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1、压缩机消声器的声学性能仿真分析及改进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 图12消声器A1和A2的仿真分析数据 图13被测试机组的特征频率 为便于比较分析
2、,对消声器B1和B2也做声学分析,相关数据见图14.在特征频率593Hz(见图15)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,详细数据如下文所述.图14消声器B1和消声器B2的声学分析数据 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 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,相关数据见图16.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. 图16修改通道长
3、度的消声器A1和A2的性能比较 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,相关数据见图17.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. 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
4、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 考虑结构的整体刚度,消声器A1,A2,B1和B2
5、均设置有加强筋板.本文尝试去除消声器A1的加强筋板,看其是否对消声器的性能有影响.去掉加强筋板前后的分析数据见图20. 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 图20显示,将加强筋板去掉后,消声器A1在主消频带上的性能得到改善.如果再在50Hz电源下运行,消声器A1的消声效果会比消声器A2的好得多,见图21.因此,可以考虑通过改变消声器本身的材料来提高消声器结构刚度,建议将消声器A原来的铸铝件改为钢质焊接件.图21在50Hz电源下消声器A1和 A2在主消频带
6、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9.3kPa和8.5kPa.消声器A1去除加强筋板后,压力损失比原消声器低0.8kPa,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50Hz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
7、果.从图22可看出,改进后的消声器A1,在其主消频带630Hz上的消声量比改进前提高2.5dB,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,0.8kPa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. 图22消声器对整机噪声的消声效果 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
8、得到明显改善,而且压力损失比原消声器低0.8kPa,经过消声器前后的流体分布不存在明显涡流.在50Hz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2.5dB.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.
