摘要：為揭示旋葉式壓縮機(jī)排氣閥片振動(dòng)特性，建立閥片單質(zhì)點(diǎn)模型。①研究排氣工況、幾何參數(shù)與閥片振動(dòng)位移的關(guān)系，得到升程限制器改進(jìn)結(jié)構(gòu)；而后，建立改進(jìn)閥片排氣結(jié)構(gòu)流固耦合模型，研究閥片流動(dòng)特性；②基于流場湍流參數(shù)建立排氣閥片寬頻噪聲模型，研究改進(jìn)閥片噪聲分布規(guī)律，借助旋葉式壓縮機(jī)噪聲實(shí)驗(yàn)臺，對改進(jìn)前后壓縮機(jī)整機(jī)噪聲進(jìn)行測試。研究表明：改進(jìn)閥片參數(shù)，有效提高了平貼時(shí)間，降低了閥片振動(dòng)速度峰值；閥片工作中消氣槽流場處存在負(fù)壓區(qū)域，閥片關(guān)閉時(shí)排氣孔處流場存在回流現(xiàn)象；排氣結(jié)構(gòu)氣動(dòng)噪聲源主要集中在閥片與閥座發(fā)生撞擊的表面和消氣槽附近；改進(jìn)后壓縮機(jī)部分頻域段降噪明顯降低，后部場點(diǎn)噪聲幅值降低最大達(dá)6%。
1 旋葉式壓縮機(jī)排氣閥片運(yùn)動(dòng)規(guī)律
1.1 排氣結(jié)構(gòu)工作原理
某圓弧-簡諧曲線組合型旋葉式壓縮機(jī)的基本結(jié)構(gòu)，如圖1(a)所示。該壓縮機(jī)為雙工作腔旋葉式壓縮機(jī)，它是由轉(zhuǎn)子、缸體、葉片、前后端蓋、排氣閥片、升程限制器等組成。隨著轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)子槽內(nèi)的葉片由于離心力的作用與氣缸內(nèi)表面相貼，將缸體分成五個(gè)基元腔。其中轉(zhuǎn)子每旋轉(zhuǎn)一周，每個(gè)基元腔完成兩次工作過程，由排氣閥片、升程限制器等組成的排氣結(jié)構(gòu)完成兩次排氣。某汽車空調(diào)旋葉式壓縮機(jī)排氣結(jié)構(gòu)示意圖，如圖1(b)所示。該排氣閥片為雙簧 片式舌簧閥，升程限制器結(jié)構(gòu)為單曲率直線型，即一段直線和一段圓弧組成。
圖1 排氣結(jié)構(gòu)
Fig.1 Exhaust structure diagram
(1) 吸氣階段：旋葉式壓縮機(jī)并未設(shè)置吸氣閥片，工作時(shí)缸體與進(jìn)氣口相通，腔內(nèi)壓力恒定為吸氣壓力ps，當(dāng)基元容積達(dá)到最大時(shí)，吸氣終止。整個(gè)過程基元腔的壓力為
(2) 壓縮階段：基元腔容積達(dá)到最大Vmax時(shí)，基元腔封閉，進(jìn)入壓縮階段，隨著容積不斷減小，壓力一直升高，直至升高到排氣所需壓力pd1時(shí)，壓縮終止。壓縮開始時(shí)V1=Vmax，壓縮結(jié)束時(shí)V2=V(θ0)，壓縮過程氣體絕熱過程方程式可表示為
式中：V(θ)為極徑極角為θ時(shí)的基元容積；p(θ)為極徑極角為θ時(shí)的基元腔壓力。
(3) 排氣階段：當(dāng)壓力升高至排氣閥片開啟壓力時(shí)，基元腔與排氣閥腔連通。進(jìn)入排氣階段時(shí)，氣流通過缸體閥座上的排氣孔作用在閥片上，氣閥打開。排氣階段腔內(nèi)壓力由pd1降為pd，將整個(gè)過程作為線性處理，有
式中,θ1為排氣過程結(jié)束時(shí)的極徑極角。
隨著轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)，排氣過程結(jié)束，腔內(nèi)壓力迅速下降至吸氣壓力ps。轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)兩周，轉(zhuǎn)角與腔內(nèi)壓力的變化規(guī)律，如圖2所示。
圖2 腔內(nèi)壓力變化規(guī)律
Fig.2 Variation of pressure in cavity
1.2 單質(zhì)點(diǎn)模型
單質(zhì)點(diǎn)模型是將閥片簡化成單個(gè)無尺寸、單自由度無傾斜平動(dòng)的質(zhì)點(diǎn)處理。旋葉式壓縮機(jī)排氣閥片貼繞模型，如圖3所示。圖3中，AB段為升程限制器直線段，B點(diǎn)后為圓弧段，B點(diǎn)為直線段與圓弧段的切點(diǎn)，圓弧起點(diǎn)B到閥座上排氣孔中心E的距離為L0，為排氣閥片初始有效長度；R為升程限制器圓弧曲率半徑；h為閥片位移；L為排氣閥片有效工作長度。
