涡旋压缩机排气管道进气口与扩张腔对压力脉动影响研究

Research on the Influence of the Inlet and Expansion Chamber of the Exhaust Pipeline of a Vortex Compressor on Pressure Pulsation

摘要: 针对涡旋压缩机排气压力脉动值大的问题，以某型号涡旋压缩机为对象，基于声音传递损失特性，研究了对消音器的进气口与扩张腔进行不同的串并联管道腔后对压力脉动的影响。提出四种变更方案，应用actran软件对原始方案和四种变更方案进行仿真计算得到声压响应对比图，并在消音室内完成压力脉动试验以验证研究方案的合理性和有效性。研究结果表明，四种方案的仿真计算及实验验证结果均对脉动改善产生积极的效果，其中改善效果最明显的是方案四提出的消音器双进气管搭配扩张腔加缩小腔的变更结构，在3000 rpm下，排气压力脉动相比原始方案降低了13,022 Pa。

Abstract: In response to the problem of high exhaust pressure pulsation in a vortex compressor, a certain model of vortex compressor was taken as the object. Based on the characteristics of sound transmission loss, the influence of different series and parallel pipeline cavities on pressure pulsation was studied for the inlet and expansion chamber of the muffler. Propose four change plans, apply Actran software to simulate and calculate the original plan and the four change plans, and obtain a comparison chart of sound pressure response. Conduct pressure pulsation tests in the soundproof chamber to verify the rationality and effectiveness of the research plan. The research results indicate that the simulation and experimental verification results of the four schemes have a positive effect on improving pulsation. Among them, the most obvious improvement effect is the modified structure of the muffler with dual intake pipes and expansion and contraction chambers proposed in scheme four. At 3000 rpm, the exhaust pressure pulsation is reduced by 13,022 Pa compared to the original scheme.

1. 引言

涡旋压缩机是一种容积式压缩的压缩机，压缩部件由动涡旋盘和静涡旋组成。其工作原理是利用动、静涡旋盘的相对公转运动形成封闭容积的连续变化，实现压缩气体的目的。由于压缩机吸、排气阀片的间歇性开启和关闭，制冷剂在压缩机管路中指定点的气流压力、速度呈周期性变化，这种现象叫做气流脉动 [1] [2] 。随着电动车的高速发展，暖通空调系统(Heating, Ventilation and Air Conditioning，简称HVAC)多元化的出现，单冷以及热泵系统管路的交汇越来越复杂，由压缩机高压排气侧产生的气流脉动很容易产生激励起管路共振，恶化HVAC系统整体的NVH性能指标，故优化压缩机排气脉动是HVAC系统管路一个比较重要的NVH问题，同时也是衡量压缩机NVH综合性能的一个重要指标 [3] [4] 。目前，国内外对管道压力脉动研究已经取得了一定的成果，文献 [5] 通过实验和数据分析研究了两台往复式压缩机冰机运行时管道系中关键部位的气流脉动，分析了层流和三种不同流动模型下的气流脉动特性。文献 [6] 综述了压缩机气流脉动的分析方法及其研究现状，指出了后面需要重点关注的研究内容。文献 [7] 以平面波动理论为基础，建立压缩机管路系统气流压力脉动计算模型，研究了压缩机排气缓冲罐直径、排气口到缓冲罐连接管长度两个因素，总结了这二者对管道内气流压力脉动大小的影响规律。文献 [8] 通过声学有限元法研究了滚动转子压缩机消音器内的压力脉动，优化了压缩机消音器的压力传递损失。

在管道压力脉动研究方面，多数研究未考虑阀腔对气流压力脉动的影响，然而气阀管道的结构和尺寸对流体的压力脉动影响显著。本文首先对压力脉动相关理论部分进行分析，确定评价参数为声学特性即声学传递损失，然后从原始管路的声损失特性出发，提出变更消音器的管路结构来研究压力脉动，提出四种变更方案，通过仿真计算得到最优解，最后进行试验验证对比改进方案的有效性。

