基于内部流动抑制的小型家用制冷设备降噪技术研究

刘永辉, 刘益才, 尹凤福, 王小新, 刘 华, 丁国良

(1.上海交通大学 机械与动力工程学院,上海 200030; 2.海尔集团技术研发中心,山东 青岛 266103;3.中南大学 制冷与低温研究所, 长沙 410083;4.青岛科技大学 高分子科学与工程学院，山东 青岛 266061)

基于内部流动抑制的小型家用制冷设备降噪技术研究

刘永辉1,2, 刘益才3, 尹凤福4, 王小新4, 刘 华2, 丁国良1

(1.上海交通大学 机械与动力工程学院,上海 200030; 2.海尔集团技术研发中心,山东 青岛 266103;3.中南大学 制冷与低温研究所, 长沙 410083;4.青岛科技大学 高分子科学与工程学院，山东 青岛 266061)

制冷剂流动噪声特别是毛细管喷发噪声是影响冰箱、冷柜等小型家用制冷设备声品质的主要因素，然而制冷剂流动噪声由于理论难度高、隐蔽性强，较少有专门的系统研究。基于制冷剂流动特性和流体网络理论开展了某型号冷冻柜的流动噪声发生机理理论研究；基于理论分析结果，提出了一种改进的的毛细管过渡管结构设计方案；实验研究结果表明该改进设计措施能够有效抑制毛细管出口的喷射噪声，对整机噪声有约3 dB(A)的消声量。该研究成果丰富了小型制冷系统内部流动设计理论和噪声抑制机理，能够为指导小型家电制冷系统新过渡管消声装置设计和改善声品质提供重要参考。

小型家用制冷设备；流动噪声；CFD；毛细管；实验研究

冰箱、冷柜等小型家用制冷设备作为每个家庭的生活必需品，在带来便利的同时，也给居民造成了噪声影响。传统的家电产品噪声研究主要集中在“降噪”，即如何将噪声数值尽量降低。随着时代的发展，人们不再仅仅满足于噪声值大小的下降，而且对“烦恼度”即声品质方面提出了更高的要求。

图1为海尔冰箱产品用户抱怨噪声类型分析。可以看出，用户对传统的压缩机噪声抱怨最大，约占50.7%；其次是制冷剂的流动声和喷射声(声品质相关)，约占33.1%；管路振动噪声排在第三位，约占5.7%。由于压缩机是最主要的噪声源，因此压缩机方面的降噪技术很早就得到重视和研究[1-5]，而制冷管路振动可以通过传统的振动理论和CAE/CFD仿真手段加以预测和解决[6-8]。然而制冷剂流动噪声由于理论难度高、隐蔽性强，较少有专门的系统研究[9-12]；但是危害性日益凸显，成为整个行业目前亟待解决的前沿课题。

图1 海尔冰箱产品用户抱怨噪声类型分析

本文以市场反馈问题较多的某型号冷冻柜为例，开展小型家用制冷设备流动噪声发生机理理论和实验研究。首先基于制冷剂流动特性理论[13]和毛细管“六段流阻”模型[14]对毛细管内部流动特性进行了数值计算，在此基础上基于流体网络理论[15]并运用CFD仿真商业软件Fluent对毛细管出口与蒸发器过渡段进行了仿真分析；根据上述理论研究结果对毛细管过渡管进行结构优化，提出一种改进的毛细管直管过渡管结构设计方案。物理实验验证了本文研究方法的可行性和正确性。

1 小型家用制冷设备毛细管喷射噪声机理研究

1.1 研究对象

选取某型号冷冻柜为研究对象开展相关理论和实验研究，如图2所示。该冷冻柜正常工作时整机噪声为38～39 dB(A)，从噪声数值来看并不高，但是很多用户反馈该产品随着环境温度和工况的变化时整体噪声不很稳定，容易产生一些难听、不规则的啸叫声和突发的噪声，严重扰乱了人们的日常生活。