圖3 排氣閥片貼繞模型
Fig.3 Schematic diagram of the model of the reed valve piece sticking around
排氣閥片工作過程中，主要受到氣流推力以及自身彈力，實(shí)現(xiàn)啟閉。閥片在開啟過程中，當(dāng)其根部彎曲曲率與升程限制器圓弧曲率半徑一致時(shí)，二者會(huì)發(fā)生貼繞，閥片的有效工作長度、有效工作質(zhì)量、剛度都將發(fā)生變化。
式中：θ為極徑極角；mv為閥片有效工作質(zhì)量；ω為轉(zhuǎn)子角速度；Fg為氣流推力；d為排氣孔直徑；β為推力系數(shù)；pl為排氣階段基元腔氣體壓力；pd為排氣閥腔壓力。
式中,
為閥片貼繞起始點(diǎn)位移。
式中,mL0為L0工作長度時(shí)閥片的質(zhì)量。
綜合上述公式可建立閥片單質(zhì)點(diǎn)模型，得到閥片振動(dòng)位移。
2 排氣閥片動(dòng)態(tài)特性分析
2.1 閥片厚度
閥片的啟閉，主要依靠氣流推力及自身彈力的作用。而閥片的厚度直接影響其剛度，剛度過大或過小都會(huì)導(dǎo)致閥片的工作異常，因此有必要對閥片厚度進(jìn)行分析。
當(dāng)升程限制器升程為0.25 mm，主軸轉(zhuǎn)速為1 800 r/min時(shí)，不同厚度下排氣閥片的位移變化規(guī)律，如圖4所示。
圖4 不同厚度下閥片位移變化規(guī)律
Fig.4 Displacement variation of valve plate with different thickness
由圖4可知，隨著排氣閥片厚度增加，閥片迅速開啟，但閥片達(dá)到最大升程的時(shí)間略微增加，撞擊升程限制器反彈幅度越大撞擊越激烈且閥片平貼段越短，這是由于閥片厚度增加導(dǎo)致其剛度的增加；當(dāng)閥片厚度較小時(shí)，其相應(yīng)彈力也較小，在運(yùn)動(dòng)過程中更易達(dá)到全開狀態(tài)，一旦閥片處于全開狀態(tài)，此時(shí)若氣流推力足以克服自身彈力，閥片會(huì)發(fā)生停繞。因此閥片厚度越小，其平貼段時(shí)間相應(yīng)越長。但由于剛度較小，所以出現(xiàn)了延遲關(guān)閉的現(xiàn)象，在實(shí)際工作中可能會(huì)造成氣體回流加劇，增大壓縮機(jī)功耗；當(dāng)閥片厚度增加到0.254 mm時(shí)，閥片已無法達(dá)到全開狀態(tài)且發(fā)生了延遲關(guān)閉現(xiàn)象，主要因?yàn)榕艢忾y片自身最大彈力大于最大氣流推力導(dǎo)致的。且運(yùn)動(dòng)過程中發(fā)生多次來回顫振，此時(shí)排氣閥片通流截面積會(huì)大大減小，影響壓縮機(jī)排氣效率。因此排氣閥片剛度不能過大，在對閥片進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)權(quán)衡好氣流推力與自身彈力之間的關(guān)系。
2.2 轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速
旋葉式壓縮機(jī)處于不同轉(zhuǎn)速時(shí)，單位時(shí)間內(nèi)基元腔容積變化不同，由基元腔流經(jīng)排氣腔的流量不同，會(huì)導(dǎo)致氣流推力發(fā)生變化，這將直接影響到排氣閥片的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。因此將壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速與排氣閥片振動(dòng)特性相結(jié)合，有利于研究閥片動(dòng)力學(xué)特性。由于汽車低速運(yùn)行時(shí)，其車內(nèi)主要噪聲來源之一為旋葉式壓縮機(jī)，2 800 r/min以上高速運(yùn)行時(shí)，壓縮機(jī)不再是噪聲主要貢獻(xiàn)源。因此，此處只對主軸低速運(yùn)行下的常用轉(zhuǎn)速進(jìn)行開度響應(yīng)研究。