2. 材料与方法

本文以涡旋压缩机排气管道为研究对象，其结构如图1所示，研究排气管道的进气口与扩张腔结构对压力脉动的影响，其结构如图2所示。

Figure 1. Original pipeline 3D model diagram

图1. 原始管路3D模型图

制冷剂在压缩机管路中指定点的气流压力呈周期性变化，即压力脉动 [9] ，如图1所示。

Figure 2. Schematic diagram of pressure pulsation

图2. 压力脉动示意图

压力脉动的程度，可用压力不均匀度 $\delta$ 来表征，其值由式(1)确定 [10] 。压力损失也称阻力损失，由内排气管路进口与出口端平均全压的降低量表征，其值由式(2)确定 [11] 。

$\delta =\frac{P_{\max }-P_{\min }}{P_0}$ (1)

$\Delta P=\frac{P_{in}-P_{out}}{P_{out}}\times 100\%$ (2)

式中 $P_{\max }$ ——气流最大压力； $P_{\min }$ ——气流最小压力；

$P_0$ ——气流平均压力； $\Delta P$ ——的压力损失；

$P_{in}$ ——进口气流压力； $P_{out}$ ——出口气流压力。

声音的传递损失是指声音通过某一个系统，如消声器，其进、出口间的声功率级之差 [12] 。传递损失与声源无关，仅与消声器的结构和介质特性有关。以下为简单扩张消音器的示意图(图3)。

Figure 3. Schematic diagram of expansion muffler

图3. 扩张消音器示意图

因为整个消音器三段变截面的管路长度均为毫米级别的，故对波长较低的中高频声波有很好的抑制效果，但对于影响压力脉动的主要频段中低频噪音影响不明显，而旋转机械产生的压力脉动主要以电机的主阶次频率气流噪音为主，故尝试着通过改变此管路段的结构来改善压缩机的排气压力脉动，以下将通过计算几种方案的结构声学特性及实验验证来改善脉动，因结构加工及实验资源有限，本文改善的步骤为(计算–实验–计算)的快速方法进行。

仿真计算模型的两个部分：一、脉动源的导入部分腔体Q1即对声源(方案一)，这个优化只是为了减少全频段声波的传递能量，对高频噪音损失有帮助，而对主要影响脉动的中低频噪音 [13] 没影响；二、原结构的扩张腔Q2，这个结构优化本质上是重复累积的做着Q1腔优化的工作。故方案二、三、四里面随着结构复杂化程度的加深(串联+并联管道腔)，可能会进一步降低气流脉动的能量值，但同时也会造成更多的压损，导致压缩机COP下降更多，所以需要从综合能力去考虑选用最佳的方案；具体的结构变更尺寸表如下表1。

Table 1. Structural scheme table

表1. 结构方案详细表

3. 结果与分析

3.1. 管路结构对压力脉动影响的仿真研究

消音器的声学特性—传递损失(dB)：

$TL=10\log \frac{1}{{\tau }_{{\rm I}}}=10\log \left[1+\frac{1}{4}{\left(m-\frac{1}{m}\right)}^2{\sin }^{2}kl\right]$

其中：k为声波数，l为扩张腔长度，S1为进出口截面积，S2为扩张腔截面积， $m=Q2/Q1$ 为扩张比；由公式所知，当 $kl=\left(2n+1\right)/2$ 时，TL最大，当 $kl=n\pi$ 时， $TL=0$ ，这就是单节扩张腔消音器的缺点，将

波数 $k=\frac{2\pi }{\lambda }=\frac{2\pi f}{c}$ 带入 $kl=\left(2n+1\right)\frac{\pi }{2}$ 中，得到最大消声器对应的频率，即 $f_{对}=\left(2n+1\right)\frac{c}{4l}$ ，当 $n=0$ 时，即 $\frac{c}{4l}=\frac{\lambda }{4}$ ，就是我们通常提到的四分之一波长管的原理 [14] ， $\lambda$ 为声波波长。

针对某公司某款压缩机排气压力脉动大的问题，本文提出了通过变更消音器的管路结构，降低中低频噪音值从而达到降低压力脉动的目的。为此，在原有管道结构的基础上提出了四种结变更方案(图4)。

