壓縮機消聲器的聲學性能仿真分析及改進

1、壓縮機消聲器的聲學性能仿真分析及改進壓縮機消聲器的聲學性能仿真分析及改進摘要:為使壓縮機組消聲器獲得較好的消聲性能,建立消聲器的聲學仿真模型,應(yīng)用SYSNOISE軟件對其聲學性能進展分析,得出應(yīng)用同樣方法設(shè)計的不同消聲器性能差異的原因,并對原消聲器的構(gòu)造進展改進. 試驗說明改進后的消聲器在主消頻帶上的性能得到明顯改善.關(guān)鍵詞:壓縮機; 排氣消聲器; 聲學性能; SYSNOISE中圖分類號:TB535;TH45;TB115文獻標志碼:AAcoustic performance simulation and improvementon compressorrsquo;s muffler (1.Sc

2、hool 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 muffle

3、rs 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:2021-08-20修回日期:2021-09-010引言某型號大冷量壓縮機組(以

4、下簡稱機組)的50 Hz消聲器是對其60 Hz消聲器構(gòu)造進展修改得到的,消聲性能較好,故對該型號小冷量機組的60 Hz消聲器構(gòu)造稍作修改,得到50 Hz消聲器.然而,測試結(jié)果卻說明該小冷量機組在50 Hz電源下運行時,在主消頻帶上直接采用60 Hz消聲器消聲性能反而更好.因此,應(yīng)用SYSNOISE創(chuàng)立消聲器的聲學模型并結(jié)合試驗數(shù)據(jù)分析此問題.1聲學仿真分析模型1.1聲波分解理論 圖 1抗性消聲器聲學分析模型 于是,入射波的RMS幅值Pi,Wi和Wt可用式(3)(5)計算得到.Pi=Saa(3)Wi=P2irho;cSi(4) 采用間接邊界元法建立的消聲器聲學分析模型見圖1.為對聲學模型和分析方

5、法進展驗證確認,選擇經(jīng)典的、已有試驗數(shù)據(jù)的兩個消聲器構(gòu)造作為樣本,進展如下的分析比照. 簡單消聲器含有1個膨脹室,它是構(gòu)成消聲器的根本聲學單元.圖25為肯塔基大學對該消聲器做的試驗和仿真數(shù)據(jù),如圖2中的尺寸,圖3為該消聲器的聲學邊界元模型,圖4為本文計算的TL數(shù)據(jù).可以看出用SYSNOISE計算得到的TL數(shù)據(jù)與肯塔基大學的試驗數(shù)據(jù)5的一致性很好,這說明本文所采用的聲學模型及分析方法正確合理.圖 2肯塔基大學的簡單消聲器試驗及仿真數(shù)據(jù)圖 3簡單消聲器的聲學邊界元模型圖 4用戶SYSNOISE計算得到的簡單消聲器的TL數(shù)據(jù) 如圖5中的尺寸,該消聲器在膨脹室中含有內(nèi)插管,其邊界元模型見圖6.肯塔基大

6、學關(guān)于該消聲器的試驗和仿真數(shù)據(jù)5列于圖5中,圖7為本文計算得到的該消聲器的TL數(shù)據(jù).這些數(shù)據(jù)說明,對于復雜消聲器,本文的仿真數(shù)據(jù)與肯塔基大學的數(shù)據(jù)一致性很好,說明所用聲學模型及分析方法合理.圖 5肯塔基大學的試驗及仿真數(shù)據(jù)圖 6復雜消聲器的邊界元模型圖 7SYSNOISE計算得到的復雜消聲器的TL數(shù)據(jù)1.3某型號壓縮機組的消聲器模型采用上述方法創(chuàng)立實際消聲器的模型.圖8是安裝在消聲器出口處的單向閥構(gòu)造,圖9是位于消聲器入口處的排氣通道.該消聲器的聲學分析模型包含整個排氣通道和出口處的單向閥內(nèi)截面,模型詳細尺寸見圖10和11.圖 8單向閥的構(gòu)造圖 9內(nèi)排氣通道圖 10小冷量機組的消聲器分析模型尺

7、寸圖 11大冷量機組的消聲器分析模型尺寸2仿真數(shù)據(jù)及分析2.1小冷量機組的50 Hz消聲器 LWlm 圖 13被測試機組的特征頻率 圖 15大冷量機組測試時的特征頻率2.2消聲器入口處排氣通道長度的影響 圖 16修改通道長度的消聲器A1和A2的性能比較2.3安裝位置的影響 圖 17消聲器A1配B1的分隔器后的聲學分析數(shù)據(jù)2.4通道中不含消聲器的情況排氣通道包含1個膨脹室,它可能也有部分消聲功能.去掉消聲器(膨脹室中的內(nèi)插件)前后,在主消頻帶上排氣通道的聲學分析結(jié)果比照見圖18和19.圖 18含有和不含有消聲器A1的排氣通道的聲學分析數(shù)據(jù)圖 19含有和不含有消聲器B1的排氣通道的聲學分析數(shù)據(jù)從上

8、述分析數(shù)據(jù)可以看出,原消聲器A1的性能不如消聲器B1,但其構(gòu)造就是從消聲器B1延續(xù)而來,因此必定存在某個關(guān)鍵影響因素.下文對消聲器構(gòu)造中的加強筋板的影響進展討論.2.5加強筋板的影響 圖 20不同構(gòu)造消聲器A1在其主消頻帶上的TL2.5.1消聲器A1和消聲器A2 A2在主消頻帶上的TL2.6壓力損失比照應(yīng)用FLUENT軟件計算馬赫數(shù)Ma=0.06時消聲器A1去除加強筋板前后的壓力損失,分別為9.3 kPa和8.5 kPa.消聲器A1去除加強筋板后,壓力損失比原消聲器低0.8 kPa,這對機組的性能有益,同時經(jīng)過消聲器前后的流體分布不存在明顯渦流.3驗證試驗圖 22消聲器對整機噪聲的消聲效果4結(jié)

9、論及建議本文采用的聲學模型及分析方法是合理的,今后的產(chǎn)品開發(fā)中,可以應(yīng)用該方法進展螺桿壓縮機內(nèi)部類似消聲器的設(shè)計評價及構(gòu)造優(yōu)化.參考文獻: 2CHUNG J Y, BLASER D A. Transfer function method of measuring in-duct acoustic properties. I. TheoryJ. J Acoustical Soc America, 1980, 68(3): 907-913. 4SEYBERT A F. Two-sensor methods for the measurement of sound intensity and acoustic properties in ductsJ. J Acoustical Soc America, 1988, 83(6): 2233-2239.5LMS. Sysnoise vibro-acoustics simulation, release notes getting started manualK. 2003.6TAO Z, SEYBERT A F. A review of current