當(dāng)升程限制器升程為0.25 mm時(shí)，不同轉(zhuǎn)速下排氣閥片運(yùn)動(dòng)規(guī)律，如圖5所示。
圖5 不同轉(zhuǎn)速下閥片位移變化規(guī)律
Fig.5 Variation of valve displacement at different speeds
由圖5可知，轉(zhuǎn)速低時(shí)，閥片開啟時(shí)間越短。隨著轉(zhuǎn)速的增大，閥片平貼段時(shí)間越長，越晚發(fā)生回落。轉(zhuǎn)速越小，閥片振動(dòng)幅度越大。當(dāng)轉(zhuǎn)速在1 000 r/min時(shí)，閥片已經(jīng)不能正常工作，在一個(gè)排氣過程中出現(xiàn)多次啟閉，并出現(xiàn)嚴(yán)重顫振來回撞擊閥座與升程限制器，這是由于轉(zhuǎn)速較低，單位時(shí)間內(nèi)葉片掃過的基元腔容積減小，致使閥片所受氣流推力相應(yīng)減小。使得排氣過程中產(chǎn)生較大的顫振噪聲與撞擊噪聲。
2.3 閥片升程
排氣閥片實(shí)際工作情況為變頻工況，在低速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，排氣閥片較易發(fā)生大的振幅，這與氣流推力及自身彈力密切相關(guān)。為降低某旋葉式壓縮機(jī)排氣閥片在低速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的排氣噪聲。擬通過改變升程限制器型線適當(dāng)提高閥片升程降低其閥隙氣流速度，增大通流截面積降低閥片剛度來減小其在低速運(yùn)轉(zhuǎn)下的顫振峰值。
升程限制器原有升程為0.25 mm，通過改變其型線增大升程。考慮到升程限制器的加工對其設(shè)計(jì)參數(shù)取圓整數(shù)值，并根據(jù)其型線之間的幾何關(guān)系，將閥片升程提高到0.30 mm和0.39 mm。不同升程下升程限制器的參數(shù)，如表1所示。
表1 不同升程下升程限制器參數(shù)
Tab.1 Parameters of lift limiter under different lift mm
升程為0.30 mm時(shí)閥片在不同轉(zhuǎn)速下閥片的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，如圖6所示。
圖6 不同轉(zhuǎn)速下閥片位移變化規(guī)律
Fig.6 Variation of valve displacement at different speeds
對比圖5閥片原有升程0.25 mm與升程為0.30 mm時(shí)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律可知，閥片在轉(zhuǎn)速為1 000 r/min時(shí)，均會(huì)發(fā)生顫振，但是振動(dòng)的幅度相應(yīng)降低，平貼段增加，且未發(fā)生提前關(guān)閉的情況，減小閥片運(yùn)動(dòng)過程中升程限制器與閥座之間發(fā)生來回的撞擊。在1 800 r/min與2 700 r/min時(shí)，升程為0.30 mm時(shí)，閥片的全開時(shí)間均有延長。
升程為0.39 mm時(shí)閥片在不同轉(zhuǎn)速下閥片的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，如圖7所示。
圖7 不同轉(zhuǎn)速下閥片位移變化規(guī)律
Fig.7 Variation of valve displacement at different speeds
對比圖5閥片原有升程0.25 mm與升程為0.39 mm時(shí)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律可知，閥片在轉(zhuǎn)速較低時(shí)，開啟響應(yīng)越迅速，平貼段時(shí)間越短，振動(dòng)頻率增強(qiáng)。當(dāng)升程為0.39 mm時(shí)，閥片在1 000 r/min時(shí)雖未發(fā)生提前關(guān)閉，但其關(guān)閉角度發(fā)生了較大的延遲，會(huì)加劇氣體的回流，增大排氣過程中的機(jī)械噪聲，不利于排氣過程的進(jìn)行。因此閥片的升程也不能過大，雖在低轉(zhuǎn)速時(shí)一定程度降低了閥片的沖擊，但增幅仍過大且與升程限制器之間也會(huì)發(fā)生多次撞擊。且在1 800 r/min與2 700 r/min時(shí)，升程為0.39 mm較原有運(yùn)動(dòng)規(guī)律并未提高。
