交換過程的方程如下：

其中，?v表示“腔體”的邊界，u是氣體的速度矢量，b是邊界的速度矢量，n是指向“腔體”外法線方向的標準單位向量，q為氣缸中熱流量，mij表示在i方向流入“腔體”的質量流量，Tij表示相應的動能，ijα為模型中定義的耗散因子。

考慮流體和閥片的流固耦合相互作用，相應的控制方程如下：

其中，P為動量，ω為固有頻率，ζ為阻尼比，c為阻尼系數(shù)），f(x)是閥片前后靜壓差和有效受力面積的乘積。

在LMBP工況下，R290壓縮機氣缸容積為7.2 ml，為減小內排氣管路氣流脈動水平，適當增加內排氣管路消音包的容積，對消音包容積增加前后的方案進行系統(tǒng)仿真計算，獲取內排氣管路末端的氣流脈動數(shù)據(jù)進行對比分析，包括壓力脈動和速度脈動，分別如圖1～4所示。其中，圖1和圖2分別顯示了當壓縮機運轉穩(wěn)定以后，內排氣管路末端壓力脈動和速度脈動隨時間變化規(guī)律，從圖中可以得到脈動最大振幅，脈動峰-峰值等參數(shù)用以評估脈動的劇烈程度，本文提取穩(wěn)定活塞周期內的壓力脈動和速度脈動，并計算其峰-峰值，評估消音包容積增加前后內排氣管路末端的脈動水平，如圖3和圖4所示，穩(wěn)定活塞周期內，消音包容積增加前后，壓力脈動和速度脈動對比如表1所示。

表1 消音包容積增加前后壓力和速度脈動對比

圖1 內排氣管路末端壓力脈動曲線圖

從表1中可以看出，當消音包容積增加26.1 %的時候，壓力脈動峰-峰值和速度脈動峰-峰值分別降低25 %和21.76 %，有效地降低了氣流脈動水平，削弱了管路激振力，使得內排氣管路的振動較為緩和。

2 模態(tài)分析

氣流脈動是引起內排氣管路振動的重要原因，在通過適當增加消音包容積降低氣流脈動水平以后，有必要對管路進行模態(tài)分析，對比固有頻率和振型的變化，以確定結構的變化是否會引起結構共振。以壓縮機內排氣管路為模態(tài)研究對象，包括蓋板、內排氣管、消音包和殼體排氣管，各零部件通過焊接連接，消音包容積增加前后的方案分別為a方案和b方案。

在進行模態(tài)分析之前需對幾何模型進行網格劃分，網格劃分的質量影響整個數(shù)值模擬研究的速度和準確性；整個內排氣管路為裝配體，因此各零部件之間需要定義接觸，并被定義為綁定接觸，內排氣管路兩端定義固定約束，最終建立的模態(tài)分析模型如圖5。

設置內排氣管路各零部件材料屬性，包括彈性模量、泊松比以及密度，對上述有限元模型進行求解，提取前7階振形圖和結構固有頻率值用于對比消音包容積增加前后結構模態(tài)的變化。第1～7階振形圖對比如圖6所示。

圖2 內排氣管路末端速度脈動曲線

圖3 穩(wěn)定活塞周期內的壓力脈動曲線

圖4 穩(wěn)定活塞周期內的速度脈動曲線

圖5 模態(tài)分析模型

圖6 內排氣管路振動模態(tài)

對比a方案和b方案結構振形圖可知，內排氣管路主要存在擺動變形、扭轉變形以及呼吸式變形等3種振動形式，第1、2階振型為擺動變形，呈現(xiàn)繞固定約束點擺動彎曲的狀態(tài)，第3、4、7階振型為扭轉變形，繞固定約束點扭轉彎曲，第5、6階振型為呼吸式變形，繞固定約束點呼吸式彎曲，另外，彎頭處是較易引起振動變形的部位，在進行結構設計時應充分考慮。對比2種方案前7階振型的變化，消音包容積增加后，對振型的影響較小，變化幾乎可以忽略。

2種方案第1～7階固有頻率對比如圖7所示，從圖7中可以看到，2種方案所有7階固有頻率基本也沒有區(qū)別，變化很小。結合模態(tài)振型變化和固有頻率的變化可知，內排氣管路消音包容積增加后對結構共振的影響不大。

3 整機噪音測試

通過對內排氣管路的氣流脈動和結構模態(tài)分析，我們發(fā)現(xiàn)當消音包的容積增加時，使得內排氣管路末端的氣流脈動水平降低的同時，內排氣管路本身的結構模態(tài)，包括固有頻率和振型均沒有太大的影響，變化幾乎可忽略，因此可以推斷適當增加消音包的容積可以有效地降低內排氣管路的振動，

從而向殼體傳遞較低的振動，向外輻射較低的噪音。為驗證這一推斷，我們對消音包容積增加前后的兩種內排氣管路方案進行了整機噪音測試，如圖8所示，發(fā)現(xiàn)消音包容積增加后，整機噪聲下降明顯，降低至42 dB(A)，滿足設計要求。消音包容積增加后整機噪聲頻譜圖如圖9所示。

4 結論

降低內排氣管路中氣流脈動以及改善其本身的結構模態(tài)，避免管路共振是往復活塞式壓縮機減振降噪的重要途徑，本文通過增加內排氣管路消音包的容積，但不影響結構模態(tài)，降低內排氣管路氣流脈動，達到壓縮機減振降噪的目的，取得了如下結論：

圖6 內排氣管路振動模態(tài)

圖7 內排氣管路模態(tài)頻率

圖8 消音包容積增加前后整機噪音測試

圖9 消音包容積增加后整機噪聲頻譜

1）內排氣管路氣流脈動問題成因于壓縮機系統(tǒng)中，本文提出從系統(tǒng)的角度對內排氣管路的氣流脈動進行仿真分析，提供了一種實用性好，工程意義明顯的方法。

2）R290制冷系統(tǒng)因吸排氣壓力較高，產生更大的內排氣管路振動問題，內排氣管路作為振動的傳遞路徑之一，通過殼體輻射更大的整機噪音，通過適當增加內排氣管路消音包的容積，有效降低了氣流壓力脈動，增加26.1 %的消音包容積，可減小壓力脈動25 %，減小速度脈動21.76 %。

3）對消音包容積增加前后的內排氣管路進行結構模態(tài)分析，通過分析前7階結構振型和固有頻率，發(fā)現(xiàn)消音包容積增加前后對振型和固有頻率的影響非常小，幾乎可忽略。

4）適當增加內排氣管路消音包的容積，在基本不影響結構的振動、變形以及固有頻率的基礎上，降低了內排氣管路的氣流脈動，有效抑制內排氣管路的振動，整機噪音下降明顯并滿足設計要求。