空調(diào)管路振動噪聲計算與評價方法研究及應用

鄧培生 李越峰 邱名友

四川長虹空調(diào)研究院 四川綿陽 621000

0 引言

在當前家電產(chǎn)品開發(fā)設計過程中，產(chǎn)品的振動噪聲問題是行業(yè)面臨的一大難題。對空調(diào)產(chǎn)品來說，室外機振動噪聲是影響產(chǎn)品可靠性和舒適性的重要因素，也是消費者購買產(chǎn)品時關注的核心問題，其中室外機管路振動引起的低頻噪聲最為常見，噪聲頻率范圍為50 Hz～400 Hz，此頻率段噪聲在空氣中衰減慢，難被物體吸收，傳播遠，甚至可穿過墻體傳入室內(nèi)，控制難度大[1-2]。

噪聲問題的根源是由振動產(chǎn)生，空調(diào)室外機的主要振動噪聲激勵源為空調(diào)壓縮機，其管路系統(tǒng)可看作振動源的傳遞路徑，管路系統(tǒng)設計是否合理對壓縮機振動具有抑制和放大作用，一般由管路振動引起的噪聲在空調(diào)室外機噪聲問題中概率大、占比高，針對該問題國內(nèi)外眾多學者、專家進行了長期、大量的研究。AHMADI等[3-4]研究了管路系統(tǒng)由流體引起的振動問題，建立了管路流固耦合仿真分析方法，分析了管道折彎、截面變化、流固耦合模態(tài)等對管路振動的影響；赫家寬等[5]通過對管路結構的模態(tài)進行仿真和試驗，結合管路應變測試探究管路結構的危險模態(tài)及應當規(guī)避的合理頻率范圍；B. A. Khudayarov等[6]采用改善管路模態(tài)特性的方法調(diào)整管路結構進行振動優(yōu)化；鄧培生[7]采用Ansys Workbench中參數(shù)優(yōu)化分析方法優(yōu)化管路設計參數(shù)，降低了管路振動應力水平；尹志勇等[8]對管路系統(tǒng)振動噪聲控制技術研究現(xiàn)狀進行了詳細分析與論述。目前各行業(yè)主要采用計算機仿真技術對管路振動進行研究，形成了較為成熟的研究方法，但振動與噪聲之間的機理研究尚少，家電行業(yè)大都采用專業(yè)的噪聲仿真軟件進行聲學仿真分析，但噪聲仿真過程復雜、求解效率低，且噪聲仿真結果難保證，難以達到企業(yè)實際應用要求。

因此，本文首先建立準確的振動噪聲耦合仿真方法對空調(diào)管路系統(tǒng)振動和聲輻射進行仿真研究，獲取管路振動數(shù)據(jù)信息，再將有限元仿真的振動數(shù)據(jù)作為聲學激勵進行聲輻射仿真計算，該方法可用于變頻空調(diào)器全轉速工況下的振動噪聲評價。并在此研究基礎上，進一步提出一種高效的噪聲計算方法，借助計算機程序?qū)崿F(xiàn)噪聲快速計算與評價，避免了繁瑣的聲學仿真和網(wǎng)格劃分尺寸的影響，并通過試驗測試驗證了計算方法的準確性，為管路振動噪聲分析及評價提供一種新方法。

1 壓縮機管路動力學仿真

1.1 有限元仿真模型建立

采用ANSYS軟件對空調(diào)壓縮機管路系統(tǒng)進行振動仿真，先對CAD模型進行前處理，抽取中間面、簡化模型等，建立其壓縮機、管路及橡膠底腳的動力學仿真模型，如圖1所示。仿真材料參數(shù)如表1所示。對橡膠腳底面和管路端口設置固定約束，管路及壓縮機焊接部位采用綁定接觸設置，先進行模態(tài)計算，然后再采用模態(tài)疊加法進行諧響應分析，求解頻率范圍為10 Hz～400 Hz，阻尼系數(shù)為0.03，由于難以獲取準確的壓縮機激勵載荷，本文采用1000 N·mm的單位激勵載荷進行定性分析。

圖1 壓縮機管路有限元模型

表1 仿真材料參數(shù)

1.2 仿真結果分析

動力學仿真求解完成后，其計算結果包含了應力應變、速度、加速度、位移等數(shù)據(jù)。該款變頻壓縮機工作頻率范圍為10 Hz～100 Hz，行業(yè)內(nèi)以應力值作為管路振動衡量標準，仿真需考察該頻率段管路的應力水平，識別共振風險，一般管路彎位部位應力較集中，提取管路吸排氣彎位處應力曲線，該套管路系統(tǒng)共存在25 Hz、49 Hz、88 Hz三個共振點。為驗證仿真的準確性進行管路應力測試，測點布置為相應的吸排氣彎位，圖2給出了應力測試結果與仿真數(shù)據(jù)對比曲線，由于壓縮機不同頻率點激勵載荷不同，而仿真輸入的是一個恒定的標準激勵載荷，在這里僅對共振點進行對比，結果如表2所示，可以看出仿真與實測共振頻率基本一致，驗證了仿真結果的可信性。應力測試試驗如圖3所示。