在主軸轉(zhuǎn)速在1 000 r/min時(shí)，不同升程下閥片頭部中心的速度變化規(guī)律，如圖8所示。
圖8 不同升程下閥片速度變化規(guī)律
Fig.8 Variation law of disc speed under different lift
由圖8可知，隨著閥片升程的增大，閥片撞擊速度越大。當(dāng)升程為0.39 mm時(shí)，閥片的速度之間的峰值最大，過大的升程易導(dǎo)致閥片產(chǎn)生大應(yīng)力，降低使用壽命。低速時(shí)的顫振無可避免，若過度降低閥片彈力以減小閥片低速時(shí)的振動(dòng)幅度會(huì)導(dǎo)致密封不嚴(yán)等不良情況。當(dāng)升程為0.30 mm時(shí)，速度峰值相對較小，閥片顫振次數(shù)及波動(dòng)幅度也有所緩和。
3.1 幾何模型建立與網(wǎng)格劃分
排氣閥片的流場模型由缸體閥座的排氣腔入口邊界及壓縮機(jī)殼體邊界組成。由于排氣閥片只在閥座與升程限制器之間來回振動(dòng)，故對升程限制器到壓縮機(jī)殼體壁面區(qū)域的流場進(jìn)行簡化，將殼體壁面視為平面，其流固耦合幾何模型如圖9(a)所示。
(b) 流體區(qū)域網(wǎng)格模型
圖9 幾何模型與流體區(qū)域網(wǎng)格模型
Fig.9 Geometric model and fluid area grid model
由于排氣閥片與升程限制器之間的縫隙較狹窄和尖銳，閥片運(yùn)動(dòng)過程中網(wǎng)格會(huì)不斷進(jìn)行重構(gòu)，故采用自適應(yīng)性更好的非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格將計(jì)算區(qū)域劃分為離散單元。考慮到計(jì)算區(qū)域的對稱性，以及雙向流固耦合對計(jì)算資源的消耗，因此只建立一半的幾何模型。其流體區(qū)域網(wǎng)格模型，如圖9(b)所示。
排氣閥片在運(yùn)動(dòng)中會(huì)與升程限制器發(fā)生貼繞，流線將不連續(xù)，但在數(shù)值模擬中任何網(wǎng)格運(yùn)動(dòng)，其流線均需連續(xù)，故將閥片與升程限制器之間預(yù)留0.1 mm的間隙，由于閥片與閥座之間本身預(yù)留有墊片的厚度，因而此處無需處理；進(jìn)而，基于碰撞檢測功能對預(yù)留的厚度進(jìn)行檢測，在運(yùn)動(dòng)過程中，當(dāng)間隙厚度為0.1 mm時(shí)系統(tǒng)會(huì)自動(dòng)判斷為發(fā)生接觸碰撞從而模擬閥片的貼繞與撞擊過程。流體區(qū)域的整體網(wǎng)格尺寸為1 mm，并對會(huì)產(chǎn)生數(shù)據(jù)耦合交互以及間隙較小的面進(jìn)行了局部網(wǎng)格加密，提高計(jì)算精度，確保數(shù)據(jù)進(jìn)行更好的交互且避免網(wǎng)格重構(gòu)時(shí)扭曲度過大，產(chǎn)生負(fù)體積。為了驗(yàn)證網(wǎng)格的無關(guān)性，采用三種網(wǎng)格劃分模型其參數(shù)如表2所示。不同Case開啟初期階段入口特征點(diǎn)壓力值。Case1由于局部加密網(wǎng)格較大導(dǎo)致耦合面數(shù)據(jù)交互精度過低，Case2與Case3在閥片開啟過程中壓差變化趨勢趨于一致，精度相似，如圖10所示。因此，在保證精度的前提下節(jié)約資源，最終確定Case2的網(wǎng)格進(jìn)行模擬計(jì)算。
表2 網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證
Tab.2 Grid independence verification
圖10 不同Case的P-t圖
Fig.10 P-t diagram of different cases
