消声器位置对空调管路消声特性影响的研究

朱标 陈国平 李云蹊

海信（山东）空调有限公司 山东青岛 266000

0 引言

分体式空调器制热模式下经常会出现压缩机压力脉动噪声以制冷剂为媒介传递到室内的情况，该噪声不仅增大了室内噪声值，更严重是它影响了空调室内侧的声品质。行业内对该类压力脉动传递噪声的抑制措施主要是在管路上设置扩张式消声器，即在传递路径上阻断声音向室内侧的传递。因此，有必要对消声器在管路中的消声特性进行研究。

扩张式消声器是空调系统中比较常见的一类抗性消声器，国内外专家及工程人员对其进行了大量研究。张良[1]等通过理论分析对一种侧出口的消声器的消声特性进行研究，并将其安装在一款压缩机系统中进行了效果验证。李珊等[2]通过声学有限元软件LMS virtual.lab探究了空调单节抗性消声器的位置、内插管、尺寸等参数对消声特性的影响规律。本文通过声学有限元法对扩张式消声器在空调管路中的消声特性建模计算，发现在空调排气口到消声器之间的细管段或消声器到四通阀体之间的细管段会形成一种截面收缩的消声器，并对该类截面收缩的消声器的特性进行研究，最后发现通过设置消声器在排气管中的位置或者排气管的长度可得到不同的管路消声特性。

1 空调压力脉动传递噪声及消声器

1.1 压力脉动传递噪声

滚动转子压缩机是目前家用空调上使用量最大的一类压缩机，它通过偏心主轴带动套筒状活塞在气缸内滚动实现吸气腔和排气腔容积的周期性变化，从而实现吸气、压缩和排气等工作过程。这种通过容积周期性变化压缩冷媒的工作方式会使冷媒压力产生周期性脉动，辐射出以压缩机转频为基频的谐波噪声[3]。

在制热模式下，该噪声会通过管道以冷媒为介质传递到室内机换热器，在室内侧辐射出压缩机压力脉动传递噪声，影响用户使用体验。工程上对于该类噪声的改善措施主要是在管路上设置扩张式消声器，如图1所示，即在传递路径上阻断声音向室内侧的传递。[4]

图1 制热模式下的冷媒流向管路

1.2 扩张式消声器

空调用扩张式消声器是利用管道中的截面突变之类的声阻抗变化，产生声波的反射、干涉等，达到消声的目的，其结构由两端的连接管和中间的扩张室构成[5]，其结构如图2所示。其消声量TL可用下式计算，即：

图2 单节扩张式消声器

式中，m-扩张比，m=S2/S1；

S1-连接管的横截面积，m2；

S2-扩张室的横截面积，m2；

l-扩张室的长度，m；

k-波数，k=2π/λ=2π f/c，m-1。

扩张式消声器频率特性如图3所示，从式（1）和图3可以看出，其消声特性主要由扩张比m和扩张室长度l决定，其中扩张比m决定其最大消声量，随着扩张比m的增大，其最大消声量越大；扩张室长度l决定其消声频率段，扩张室越长其消声频率主要集中在低频段，其有效长度l等于第一个消声波峰对应波长的1/4倍，因此扩张式消声器又称为1/4波长消声器。

图3 扩张式消声器频率特性

1.3 消声器传递损失声学有限元计算

对于消声器传递损失的计算除了使用公式（1）外，还可以使用声学有限元法，尤其对于一些传递损失较难使用解析法的不规则消声器进行建模计算。本文使用声学有限元软件LMS virtual.lab对消声器传递损失进行计算。以出入口直径为6 mm、扩张室直径为30 mm、扩张室长度为120 mm的消声器为例。首先进行模型简化，选取消声器内部空腔作为声场计算域，划分成有限元网格，如图4所示。设置R32冷媒声速c=210 m/s，密度ρ=135 kg/m3，声阻抗ρc=28350 kg/(m2·s)。在入口设置Vn=1 m/s振动速度边界条件，出口处设置为全吸声无反射边界壁面[6]。

图4 消声器有限元模型

计算出消声器声压级云图如图5所示，可以看出在消声器内部声波以平面波的形式传播，即管道声场为一维声场。

图5 消声器870 Hz时的声压级幅值云图

将声学有限元仿真计算出的传递损失与公式（1）计算出的传递损失进行对比，如图6所示，可以看出两者完全重合，即验证了声学有限元法的准确性。

图6 公式法与有限元法计算消声器传递损失对比

2 消声器位置对空调管路消声特性的影响

2.1 截面收缩的消声器

空调管路设计时一般仅考虑扩张式消声器的消声量，在实际空调管路结构中同时还会存在截面收缩的消声器，如图7 a)所示。压缩机排气口到扩张式消声器的这段管路即为截面收缩的消声器，压缩机直径远大于消声器扩张室直径，该截面收缩的消声器为出入口截面积不等的消声器。消声器的声学特性仅与其扩张比和有效长度有关，因此，为简化声学有限元计算模型，可采用“化曲为直”的方法将该截面收缩的消声器拉直建模，如图7 b)所示。