首先应用仿真软件actran对原始管路进行仿真计算，输入原始管道进气管直径10 mm，扩张腔直径18 mm，出气管直径9 mm，定义平面波输入，定义进出口边界条件，添加频谱曲线的输出，如图5所示，输入压缩机工况为吸气压力0.3 MPaA，排气压力为1.5 MPaA，得到原始管路声压响应云图和声音传递损失FFT图如下所示。

Figure 4. Establishment of pipeline model

图4. 管道模型的建立

Figure 5. Sound pressure response cloud map and transfer loss FFT map

图5. 声压响应云图和传递损失FFT图

3.1.1. 进气管串联扩张腔

方案一的变更思路为将原始状态下的进气口管分成一段扩张试消音器即在原管道内串联了一个消音器，然后选了三个尺寸长度(4 mm/6 mm/8 mm)的直径为5 mm (正好面积比m = 4)内插管。应用actran软件对原始方案和方案一中的三种尺寸进行仿真，计算得到其压板出口处的声压响应如下(图6、图7)。

Figure 6. Comparison of sound pressure response between the original scheme and scheme 1 at 0~10,000 Hz

图6. 0~10,000 Hz原始方案和方案一声压响应对比图

Figure 7. Comparison of sound pressure response between the original scheme and scheme 1 at 0~1000 Hz

图7. 0~1000 Hz原始方案和方案一声压响应对比图

如图所示，方案一中三种尺寸在0~10,000 Hz内的声压级明显小于原始方案，表明方案一的结构变更对压力脉动有积极的影响。其中不同长度的内插管的影响不同：在0~2000 Hz内，三种尺寸的声压级几乎相等。2000~10,000 Hz内，插管长度对中高频噪音的影响也有明显的差异：在2000~4000 H内8 mm直径的内插管与原始状态的差异最明显；在80,000~9000 Hz，4 mm的内插管与原始状态差异最明显。其中重点关注的中低频段0~1000 Hz噪音声压值得到较明显的改善，说明此方案对压力脉动是是有积极影响的。综上所述，在消音器的进气管上串联一个扩张腔的变更结构明显地降低了压力脉动值。

3.1.2. 串联扩张腔和缩小腔

方案二的变更思路是在方案一结构的基础上将最大直径的扩张腔分成一个直径12 mm长5 mm的扩张腔和一个直径5 mm长3 mm的缩小腔的结构(详情见结构表)，此处将方案一中的s2与方案二中的三种尺寸的计算结果放在一起进行比对，其压板出口处的声压响应如下(图8、图9)。

Figure 8. Comparison of sound pressure response between scheme 1 and scheme 2 at 0~10,000 Hz

图8. 0~10000 Hz方案一和方案二声压响应对比图

Figure 9. Comparison of sound pressure response between scheme 1 and scheme 2 at 0~1000 Hz

图9. 0~1000 Hz方案一和方案二声压响应对比图

从频响应曲线图可以看出，全频段总的消声特性方案二是优于方案一的，但是2500 Hz以下的频率区域方案一是优于方案二的，在这个频率范围内方案一的优势随频率的降低越发不明显。2500 Hz以上的高频区域，方案二有着绝对的消声优势，其原因是方案二较方案一类似串联了两节扩张管，使得分段扩张腔的长度变短，可以抑制更短波长(频率更高)的声波。而在0~1000 Hz内方案二与方案一的声压级很接近，从而得出方案二对压力脉动也有积极的影响。下面具体比较方案二中的三种尺寸对压力脉动的影响：在0~5000 Hz内，三种尺寸对压力脉动的影响的幅度和趋势几乎相同；在5000~7000 Hz内，s6方案的影响最为明显，在6000 Hz处较s4方案减小了10 dBA；而在7000 Hz后s4方案的声压级最小，说明对压力脉动的影响最大，为积极影响。综上，在扩张腔上串联一个扩张腔和缩小腔的结构对压力脉动有明显的改善效果。

3.1.3. 串联扩张腔和并联缩小腔

本方案是对方案二的分解，保证相同面积比的情况下将直径为5 mm长为3 mm的缩小腔分别分解成四个均匀分布的直径为2.5 mm和七个均匀分别直径为1.5 mm的缩小腔(既保证相同面积比的情况下，并联两种结构的缩小腔)，其声学响应结果如下(图10、图11)。

