压缩机消声器的声学性能仿真分析及改进
摘要:为使压缩机组消声器获得较好的消声性能,建立消声器的声学仿真模型,应用SYSNOISE软件对其声学性能进行分析,得出应用同样方法设计的不同消声器性能差异的原因,并对原消声器的结构进行改进. 试验表明改进后的消声器在主消频带上的性能得到明显改善.
关键词:压缩机; 排气消声器; 声学性能; SYSNOISE 中图分类号:TB535;TH45;TB115文献标志码:A Acoustic performance simulation and improvement on compressor’s muffler (1.School of Mechanical Eng., Shanghai Jiaotong Univ., Shanghai 200240, China; Abstract: To improve the performance of the mufflers of compressors, the acoustic simulation model of muffler is built, the acoustic performance is analyzed by SYSNOISE, the reason of performance difference of different mufflers designed by the same method is found, and the original muffler structure is improved. The test shows that the acoustic performance is improved obviously on the main frequency band. Key words: compressor; discharge muffler; acoustic performance; SYSNOISE 收稿日期:2009-08-20修回日期:2009-09-01 0引言 某型号大冷量压缩机组(以下简称机组)的50 Hz消声器是对其60 Hz消声器结构进行修改得到的,消声性能较好,故对该型号小冷量机组的60 Hz消声器结构稍作修改,得到50 Hz消声器.然而,测试结果却表明该小冷量机组在50 Hz电源下运行时,在主消频带上直接采用60 Hz消声器消声性能反而更好.因此,应用SYSNOISE创建消声器的声学模型并结合试验数据分析此问题. 1声学仿真分析模型 1.1声波分解理论 图 1抗性消声器声学分析模型 于是,入射波的RMS幅值Pi,Wi和Wt可用式(3)~(5)计算得到.Pi=Saa(3) Wi=P2iρcSi(4) 采用间接边界元法建立的消声器声学分析模型见图1.为对声学模型和分析方法进行验证确认,选择经典的、已有试验数据的两个消声器结构作为样本,进行如下的分析对比. 简单消声器含有1个膨胀室,它是构成消声器的基本声学单元.图2[5]为肯塔基大学对该消声器做的试验和仿真数据,如图2中的尺寸,图3为该消声器的声学边界元模型,图4为本文计算的TL数据.可以看出用SYSNOISE计算得到的TL数据与肯塔基大学的试验数据[5]的一致性很好,这说明本文所采用的声学模型及分析方法正确合理. 图 2肯塔基大学的简单消声器试验及仿真数据 图 3简单消声器的声学边界元模型 图 4用户SYSNOISE计算得到的简单消声器的TL数据 如图5中的尺寸,该消声器在膨胀室中含有内插管,其边界元模型见图6.肯塔基大学关于该消声器的试验和仿真数据[5]列于图5中,图7为本文计算得到的该消声器的TL数据.这些数据表明,对于复杂消声器,本文的仿真数据与肯塔基大学的数据一致性很好,说明所用声学模型及分析方法合理.图 5肯塔基大学的试验及仿真数据 图 6复杂消声器的边界元模型 图 7SYSNOISE计算得到的复杂消声器的TL数据 1.3某型号压缩机组的消声器模型 采用上述方法创建实际消声器的模型.图8是安装在消声器出口处的单向阀结构,图9是位于消声器入口处的排气通道.该消声器的声学分析模型包含整个排气通道和出口处的单向阀内截面,模型具体尺寸见图10和11. 图 8单向阀的结构图 9内排气通道 图 10小冷量机组的消声器分析模型尺寸图 11大冷量机组的消声器分析模型尺寸 2仿真数据及分析 2.1小冷量机组的50 Hz消声器www.LWlm.CoM 图 13被测试机组的特征频率 图 15大冷量机组测试时的特征频率 2.2消声器入口处排气通道长度的影响 图 16修改通道长度的消声器A1和A2的性能比较 2.3安装位置的影响 图 17消声器A1配B1的分隔器后的声学分析数据 2.4通道中不含消声器的情况 排气通道包含1个膨胀室,它可能也有部分消声功能.去掉消声器(膨胀室中的内插件)前后,在主消频带上排气通道的声学分析结果对比见图18和19. 图 18含有和不含有消声器A1的排气通道的声学分析数据 图 19含有和不含有消声器B1的排气通道的声学分析数据 从上述分析数据可以看出,原消声器A1的性能不如消声器B1,但其结构就是从消声器B1延续而来,因此必定存在某个关键影响因素.下文对消声器结构中的加强筋板的影响进行探讨. 2.5加强筋板的影响 图 20不同结构消声器A1在其主消频带上的TL 2.5.1消声器A1和消声器A2 A2在主消频带上的TL 2.6压力损失对比 应用FLUENT软件计算马赫数Ma=0.06时消声器A1去除加强筋板前后的压力损失,分别为9.3 kPa和8.5 kPa.消声器A1去除加强筋板后,压力损失比原消声器低0.8 kPa,这对机组的性能有益,同时经过消声器前后的流体分布不存在明显涡流. 3验证试验 图 22消声器对整机噪声的消声效果 4结论及建议 本文采用的声学模型及分析方法是合理的,今后的产品开发中,可以应用该方法进行螺杆压缩机内部类似消声器的设计评价及结构优化. 参考文献: [2]CHUNG J Y, BLASER D A. Transfer function method of measuring in-duct acoustic properties. I. Theory[J]. J Acoustical Soc America, 1980, 68(3): 907-913. [4]SEYBERT A F. Two-sensor methods for the measurement of sound intensity and acoustic properties in ducts[J]. J Acoustical Soc America, 1988, 83(6): 2233-2239. [5]LMS. Sysnoise vibro-acoustics simulation, release notes & getting started manual[K]. 2003. [6]TAO Z, SEYBERT A F. A review of current techniques for measuring muffler transmission loss[C]//SAE Paper 03NVC-38, Warrendale, USA: SAE Int, 2001.