图7 截面收缩的消声器

使用声学有限元法计算出该截面收缩的消声器传递损失曲线如图8所示，从图中可以看出截面收缩的消声器消声频率由收缩段管路长度决定，与单节扩张式消声器一致，即消声器有效长度为第一阶最大消声量对应波长的1/4倍。

图8 截面收缩的消声器传递损失曲线

对表1中5个消声器模型进行声学有限元仿真计算，对比其传递损失曲线如图9所示，其中，1#、2#、3#三款截面收缩的消声器仅入口直径不同，其传递损失曲线完全重合；1#、4#、5#三款消声器的入口直径相同，出口直径不同，其消声量随着出口直径的增大而变大。因此，入口直径与出口直径不同的截面收缩的消声器，其最大消声量（即扩张比）由截面积较小连接管确定。

图9 出口截面与入口截面不等的截面收缩的消声器传递损失曲线

2.2 排气管路消声特性

图1所示的制热模型冷媒输送路径中存在压缩机排气口、消声器出口、消声器入口和四通阀腔体4个变截面，采用“化曲为直”的方法模型如图10 a)所示，其可分解为2个截面收缩的消声器和1个扩张式消声器，如图10 b)所示，其有效场长度分别为L1、L2和L3。

图10 排气管消声器模型

使用声学有限元法计算其传递损失如图11所示，整体管路消声量由三个分解的消声器合成，但小于三个分解消声器的消声量的线性和。

图11 空调排气管整体式及分解式消声特性

调整消声器在排气管中的位置及排气管的长度如表2所示，使用声学有限元法计算出其传递损失如图12所示，可以看出调整消声器在排气管中的位置及排气管的长度可以在不同的频率段获得最大的消声量。因此，在进行设置有消声器的管路设计时，在考虑消声器消声量和消声频率的基础上，合理设计消声器的位置及管路长度可以在获得更好消声效果的同时使成本更经济。

表2 调整消声器在排气管中不同位置管路方案

图12 消声器在排气管中不同位置管路方案消声特性对比

3 实验验证

在额定制热工况（室内干球20℃、室外干球7℃）条件下，某分体式变频空调在压缩机制热模式（80 Hz）运行时，在室内侧出现“嗡嗡”的压缩机传递噪声，主观评价结果表明其不合格，在半消声室内使用head噪声测试设备测试其室内机噪声频谱如图13所示，压缩机2倍、3倍和4倍频幅值较高，其中3倍、4倍频幅值均超过20 dB(A)。

图13 原始状态室内机噪声频谱

通过调整管路配重、阻尼等方式抑制管路振动，传递噪声无下降，确认该噪声为冷媒压力脉动传递，需要增大管路在该频段的消声量。在不更换大消声量消声器的前提下调整消声器在排气中的位置，将消声器到四通阀本体段管路长度从450 mm减小到220 mm，构造一个消声中心频率为238 Hz的截面收缩的消声器，消声频段涵盖传递噪声的主要峰值频率（2倍、3倍和4倍频），即增大了管路在压缩机传递声频段内的消声量，压缩机传递声改善。且新方案管路总长减短，节约了物料成本，如图14。图15所示为优化后的室内侧噪声频谱，压缩机倍频峰值均被降低到10 dB(A)以下，在室内侧已听不到“嗡嗡”的压缩机传递声，噪声主观评价改善。

图14 排气管管路优化

图15 排气管优化后室内侧噪声频谱

4 结论

本文通过使用声学有限元法对空调管路消声特性进行分析研究，得出以下结论：

（1）设置有消声器的排气管中，排气口到消声器段管路和消声器到四通阀体段管路可以形成两个截面收缩的消声器，该截面收缩的消声器的消声频率与扩张式消声器相同，即符合1/4波长关系，其最大消声量由消声器截面与管路截面的扩张比确定。

（2）设置有消声器的排气管，其整体消声量由其分解成的两个截面收缩的消声器和一个扩张式消声器的消声量合成，但其消声量略小于三个分解消声器消声量的线性和。

（3）在进行设置有消声器的管路设计时，在考虑消声器消声量和消声频率的基础上，合理设计消声器的位置及管路长度可以在获得更好消声效果的同时使成本更经济。