旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)排氣壓力脈動(dòng)衰減改善研究

吳嘉暉

（廣東美芝制冷設(shè)備有限公司，廣東 佛山 528300）

隨著空調(diào)行業(yè)的不斷發(fā)展，高端產(chǎn)品的不斷普及，客戶對(duì)空調(diào)產(chǎn)品的運(yùn)行可靠性及其使用舒適性要求也在不斷提高。同時(shí)，壓縮機(jī)行業(yè)在不斷追求高效化、小型化。推進(jìn)過程中，為了滿足用戶需求，壓縮機(jī)殼體外徑及其內(nèi)部的空腔容積也在不斷減小，這些因素都會(huì)對(duì)壓縮機(jī)的排氣壓力脈動(dòng)造成不利的影響。由此，解決旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)排氣壓力脈動(dòng)過大的問題被提到產(chǎn)品改善的議程上。

基于對(duì)旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)的三維瞬態(tài)仿真，獲得其殼體內(nèi)部的壓力場結(jié)果，采用快速傅里葉變換［1］（Fast Fourier Transform，F(xiàn)FT）方法進(jìn)行數(shù)據(jù)后處理，以此預(yù)測和分析壓縮機(jī)內(nèi)部流場的壓力脈動(dòng)特性，探討壓力脈動(dòng)產(chǎn)生的機(jī)理以及影響壓縮機(jī)排氣管處壓力脈動(dòng)的主要因素，為壓縮機(jī)降低壓力脈動(dòng)幅值的方案設(shè)計(jì)提供理論指導(dǎo)。

1 排氣脈動(dòng)源頭分析

由于采用間歇排氣方式，排氣壓力脈動(dòng)因此成為旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)的固有屬性之一。如圖1 所示，以單缸壓縮機(jī)為例，由于壓縮腔出口設(shè)置有排氣閥片，當(dāng)壓縮機(jī)中滾動(dòng)活塞轉(zhuǎn)動(dòng)一圈（360 °），排氣閥片打開一次，壓縮腔內(nèi)的高壓高溫制冷劑通過主軸承排氣孔排出，流經(jīng)消音器空腔后進(jìn)入壓縮機(jī)殼體內(nèi)部空腔，最后從壓縮機(jī)排氣管排出。在整個(gè)過程中排氣閥只排出一次制冷劑，即間歇排氣。

圖1 壓縮機(jī)間歇排氣流量曲線示意圖

根據(jù)快速傅里葉變換原理，假設(shè)模型的輸入為一條正弦曲線，如圖2 所示，其FFT 分解結(jié)果為僅有基頻（50 Hz）。若模型輸入為一條僅有半周期的正弦曲線，那其FFT 分解結(jié)果就會(huì)出現(xiàn)基頻（50 Hz）和兩倍頻（100 Hz），其中基頻幅值較大，兩倍頻幅值次之，如圖3 所示。

圖2 正弦曲線輸入及其FFT 分解結(jié)果

圖3 正弦曲線（半周期）輸入及其FFT 分解結(jié)果

以此類推，根據(jù)圖1 的情況，嘗試以實(shí)際壓縮機(jī)的排氣曲線為例進(jìn)行傅里葉變換，假設(shè)壓縮機(jī)開始排氣角約為210 度，推算排氣過程約經(jīng)歷145～150度，即可等效為以5/3π 為周期的正弦曲線的半周期，那其FFT 分解結(jié)果就會(huì)出現(xiàn)基頻（50 Hz）、兩倍頻（100 Hz）、三倍頻（150 Hz）……，其中基頻幅值較大，兩倍頻幅值第二，三倍頻幅值再次之……，如圖4 所示。

圖4 排氣閥等效輸入曲線及其FFT 分解結(jié)果

因此，旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)有規(guī)律的間歇排氣造成了壓縮機(jī)內(nèi)部有規(guī)律的壓力變化，即壓力脈動(dòng)的產(chǎn)生。

2 實(shí)驗(yàn)現(xiàn)象及仿真結(jié)果的分析

通過多次實(shí)驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，空調(diào)系統(tǒng)在國標(biāo)制熱工況下，室內(nèi)機(jī)發(fā)出不連續(xù)的低頻“嗡嗡聲”，嚴(yán)重時(shí)會(huì)使用戶心情煩躁。為了更好地分辨出此低頻噪音的實(shí)際頻率，我們將聲壓傳感器放置在室內(nèi)機(jī)靠近面板處進(jìn)行測量，并通過軟件進(jìn)行頻譜及濾波對(duì)比，初步判斷低頻噪聲的主要頻率為100 Hz。

在實(shí)驗(yàn)過程中，我們采用壓力脈動(dòng)傳感器進(jìn)行實(shí)時(shí)測量，得到壓縮機(jī)出口壓力的時(shí)域曲線。通過對(duì)壓力曲線進(jìn)行快速傅里葉變換發(fā)現(xiàn)，該壓縮機(jī)排氣壓力脈動(dòng)的各階幅值中，除了一階的50 Hz 基頻外，二階的100 Hz 脈動(dòng)幅值也非常大，與空調(diào)噪音頻譜圖吻合。初步判斷排氣壓力脈動(dòng)是引起上述空調(diào)系統(tǒng)室內(nèi)機(jī)100 Hz 頻段噪音的根本原因。

針對(duì)此實(shí)驗(yàn)現(xiàn)象，我們進(jìn)行壓縮機(jī)殼體內(nèi)流場壓力脈動(dòng)衰減特性的建模分析。當(dāng)開始排氣時(shí)，排氣閥片打開，隨著氣流從壓縮腔排出，進(jìn)入軸承消音器內(nèi)，然后到達(dá)定子下腔室內(nèi)，再通過定子切邊及定轉(zhuǎn)子間隙到達(dá)上殼體空腔，最后通過排氣管排出壓縮機(jī)。

