往复式压缩机吸气消声器的设计与优化

张则刚，高 丽，孙海滨，兰同宇，吴 伟

（1.山东科技大学 机械电子工程学院，山东 青岛266590；2.青岛万宝压缩机有限公司，山东 青岛266590）

吸气消声器是制冷压缩机的主要消声部件[1-2]。目前，国内外已经对压缩机吸气消声器展开很多相关研究。谭书鹏等[3]基于声波分解法搭建吸气消声器的传递损失实验平台，验证了数值模拟的可靠性。李乾等[4]以具有内插隔板式吸气消声器为研究对象，采用数值模拟方法研究了内部结构对压力损失的影响。Kim等[5]以内插式吸气消声器为研究对象，优化了内部引流管的结构。韩宝坤等[6]设计了一种多腔的吸气消声器，提高了消声器在中高频消声效果。

上述研究都是以内插式吸气消声器为研究对象，分析隔板、引流管和腔室等结构参数对消声器消声性能和阻力特性的影响，而在实际生产中发现内插式吸气消声器腔室之间密封性不好，影响消声器消声性能和阻力特性。针对这个问题，本文设计了一种具有新结构的吸气消声器，通过对比实验，验证新结构吸气消声器可以改善腔室泄露问题，并对其内部结构参数进行声学仿真分析和实验验证，可为吸气消声器的设计提供依据和理论基础。

1 改善吸气消声器腔室泄露

1.1 消声器结构模型

如图1 所示，图1（a）是传统内插式吸气消声器（三腔），图1（b）是新设计的新结构吸气消声器（四腔）。新吸气消声器相比于内插式吸气消声器可以更加充分利用压缩机内部空间，而增大容积和增加腔室对提高消声效果和性能都有帮助[6]，所以将新消声器内部容积由378 553 mm3设计为445 876 mm3，内部结构设计为四腔。

图1 两种吸气消声器模型

新吸气消声器初始结构尺寸如图2 所示，模拟计算中腔室长度L为40mm，宽度A1为28.8 mm；引流管2 的长度L1为20 mm，其通流截面宽度A2为9 mm；扩张孔宽度A3为2 mm，其到隔板的距离L2为30 mm；出口内插管长度L3为0。

图2 新消声器结构参数

1.2 对比消声器的腔室泄漏

为验证新吸气消声器可以改善腔室泄露问题，根据可再现原则设计了4 组实验，如表1 所示。首先，为确保实验的可靠性，本文采用某型号压缩机法兰外壳组装6 台内插式（原始）吸气消声器的样机，在图3所示的半消声室内进行十点噪声测试。测完噪声后，再将样机放到冷量实验室进行性能测试。之后将吸气消声器依次更换为剩余3组吸气消声器重新测试，保证整个系统只有吸气消声器一个变量。最后，取测试结果均值进行对比，如图4和表2所示。

表1 腔室泄露实验设计

图3 半消音室压缩机噪声测试系统

从图4（a）和表2可以看出，受腔室泄露影响，内插式（原始）消声器和内插式（密封）消声器相比，在500Hz～2 500 Hz 频段范围内消声效果变差，且压缩机声功率级提高0.65 dB；而图4（b）中两种新消声器的消声效果在整个消声频段没有明显变化，压缩机声功率级也只降低0.12 dB。因此，可以证明新吸气消声器腔室密封性好，改善了腔室泄露问题。

图4 消声器噪声实验声压级频谱图

同时，从表2中可以看出，上下盖式（原始）消声器和新消声器（原始）相比，压缩机声功率级降低1.87 dB，制冷量提高7.4 W，性能系数提高0.016，说明新吸气消声器具有更好的消声效果和阻力特性。

表2 压缩机实验测试结果

为进一步增强新吸气消声器消声效果，本文还对其内部结构参数进行了声学仿真分析和实验验证。

2 新吸气消声器声学性能仿真分析

2.1 吸气消声器的声学性能评价

常见的消声器消声性能指标有插入损失、传递损失和减噪量[7]。其中传递损失又称消声量，定义为消声器入射声功率级与透射声功率级之差，其不受声源管道系统和末端阻抗的影响，是消声器本身具有的特性，通常用来衡量消声器的消声性能[8-9]。

因此，本文采用传递损失（TL）来评价吸气消声器的声学性能，即[10]：

式中：Win、Wout分别表示消声器的输入声功率、输出声功率，W；pin、pout分别表示消声器的输入声压、输出声压，Pa；Ain、Aout分别表示消声器的进口截面面积、出口截面面积，m2。

在模拟计算过程中，每次仅改变4个参数（引流管2 的长度、引流管2 的通流截面宽度、扩张孔位置和出口内插管长度）其中1 个值。下面使用LMS Virtual.Lab对从吸气消声器内部所提取出的模型进行声学传递损失仿真计算，在消声器入口输入一个平面波，出口设置为无反射边界，所有壁面都是刚性壁面，采用有限元法计算出口和入口之间的传递损失。