由于在達(dá)到排氣所需壓差時(shí)，閥片開啟的瞬間會(huì)使得排氣閥腔壓力變化規(guī)律受到一定影響。因此采用速度入口，壓力出口作為模型邊界條件。且假設(shè)基元腔中的氣流通過葉片掃過流經(jīng)排氣孔處時(shí)，單位時(shí)間內(nèi)基元腔減小的容積等于流經(jīng)排氣孔處的氣體容積。仿真時(shí)重要參數(shù)設(shè)定，如表3所示。
表3 仿真參數(shù)設(shè)定
Tab.3 Simulation parameter setting
3.2 流固耦合分析
為更好的觀察排氣腔流體流動(dòng)狀態(tài)，選取排氣腔中間截面作為特征截面。閥片處于最大位移、反彈中期及關(guān)閉時(shí)刻排氣腔的壓力云圖、速度云圖與速度矢量圖，如圖11所示。
(i) 關(guān)閉時(shí)刻速度矢量圖
圖11 排氣腔壓力云圖、速度云圖與速度矢量圖
Fig.11 Pressure nephogram, velocity nephogram and velocity vector diagram of exhaust chamber
由圖11可知，排氣閥片在達(dá)到其最大升程發(fā)生反彈時(shí)期，氣體壓力的最大值都出現(xiàn)在排氣孔處，這是由于排氣過程將使高壓氣體不斷排出閥腔。且消氣槽處出現(xiàn)了一定程度的負(fù)壓區(qū)域，說明此處氣體流動(dòng)相對較為復(fù)雜，可能會(huì)引起氣流脈動(dòng)，同時(shí)速度場的變化趨勢與壓力場變化趨勢一致，氣流速度最大區(qū)域也發(fā)生在消氣槽附近，對該區(qū)域的速度矢量圖進(jìn)行局部放大，可看出有一定程度的渦流產(chǎn)生。當(dāng)閥片回落發(fā)生關(guān)閉時(shí)，閥片上部的氣體壓力大于排氣孔處的氣體壓力，排氣孔處的氣流速度最大，對該處的速度矢量圖進(jìn)行局部放大，表明此處發(fā)生了一定的氣體回流現(xiàn)象，這是由于轉(zhuǎn)速較低，閥片關(guān)閉時(shí)間較長，氣體回流現(xiàn)象較為明顯。渦流及氣體回流均易引發(fā)壓力脈動(dòng)產(chǎn)生氣動(dòng)噪聲。
旋葉式壓縮機(jī)排氣結(jié)構(gòu)的氣動(dòng)噪聲存在于結(jié)構(gòu)內(nèi)部，無法通過試驗(yàn)將其內(nèi)部噪聲分布情況可視化。噪聲沒有明顯的頻段，聲波能量連續(xù)分布在一個(gè)寬頻段范圍內(nèi)按頻率連續(xù)分布。因此基于排氣閥片雙向流固耦合模型基礎(chǔ)上，對獲得的流場的湍流參數(shù)與寬頻噪聲模型結(jié)合進(jìn)行分析，對排氣結(jié)構(gòu)主要?dú)鈩?dòng)噪聲源進(jìn)行確定。
排氣結(jié)構(gòu)流體區(qū)域的聲功率云圖，如圖12(a)所示。排氣孔中心線處流體區(qū)域特征截面的聲功率云圖，如圖12(b)所示。
(b) 特征截面聲功率云圖
圖12 排氣結(jié)構(gòu)聲功率云圖
Fig.12 Acoustic power nephogram of exhaust structure
由圖12可知，排氣結(jié)構(gòu)流場的高噪聲區(qū)域主要發(fā)生在閥片與閥座發(fā)生撞擊部位及消氣槽附近，最大聲功率級為148 dB；特征截面聲功率云圖的高噪聲區(qū)域與所提及的負(fù)壓區(qū)域和高流速區(qū)域相對應(yīng)；合理的對消氣槽及其附近區(qū)域優(yōu)化，降低氣體流速，可有效控制排氣噪聲部分氣動(dòng)噪聲源。
4 旋葉式壓縮機(jī)整機(jī)噪聲試驗(yàn)研究
4.1 噪聲測試系統(tǒng)搭建
為了測量升程限制器在改進(jìn)前后旋葉式壓縮機(jī)整機(jī)降噪效果，分別對改進(jìn)前后的旋葉式壓縮機(jī)在半消聲室中搭建噪聲測試試驗(yàn)平臺進(jìn)行多通道噪聲振動(dòng)測試分析。該系統(tǒng)主要由吸氣壓力傳感器、排氣壓力傳感器、轉(zhuǎn)速傳感器、振動(dòng)傳感器、聲音傳感器及采集設(shè)備組成。旋葉式壓縮機(jī)通過剛性支架安裝在試驗(yàn)臺上，且半消聲室外有連接制冷系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)對冷媒與進(jìn)氣管路及排氣管路的傳遞與控制。噪聲測試試驗(yàn)臺如圖13所示。