Figure 10. Comparison of sound pressure response between scheme 3 and scheme 2 at 0~10,000 Hz

图10. 0~10000 Hz方案三和方案二声压响应对比图

Figure 11. Comparison of sound pressure response between scheme 3 and scheme 2 at 0~1000 Hz

图11. 0~1000 Hz方案三和方案二声压响应对比图

声压响应曲线结果显示，串联扩张腔和并联多个缩小腔的结构与串联扩张腔和缩小腔的结构在全频段响应结果相近，曲线变化规律大致相同，因此串联扩张腔和并联多个缩小腔相对原始方案都有较明显的积极影响，即对压力脉动有改善作用。

3.1.4. 并联进气管与串联扩张腔缩小腔

在S5基础上将进气管在保证m = 4面积比的情况下分解成两种并联进气管，分别为2小孔的直径为3.5 mm以及3小孔直径为3 mm的进气管，其传递损失的声学特性分别如下(图12、图13)。

Figure 12. Comparison of sound pressure response between scheme 4 and scheme 2 at 0~10,000 Hz

图12. 0~10,000 Hz方案四和方案二声压响应对比图

Figure 13. Comparison of sound pressure response between scheme 4 and scheme 2 at 0~1000 Hz

图13. 0~1000 Hz方案四和方案二声压响应对比图

依据声压响应曲线可以看出，在扩张腔上串联一个扩张腔和缩小腔的基础上并联进气管的结构在全频段有更好的消音特性，相比之下降低了5个分贝，且在低频段的优势不低于高频段，所以并联进气管与串联扩张腔缩小腔的变更结构对压力脉动有最显著的改善效果。

3.2. 试验验证

为了验证仿真结果的准确性及更改方案对压力脉动影响的有效性，压缩机脉动实验在全消音室完成。采用西门子公司的实验仪器：脉动传感器，信号放大器，数据采集器，数据传输线以及LMStestlab测试软件进行数据的采集分析。测试现场如图14所示。

本次试验过程为将压缩机转速设定在3000 rpm，在压缩机转速以及工况稳定后分别测试五种方案的排气压力脉动大小，试验结果对比表格如下表2。

Figure 14. Pulsation bench test site diagram

图14. 脉动台架测试现场图

Table 2. Comparison of exhaust pressure pulsation results among five schemes

表2. 五种方案排气压力脉动结果对比

试验结果显示，与原始方案相比，四种变更方案对压力脉动都有明显优化效果。尤其在直径12 mm长5 mm的扩张腔和一个直径5 mm长3 mm的缩小腔的基础上，将直径5 mm长6 mm的进气管分解为3个均匀分布的直径为3.0 mm长6 mm的进气管优化效果最为明显，相比原始方案排气压力减小了13,022 Pa，验证了仿真结果的准确性。

4. 结论

本文主要通过变更压缩机前壳出口至压板进口这一段冷媒流路的结构来研究对排气压力脉动的影响，将流路段结构按照管路声学特性改善的方法进行改变，先设计了四种方案进行声学仿真计算，再一一进行试验验证，其结果：

1) 变更方案的出发点为在排气进口腔与扩张腔之间进行串联与并联管道腔，每个方案又细化为不同的尺寸，将结构复杂化以降低气流脉动的能量值；

2) 在0~10,000 Hz内四种方案声压级的相对原始方案皆有较明显的减小，实验验证的结果与仿真结果一致，说明四种方案对该款涡旋压缩机排气管道压力脉动产生积极的改善效果，且仿真和实验的结果有一定规律的吻合性；

3) 第四种方案下的并联进气腔和串联扩张腔与缩小腔是目前脉动优化最佳的结构，其水准基本上满足所有工况转速的脉动指标要求，尤其在1.5 MPaA的压力工况下对比原始方案结果有13,022 pa的改善。

基金项目

国家自然科学基金资助项目(51975379)。

NOTES

^*第一作者。

^#通讯作者。