2.2 引流管2的长度对消声器传递损失的影响

引流管2 的长度L1分别取0、10 mm、20 mm 和30 mm，模拟结果如图5（a）所示。由图可以看出，四腔引流管长度主要影响1 100 Hz～2 900 Hz 的消声频段，L1取10 mm 时消声器的消声效果明显优于其他长度。因此，为获得较好的声学性能，引流管2的长度应优先选为10 mm。

2.3 引流管2的通流截面宽度对传递损失的影响

保持引流管2 的高不变，通流截面宽度A2分别取7 mm、8 mm、9 mm、10 mm和11 mm，模拟结果如图5（b）所示。由图可以看出，A2主要影响1 100 Hz～3 200 Hz 的消声频段。A2为7 mm、8 mm、10 mm和11 mm 时，随着A2减小，消声量增加，但增加幅度较小。当A2为9 mm（此时引流管1 和2 的通流截面尺寸相同）时，消声量相比于其他4 种方案降低明显，尤其是在2 000 Hz～3 200 Hz 频段内，通过分析得出，此时引流管1和2之间产生共振。

因此，选取引流管通流截面时应避免与相邻腔室引流管的通流截面尺寸相同，同时尽量减小引流管通流截面宽度。

2.4 扩张孔位置对消声器传递损失的影响

扩张孔与隔板的距离L2分别取0、9.5 mm、19 mm、28.5 mm 和38 mm，模拟结果如图5（c）所示。由图可以看出，在700 Hz～2 800 Hz范围内，扩张孔在引流管中间位置时，消声效果最好。但L2取0和3 8mm时，消声器消声频段更宽一些，表现在2 800 Hz～3 300 Hz频段。因此，在优化扩张孔位置时，需要根据具体针对频段来选择。如果消声器内有多个共振腔，孔的位置可以搭配选择，既能拓宽消声频段，也能获得整体不错的消声效果。

2.5 出口内插管长度对消声器传递损失的影响

出口内插管长度L3分别取0、5 mm、10 mm 和15 mm，模拟结果如图5（d）所示。由图可以看出，L3为5 mm、10 mm 和15 mm 时，消声量都优于L3为0时。在1 100 Hz～2 000 Hz频段内，消声器消声量会随着L3的增加而增大，但增大的幅度不大；在2 000 Hz～3 000 Hz 频段内，L3的不同主要会影响消声峰值的位置，且随着L3的增加消声峰值向低频方向移动。因此，出口内插管长度应选取大于0，并根据实际情况选取合适的内插管长度。

图5 不同结构参数对吸气消声器传递损失的影响

3 实验对比

从图4（c）可以看出，新吸气消声器消声效果在1 250 Hz和2 500 Hz～4 000 Hz频段需要增强，但从声学仿真分析结果来看，优化内部结构参数对1 250 Hz附近的消声效果影响不大，所以本文侧重考虑增强2 500 Hz～4 000 Hz频段的消声效果，优化后的结构参数：L1为10 mm，A2为7 mm，L2为38 mm，L3为10 mm。

新消声器优化前、后的传递损失曲线如图6 所示，可以看出优化后的新消声器除了在1 200 Hz～2 100 Hz 频段的传递损失有所降低，在其他频段的传递损失都有所提升，在500 Hz～800 Hz 和2 200 Hz～2 900 Hz 频段的传递损失提高比较明显。

图6 新消声器优化前、后的传递损失

将优化后的新消声器用第1.2节所述的实验方法组装成样机，进行噪声和性能测试，保证整个系统只有消声器一个变量，取测试结果均值与新消声器（原始）实验数据进行对比，如图7和表3所示。

从图7 可以看出，压缩机在500 Hz～800 Hz 和2 200 Hz～2 900 Hz频段的声压级降低，在600 Hz处差值最大，在1 250Hz～2200Hz频段的声压级上升，与图6 的仿真结果相一致，验证了仿真结果的准确性。从表3 中可以看出，优化新结构消声器使压缩机声功率级降低0.64 dB，但制冷量和性能参数也略有下降。最终，优化后的新结构消声器相比于内插式（原始）消声器，整机噪声降低2.51 dB，制冷量提高5.63 W，性能参数提高0.015。

图7 新消声器优化前、后的整机噪声频谱

表3 新消声器优化前、后整机性能参数

4 结语

为改善吸气消声器腔室泄露的问题，设计了一种新结构吸气消声器。通过增加腔室和增大容积，达到降噪和提效的目的，并通过仿真分析和实验，优化了消声器内部引流管2的长度、引流管2的通流截面宽度、扩张孔位置和出口内插管长度等4 个结构参数，最终总结出以下几点结论：

（1）引流管2 的长度为腔室长度的1/4 时，吸气消声器降噪效果最好。

（2）引流管2 的通流截面面积大小对消声效果影响不大，但与相邻腔室引流管通流截面尺寸相同时，会产生共振，使在2 000 Hz～3 200 Hz 附近的消声效果明显降低。

（3）共振腔的扩张孔在引流管中间位置时，吸气消声器在700 Hz～2 800 Hz 频段的消声效果最好；扩张孔在引流管两端时，吸气消声器在2 800 Hz～3 300 Hz频段的消声效果更好一些。

（4）随着出口内插管长度增加，吸气消声器在2 000 Hz～3 500 Hz 频段的消声峰值会逐渐向低频方向移动。