圖13 噪聲測試試驗(yàn)臺
Fig.13 Noise test bench
測試改進(jìn)升程限制器前后，旋葉式壓縮機(jī)在進(jìn)氣壓力為0.196 MPa，排氣壓力為1.47 MPa，冷媒介質(zhì)為R134a時(shí)，壓縮機(jī)按照800～4 000 r/min升速運(yùn)行，以模擬汽車運(yùn)行中的加速過程。在半消聲室內(nèi)測試臺架上距離旋葉式壓縮機(jī)30 cm的前部、右部及后部分別設(shè)置聲學(xué)場點(diǎn),如圖14(a)所示。其測試環(huán)境如圖14(b)所示。待壓縮機(jī)運(yùn)行穩(wěn)定后，通過西門子SCM202聲學(xué)采集系統(tǒng)采集壓縮機(jī)噪聲、振動(dòng)、脈動(dòng)數(shù)據(jù)。
(b) 測試環(huán)境
圖14 壓縮機(jī)場點(diǎn)位置圖及測試環(huán)境
Fig.14 Location map and test environment of compressor station
4.2 噪聲測試結(jié)果分析
通過在半消聲室內(nèi)臺架試驗(yàn)?zāi)M汽車加速過程中旋葉式壓縮機(jī)的工作。采集工作過程的振動(dòng)及氣體流動(dòng)傳遞到壓縮機(jī)殼體的噪聲。旋葉式壓縮機(jī)各測點(diǎn)位置的噪聲測試結(jié)果，如圖15所示。
(a) 改進(jìn)前后壓縮機(jī)前部測點(diǎn)噪聲頻譜
(b) 改進(jìn)前后壓縮機(jī)右部測點(diǎn)噪聲頻譜
(c) 改進(jìn)前后壓縮機(jī)后部測點(diǎn)噪聲頻譜
圖15 壓縮機(jī)測點(diǎn)噪聲頻譜
Fig.15 Noise spectrum of compressor measuring point
由圖15可知，前部測點(diǎn)在800～2 000 r/min、2 300～2 600 r/min、3 500～4 000 r/min之間降噪效果明顯，該場點(diǎn)主要為皮帶與帶輪及離合器運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生的機(jī)械噪聲；右部測點(diǎn)改進(jìn)前后噪聲頻譜圖整體趨勢基本一致，右部測點(diǎn)降噪效果不理想，此處主要為壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子運(yùn)轉(zhuǎn)噪聲，對于旋葉式壓縮機(jī)主要關(guān)注其低轉(zhuǎn)速時(shí)的噪聲，2 800 r/min之后的高轉(zhuǎn)速主要噪聲來源為發(fā)動(dòng)機(jī)；后部測點(diǎn)主要為排氣噪聲，在1 300～1 800 r/min、2 100～2 500 r/min、3 000～4 000 r/min之間降噪效果明顯；壓縮機(jī)整體噪聲的測試最大值低于寬頻噪聲模型的最大噪聲值，這是由于其內(nèi)部存在消聲結(jié)構(gòu)及傳播路徑存在傳遞損失。
5 結(jié) 論
(1) 建立了旋葉式壓縮機(jī)排氣閥片單質(zhì)點(diǎn)模型，闡明了排氣工況、幾何參數(shù)對閥片動(dòng)態(tài)特性影響規(guī)律，得到了升程限制器型線改進(jìn)結(jié)構(gòu)，改進(jìn)結(jié)構(gòu)有效提高了閥片平貼時(shí)間，降低了閥片振動(dòng)速度峰峰值。
(2) 閥片工作中消氣槽流場處存在一定程度的負(fù)壓區(qū)域，閥片關(guān)閉時(shí)排氣孔處流場存在回流現(xiàn)象。
(3) 排氣結(jié)構(gòu)氣動(dòng)噪聲源主要集中在排氣閥片與閥座發(fā)生撞擊的表面和消氣槽附近，最大聲功率級為148 dB，且與流場高流速區(qū)域?qū)?yīng)，消氣槽附近為控制部分氣動(dòng)噪聲源的主要優(yōu)化區(qū)域。
(4) 改進(jìn)后壓縮機(jī)在部分頻域段降噪明顯降低，后部場點(diǎn)的噪聲幅值降低最大達(dá)6%。
作者：羅勝曦1， 何澤銀1,2， 陶平安2， 劉紅梅2， 胡立志2， 孫世政1
1.重慶交通大學(xué) 機(jī)電與車輛工程學(xué)院
2.重慶建設(shè)汽車系統(tǒng)股份有限公司
