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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
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
通常用如下指标评价消声器性能.（1）声级差（Level Difference，LD）：指安装消声器前后在某个固定点测试得到的声压级差.很容易通过测试得到LD，但对消声器初期设计的参考作用不大.（2）插入损失（Insertion Loss，IL）：描述安装消声器前后系统辐射声波功率之差.IL对于评价消声器的性能非常有用，但较难在设计阶段进行计算，因为它不仅与消声器几何结构有关，还与系统中声源辐射特性和消声器出口阻抗有关.（3）传递损失（Transmission Lost，TL）：指消声器入射声功率级与出口透射声功率级之差.TL仅与消声器本身的结构有关.评估此指标时采用的是比较理想的边界条件（见图1）.因此，用TL作为消声器设计阶段声学性能的评估指标.
常用的确定消声器TL的方法为：基于声波分解理论[1-4]从消声器入口管内声场能量中分离出入射声波能量，假设消声器出口管是消声终端，这样出口管中仅含透射声波，故用式（1）可计算得到该消声器的TL.νTL=10lgWiWt（1）式中：Wi为入射声功率；Wt为透射声功率.一维声波在管中传播时，遇到阻抗变化时就会产生反射，在入射管中产生驻波.可以用声波分解理论将入射管中声波能量分解为入射声波能量和反射声波能量.入射声波自功率谱为 Saa=S11+S22-2C12cos kx12+2Q12sin kx124sin2 kx12（2）式中：S11和S22分别为图1中测点1和2处总声压的自功率谱；C12和Q12为测点1与2之间互谱的实部和虚部；k为波数；x12为测点1与2之间的距离.
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）
Wt=P2tρcS0（5）式中：ρc为流体密度与声速的乘积；Si和S0分别为消声器入口管和出口管的截面积，消声器的TL可以用式（6）计算.vTL=20lgPiPt+10lgSiS0（6）1.2声学分析模型的创建
采用间接边界元法建立的消声器声学分析.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.
1.2.1简单消声器
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，肯塔基大学对该消声器做的试验和仿真数据，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.
1.2.2复杂消声器模型
该消声器在膨胀室中含有内插管，边界元模型.肯塔基大学关于该消声器的试验和仿真数据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.、
2仿真数据及分析
2.1小冷量机组的50 Hz消声器
某型号小冷量机组的50 Hz消声器（以下称消声器A1）是基于其对应的60 Hz消声器（以下称消声器A2）结构稍作修改得到的.采用这种方法的原因是，该型号大冷量机组所用的50 Hz消声器（以下称消声器B1）性能较好，而消声器B1正是从其对应的60 Hz消声器（以下称消声器B2）修改而得到的.但是，测试结果却表明，该型号小冷量机组在50 Hz电源下运行时，在主消频带上采用消声器A2反而比采用消声器A1消声性能好.从测试数据看，在50 Hz电源下，该机组噪声能量集中在特征频率589 Hz上，而在该频率上消声器A2比消声器A1的性能好.
为便于比较分析，对消声器B1和B2也做声学分析，在特征频率593 Hz）上，消声器B1比消声器B2的性能好得多.同样的修改方法，但结果却有如此差异，因此对此问题进行进一步的分析探索
2.2消声器入口处排气通道长度的影响
将消声器A1和A2入口处排气通道长度改为与消声器B1的等长，并进行声学分析，可见通道长度有一些影响，但不是两种消声器性能差异的主要原因.
2.3安装位置的影响
在单向阀与消声器的排气出口之间有1个分隔器，消声器A1和A2所用的分隔器长度相同，消声器B1和B2所用的分隔器长度相同，但A类与B类消声器的分隔器长度不同，膨胀室长度相同，因此消声器A1和A2与消声器B1和B2的膨胀室安装位置不同.消声器A1配B1的分隔器，并进行声学分析.可见消声器A1配B1的分隔器后性能反而会变差，显然这也不是两种消声器性能差异的主要原因.
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
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
接50 Hz的电源，在同样运行条件下，待测机组分别在不装压缩机排气消声器、装消声器A1和去掉加强筋板后的消声器A1（钢质焊接件）的情况下，测试整个机组的噪声数据，以对整个机组噪声衰减的贡献量来评价消声器的消声效果，在其主消频带630 Hz上的消声量比改进前提高2.5 dB，该结果与消声器A仿真分析改进的结果趋势一致（机组制冷性能数据基本没变，0.8 kPa的压力损失降低对机组整机制冷性能的改善不明显）.在今后的产品开发中，可以应用本文的仿真分析方法进行抗性消声器的设计评价及结构优化.
4结论及建议
消声器A1的仿真数据与试验数据一致性很好，在机组实际的特征频率上，消声器A2的消声性能确实优于消声器A1；加强筋板去掉后，消声器A1的性能得到明显改善，而且压力损失比原消声器低0.8 kPa，经过消声器前后的流体分布不存在明显涡流.在50 Hz电源下运行，改进后的消声器A1使得机组整机的噪声在其主消频带上的消声量比改进前提高2.5 dB.建议取消消声器A1的加强筋板，通过改变消声器本身的材料来提高消声器结构的刚度，将原来的铸铝件改为钢质焊接件.
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：
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[3] 王耀前，陆森林.ANSYS在抗性消声器分析中的应用[J].江苏大学学报（自然科学版），2011，10（8）：158-159.
论文作者:杨英杰
论文发表刊物:《电力设备》2019年第3期
论文发表时间:2019/6/5
标签：消声器论文; 声学论文; 机组论文; 性能论文; 声波论文; 数据论文; 模型论文; 《电力设备》2019年第3期论文;