1.2 制冷系统毛细管内部流动性能计算

大量噪声实验的结论表明，制冷系统的突发噪声主要发生在毛细管的出口部位；由于该类噪声的频率正好处在人耳敏感性较大的中频段(500～2 000 Hz)，直接决定了用户体验和对家电产品声品质的评价。因此上述某型号冷冻柜产生的一些难听、不规则的啸叫声和突发的噪声，很可能就由毛细管喷射噪声所致。冯涛，张少华等进一步指出，在制冷循环系统中,在冷凝器与毛细管以及毛细管与蒸发器的接口处,由于流场特性产生突变,会出现流动噪声,而毛细管的结构对系统各部分的噪声有明显的影响。毛细管结构的改变即是流动特性的改变，因此研究毛细管内的流动特性对于抑制制冷装置的内部流动噪声具有十分重要的意义。目前毛细管理论模型方面的研究较多[16-19]，刘益才等[14]在充分考虑毛细管在制冷系统内的实际应用情况的基础上，建立了“六段流阻”毛细管模型，该模型将毛细管焊接回气管的非绝热段以及毛细管进出口突变段的影响包括在内，相比以往毛细管模型更为接近实际。因此本文采用毛细管“六段流阻”性能仿真模型。图3为“六段流阻”性能仿真模型示意图，一般冰箱或冷柜制冷系统中制冷剂沿毛细管进行流动，可分为以下6个阻力损失阶段：入口突缩段(1-C-2)、绝热单相流段(2-3)、有回热的单相流段(3-4)、绝热单相流段(4-5)、绝热两相流段(5-6)、出口突扩段(6-7)。

(a) 产品外观

(b) 内部系统

图3 “六段流阻”非绝热毛细管理论模型

选用某型号冷冻柜的设计工况：冷凝温度Tcn=55 ℃(Pcn=1.45×105Pa)，蒸发温度Te=-23 ℃(Pcn=1.45×105Pa)，毛细管入口温度Tsc=32 ℃；毛细管总长3.5 m，其中与压缩机吸气管换热前的毛细管长度为0.47 m，与压缩机吸气管换热的毛细管长度为0.85 m；毛细管内径7×10-4m，压缩机吸气管内径为4.8×10-3m；制冷剂为R600a；毛细管粗糙度为4.6×10-7。

根据“六段流阻”模型描述进行毛细管流动性能数值计算，详细的数学模型参见文献[14]。数值计算结果表明制冷剂在毛细管出口处的流动速率为56.91 m/s，干度为0.128。这说明制冷剂在毛细管出口处的流动状态为湍流和两相流。

1.3 毛细管出口与蒸发器过渡段的CFD仿真分析及改进设计

在对毛细管流动性能数值计算的基础上，接下来对毛细管出口与蒸发器过渡段的流体性能进行CFD仿真理论计算，根据仿真计算结果，提出一种改进的毛细管过渡管结构设计方案。

1) 原始设计(锥形过渡管)

毛细管内半径R1为0.35 mm(忽略铜管壁厚)，套入一个锥形过渡管中，该过渡管总长度为120 mm，其中锥形结构长度为40 mm，内半径R2由1 mm逐渐变化到2.4 mm，毛细管套入过渡管的深度为30 mm，如图4所示。

图4 毛细管过渡管原始设计(锥形)(mm)

基于CFD仿真商业软件Fluent对毛细管装置进行了数值仿真。首先根据制冷剂R600a在毛细管出口处的状态参数，建立了过渡管的气液两相流动模型；建立了二维轴对称结构化网格模型，采用四边形网格；入口处采用速度边界条件，设定出口为压力边界条件(Outflow)；采用k-ε标准湍流模型[15]，并选取混合模型作为两相流模型；不考虑流动换热的影响，其边界对应的条件为Wall。

针对毛细管过渡管(原始设计)的速度流场分布如图5所示。由图5可以看出，毛细管半径从0.35 mm扩大到1 mm，截面积的突变导致射流发生，射流周围的高速气流会在贴近壁面处产生严重的流动漩涡；在1 mm～2.4 mm截面积逐渐增大的过程中，流动漩涡的扰动不断增强，严重破坏了制冷剂原来的流动状态。