表2 仿真與實測共振頻率對比

圖2 仿真與實測應力曲線對比

圖3 應力測試試驗

2 振動噪聲耦合仿真

2.1 聲學仿真模型建立

應用聲學軟件建立壓縮機管路聲學仿真模型，提取結構表面網(wǎng)格為聲學網(wǎng)格，如圖4所示。賦予聲學材料屬性，聲速v=340 m/s，質(zhì)量密度1.225 kg/m3，將動力學分析結果的振動速度信息轉移到聲學網(wǎng)格模型，導入場點，設置聲學邊界，建立外部聲場計算模型，如圖5所示。

圖4 聲學網(wǎng)格模型

圖5 外部聲場計算模型

2.2 聲學仿真計算

聲學網(wǎng)格劃分對聲學仿真結果影響較大，本文通過不斷調(diào)整網(wǎng)格尺寸，最終設置網(wǎng)格尺寸為2 mm，聲學求解結果達到收斂，噪聲求解范圍為10 Hz～400 Hz，通過計算獲得外部聲場聲功率曲線，如圖6所示，該方法可用于管路振動噪聲的定性評價和對比。

圖6 外部聲場聲功率曲線

3 管路噪聲高效計算與評價方法

3.1 管路振動與聲輻射噪聲理論

結構表面振動速度與噪聲輻射有如下關系[9]：

式（1）中：W為輻射功率； 為聲阻抗；為表面法向振動速度；s為振動表面面積；為聲輻射比。

取基準聲功率為W0，則聲功率級為：

上述中，聲輻射比 是一個重要參數(shù)，它反映了噪聲輻射的有效度，與結構特征、邊界條件及振動頻率相關[10-11]，高頻比低頻更容易輻射，高于臨界頻率輻射比趨于1。

3.2 管路輻射噪聲計算與評價方法

基于有限元仿真軟件二次開發(fā)功能，采用python語言編寫管路噪聲計算及評價程序，程序的計算流程為：提取管路ANSYS有限元振動速度數(shù)據(jù)；利用式（1）和式（2）快速計算振動聲功率曲線，式中聲速取值為343.25 m/s2，空氣質(zhì)量密度 為1.2 kg/m3，基準聲功率W0為10-12W；表面法向振動速度通過仿真數(shù)據(jù)獲取，聲輻射比基于聲功率仿真值與程序計算值進行對比擬合確定，并應用該輻射比計算了多種管路模型以驗證該輻射比的通用性。程序計算值與聲學仿真值對比如圖7所示，兩者計算結果較一致，誤差小于5%，而程序計算效率是仿真的900倍。進一步，對長期產(chǎn)品開發(fā)過程中的大量機型進行噪聲測試數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)對比分析，并根據(jù)噪聲曲線的最大值、總體聲輻射能量、噪聲曲線峰值個數(shù)及對應的頻率點等維度進行打分評價，統(tǒng)計分析得出，噪聲評價得分大于65分的產(chǎn)品為實測評價合格。編寫噪聲評價程序，融入噪聲計算模塊中，實現(xiàn)噪聲曲線的自動評價，得分合格的方案才能進入試制階段。

圖7 程序計算值與仿真值對比

3.3 應用算例

應用上述研究方法在管路設計階段對管路方案進行快速的噪聲預測及評估，選擇較優(yōu)方案進行加工試制，以提高管路設計成功率和研發(fā)效率。在產(chǎn)品開發(fā)過程中針對某品牌空調(diào)產(chǎn)品設計三種管路方案，如圖8所示。先進行壓縮機管路動力學仿真獲取振動數(shù)據(jù)信息，再利用噪聲計算程序進行快速的噪聲計算及自動評價，噪聲計算結果如圖9所示，方案1、方案2、方案3分別得分為70分、63分、62分。為證明噪聲評價方法的準確性，將三種方案進行樣機加工，分別進行噪聲測試，方案1噪聲測試合格，而方案2和方案3噪聲測試結果較差，在壓縮機運行頻率為80 Hz～90 Hz頻率段存在低頻噪聲，1/3倍頻程聲功率級數(shù)據(jù)表現(xiàn)為160 Hz和200 Hz的噪聲偏大，比方案1噪聲大4 dB～6 dB，如圖10所示，試驗測試結論與噪聲預測結果保持一致，證明了該噪聲評價方法的有效性。

圖8 三種管路設計方案

圖9 噪聲計算值對比

圖10 噪聲實測結果對比

4 結論

本文基于建立準確的壓縮機管路有限元模型和聲學模型，對空調(diào)管路系統(tǒng)振動噪聲進行耦合仿真研究。通過動力學仿真可獲取變頻壓縮機全頻率段的應力、振動速度等數(shù)據(jù)，進一步將動力學仿真輸出數(shù)據(jù)作為聲學激勵進行聲輻射仿真，可計算出外部聲場數(shù)據(jù)，該分析方法可用于變頻空調(diào)器管路噪聲計算分析。

鑒于管路噪聲仿真過程繁瑣、網(wǎng)格對聲學仿真影響大、計算耗時、企業(yè)難應用等問題，本文基于振動噪聲耦合仿真理論進一步提出一種高效的噪聲計算方法，借助計算機程序?qū)崿F(xiàn)噪聲快速計算和自動評價，并通過噪聲試驗驗證了該計算方法的準確性，該計算方法簡單、高效，準確、具有較強的實際應用價值，突破了傳統(tǒng)的噪聲仿真方法，為管路系統(tǒng)振動噪聲的快速預測及評價提供了一種新方法。