通過CFD 仿真計(jì)算，如圖5 所示設(shè)置各腔內(nèi)壓力監(jiān)控點(diǎn)進(jìn)行分析，發(fā)現(xiàn)在這復(fù)雜流動(dòng)的過程中，制冷劑氣體的壓力脈動(dòng)（100 Hz）幅值在不斷衰減。也就是說通過加強(qiáng)壓縮機(jī)殼體內(nèi)部的衰減能力，可以有效降低壓縮機(jī)排氣管處的排氣壓力脈動(dòng)（100 Hz）幅值，從而達(dá)到改善空調(diào)制熱低頻噪聲的效果。圖6 中可見，越靠近排氣閥片的區(qū)域?qū)饬鲏毫γ}動(dòng)的衰減貢獻(xiàn)越大。

圖5 原模型各腔內(nèi)壓力監(jiān)控點(diǎn)示意圖

圖6 原模型各腔內(nèi)壓力脈動(dòng)幅值FFT 結(jié)果

從軸承排氣孔開始，壓力脈動(dòng)每經(jīng)過一個(gè)擴(kuò)張腔后，壓力脈動(dòng)不斷衰減，從衰減比例來看，副軸承消音器到主軸承消音器這一段流程中對(duì)壓力脈動(dòng)衰減的貢獻(xiàn)最大。同時(shí)也發(fā)現(xiàn)，副軸承消音器內(nèi)部壓力脈動(dòng)（100 Hz）幅值非常大。

因此，將以副軸承消音器及氣缸通氣孔作為研究對(duì)象進(jìn)行探討，分析其對(duì)排氣壓力脈動(dòng)的影響。通過改善副軸承消音器及氣缸通氣孔來優(yōu)化壓縮機(jī)排氣壓力脈動(dòng)（100 Hz）幅值。

3 副軸承消音器與氣缸通氣孔的優(yōu)化

3.1 有限元的設(shè)置和算例說明

運(yùn)用Star-CD 仿真軟件進(jìn)行計(jì)算，采用非穩(wěn)態(tài)計(jì)算方法；選用R22 制冷劑作為流體介質(zhì)，考慮其可壓縮性；如圖7 所示，采用六面體網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格總數(shù)約為80 萬。

圖7 壓縮機(jī)排氣側(cè)空腔模型

3.2 單因子變化對(duì)脈動(dòng)影響分析

如圖8 所示，下面將根據(jù)壓縮機(jī)泵體的排氣結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，對(duì)副軸承消音器的容積大小、氣缸通氣孔的大小分別進(jìn)行了單因子的檢討。

圖8 壓縮機(jī)泵體區(qū)域空腔模型

從分析結(jié)果可見，上述兩個(gè)因子對(duì)壓縮機(jī)排氣壓力脈動(dòng)（100 Hz）幅值的衰減改善效果存在一個(gè)最優(yōu)范圍，其中加大副軸承消音器容積、減小氣缸通氣孔面積，均能有效提升該結(jié)構(gòu)對(duì)排氣壓力脈動(dòng)的衰減效果。如圖9 所示，隨著消音器容積的不斷加大，其壓力脈動(dòng)（100 Hz）幅值越來越小。如圖10所示，隨著氣缸通氣孔面積的不斷減小，存在一個(gè)最優(yōu)區(qū)域使得壓力脈動(dòng)（100 Hz）幅值最小。

圖9 副軸承消音器容積大小對(duì)壓力脈動(dòng)影響

圖10 氣缸通氣孔大小對(duì)壓力脈動(dòng)（100 Hz）幅值的影響

4 綜合改善方案測試結(jié)果

根據(jù)上述單因子分析結(jié)果，進(jìn)行綜合改善方案的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以及壓縮機(jī)零件的加工，最后搭載空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)測試。

綜合改善方案如下：

1）副軸承消音器的容積加大約50%；

2）氣缸通氣孔設(shè)置為直徑為10 mm 的通孔；

3）增加副軸承和氣缸盲孔，以此輔助增加副軸承消音器容積約20%。

最后，將綜合改善方案壓縮機(jī)搭載在空調(diào)系統(tǒng)上進(jìn)行實(shí)驗(yàn)測試，如圖11 所示，將聲壓傳感器貼近室內(nèi)機(jī)面板進(jìn)行測試。實(shí)驗(yàn)結(jié)果可見，空調(diào)室內(nèi)側(cè)噪音100 Hz 頻段下降明顯，下降了7.5 dB（A），且聽感改善明顯，低頻“嗡嗡聲”變得非常輕微，如圖12 所示。

圖11 空調(diào)系統(tǒng)噪音影響實(shí)驗(yàn)測試

圖12 改善方案對(duì)空調(diào)系統(tǒng)噪音影響

5 結(jié)語

1）副軸承消音器容積大小是壓縮機(jī)排氣壓力脈動(dòng)（100 Hz）幅值的主要影響因素，隨著消音器容積加大壓力脈動(dòng)（100 Hz）幅值下降明顯。

2）氣缸通氣孔的大小也是壓力脈動(dòng)（100 Hz）幅值的影響因素之一，對(duì)于特定的副軸承消音器容積情況下存在一個(gè)最優(yōu)范圍，使壓縮機(jī)排氣壓力脈動(dòng)（100 Hz）幅值最低。

3）降低壓縮機(jī)排氣管處的壓力脈動(dòng)（100 Hz）幅值，能大幅降低空調(diào)室內(nèi)側(cè)100 Hz 頻段的噪音，且聽感改善明顯。