图5 毛细管过渡管(原始设计)速度流场图

图6为毛细管过渡管(原始设计)制冷剂沿轴向上的平均速度大小，可以看出，毛细管出口处的平均速度大小在一开始由于截面突变迅速下降；然后在过渡管截面积逐渐增大(内径从1 mm～2.4 mm)的过程中，由于流动漩涡的扰动不断增强，导致制冷剂沿轴向速度大小在一定范围内上下波动；最后过渡管出口的速度大小约为8.614 m/s。图7为毛细管过渡管(原始设计)的湍动能分析结果，湍动能在达到峰值90.302 m2/s2之后，下降较慢，而且有明显的波动；其平均湍动能为19.75 m2/s2。

图6 毛细管过渡管(原始设计)沿轴向平均速度大小

图7 毛细管过渡管(原始设计)湍动能大小

2) 改进设计 (直管过渡管)

根据CFD仿真计算结果，本文提出一种改进的毛细管过渡管结构设计方案，即直管过渡管，如图8所示。直管过渡管改进设计方案的具体尺寸为：毛细管内半径R1为0.35 mm(忽略铜管壁厚)，套入长度为200 mm、内半径R2为1.0 mm的细直铜管中，毛细管套入过渡管的深度为30 mm。

图8 毛细管过渡管改进设计 (直管)

采用直管过渡管改进设计后的速度流场分布如图9所示，可以看出，毛细管半径从0.35 mm扩大到1 mm，截面积的突变导致射流发生，射流周围的高速气流会在贴近壁面处产生严重的流动漩涡。这点与毛细管过渡管原始设计(锥形)相同。然而随着直管过渡管的长度逐渐增大，流动漩涡的扰动不断减弱，说明直管过渡管有效地抑制住了流动漩涡的增强扰动，保持住了制冷剂原来的流动状态。

图9 毛细管过渡管(改进设计)速度流场图

图10为毛细管过渡管(改进设计)制冷剂沿轴向上的平均速度大小，与图6相比，毛细管出口处的平均速度大小在一开始由于截面突变也会迅速下降；然而随着直管过渡管的长度逐渐增大，有效地抑制住了流动漩涡的增强扰动，保持住了制冷剂原来的流动状态，因此制冷剂沿直管过渡管轴向速度大小基本保持不变；最后直管过渡管出口的速度大小为6.38 m/s，比原始设计(锥形过渡管)(见图6)降低约26%，这对于降低流体噪声更为有利。

图10 毛细管过渡管(改进设计)沿轴向平均速度大小

图11 毛细管过渡管(改进设计)湍动能大小

图11为毛细管过渡管(改进设计)的湍动能分析结果，与原始设计(锥形过渡管)相比改进设计(直管过渡管)最大的湍动能为102.066 m2/s2，提高了大约13%。但是湍动能均在达到峰值之后迅速下降达到平滑稳定并保持一个相对低的数值，其平均湍动能为9 m2/s2，比原始设计(锥形过渡管)下降约54.4%。由于毛细管长度在整个制冷系统中占比很小(小于1%)，在后续对模拟结果的比较当中发现，过渡管更改的前后，对于流体阻力产生的影响并不明显，基本呈现相同状态，不再赘述。

2 实验验证

为了验证本文研究方法的正确性和有效性，按照图8制作了改进后的毛细管过渡管(即直管过渡管)，并对某型号冷冻柜的多台实验样机在安装新旧过渡管的整机噪声水平进行对比测试，发现其得到结果仅有微小差别，可以认为具有较好的一致性。本文选取其中一台的实验数据做出如下分析说明。图12为选取的某一实验样机及新毛细管消声器布置图，图13为实验样机制冷系统结构示意图。

图12 冷冻柜实验样机及新毛细管过渡管布置

图13 冷冻柜实验样机制冷系统结构示意图

该样机的实验在海尔集团检测中心的标准消声室里进行，采用丹麦B&K公司的噪声测试和频谱分析系统进行测试[20]。测试样机放置在消声室中央，冷冻柜样机高度约2/3处的前后左右四侧1 m距离处各布置1个麦克风；测试时的环境温度为20.5 ℃，湿度为70%，大气压为1.011 8×105Pa；冷冻柜温控开关置于第4档。图14(a)为冷冻柜原始样机正常工作时噪声时域曲线，可以看出，冷冻柜在运行周期后半段噪声突然变大。为了进一步确定突发噪声发生的位置，测试得到了冷冻柜原始样机的噪声频域曲线，如图14(b)所示，可以看出，500～1 600 Hz之间的噪声频谱出现异常增大。

(a) 时域曲线

(b) 频域曲线

图15(a)为改进设计后冷冻柜正常工作时的噪声时域曲线，可以看出冷冻柜在运行周期内的噪声时域曲线变得更加平滑，与图14(a)相比，有效消除了运行周期后半段的突发噪声。我们还测试得到了冷冻柜改进设计的噪声频域曲线，如图15(b)所示，500～1 600 Hz之间的噪声频谱变得更加平滑。

表1为改进设计前后冷冻柜稳定工作时整机噪声测试结果，改进设计后冷冻柜稳定工作时整机噪声由原来的38.7 dB(A)下降为35.6 dB(A)，下降了将近3 dB(A)；并且从蒸发器的冷冻速度来看，制冷性能在毛细管过渡管的改变前后未发生明显变化。

3 结 论

基于制冷剂流动特性和流体网络理论开展了小型家用制冷设备流动噪声发生机理理论和实验研究，基于理论分析结果，提出了一种改进的的毛细管过渡管结构设计方案；丰富了小型制冷系统内部流动设计理论和噪声抑制机理。实验研究结果表明本文计方法的可行性和正确性。本文提出的改进设计措施通过调整毛细管出口和蒸发器进口之间的相对位置，改变了毛细管出口的雾状流动状态；通过降低毛细管出口喷射噪声大小，平抑整机尖峰噪声，有效提升了小型家用制冷设备声品质和用户体验；整机A声级噪声值由原来的38.7 dB(A)降低到35.6 dB(A)，达到行业领先水平。

(a) 时域曲线

(b) 频域曲线

Tab.1 The noise of prototype freezer under the steady working state before and after improvement

探头位置原机/dB(A)改进设计后/dB(A)右侧2926.9后侧27.424.5左侧2623.6前侧2420.5平均声压级26.623.49声功率级38.735.6

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Noise reduction technique for small type household refrigerators based on refrigerant flow suppression

LIU Yonghui1,2, LIU Yicai3, YIN Fengfu4, WANG Xiaoxin4, LIU Hua2, DING Guoliang1

(1.School of Mechanical Engineering, Shanghai Jiao Tong University, Shanghai 200030，China; 2. Haier Group Technique R&D Center, Qingdao 266103, China; 3. School of Energy Science and Engineering, Central South China University, Changsha 410083，China;4.College of Electromechanical Engineering, Qingdao University of Science and Technology, Qingdao 266061，China)

The refrigerant flow noise, especial, the capillary burst noise is the main factor affecting the sound quality of small type household refrigerators. However, the refrigerant flow noise does not receive special studying due to its higher theoretical difficulty and stronger tacit nature. Here, firstly the mechanism of the refrigerant flow noise of a certain refrigerator was studied based on the refrigerant flow characteristics theory and the fluid network theory. Then based on the theoretical analysis results, an improved design scheme for the transition pipe structure of capillary was proposed. Finally, the test results showed that this improvement can effectively suppress the burst noise of capillary outlet and reduce the overall noise level by 3dB(A).The study results enriched the noise suppression theory and the internal flow design theory of small type freezers, they provided a reference for the design of a new muffler of small type household refrigerators and improvement of their sound quality.

small type household refrigerator; flow noise; CFD; capillary; test study

山东省博士后创新项目专项资金(201302002)

2016-05-09 修改稿收到日期：2016-09-18

刘永辉 男，博士后，高工，1978年10月生

刘益才 男，教授，1968年9月生，E-mail: lyc0301@163.com

TB651

A

10.13465/j.cnki.jvs.2017.15.023