空调压缩机消声器设计方案探讨
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空调压缩机噪声产生机理与降噪技术探索一、空调压缩机噪声产生机理空调压缩机作为空调系统中的核心部件,其主要功能是将低压低温的制冷剂蒸汽压缩为高压热蒸汽,以实现制冷循环。
然而,在压缩机工作过程中,由于机械运动和气流变化,会产生一定的噪声,影响用户的使用体验和周围环境的安静。
深入研究空调压缩机的噪声产生机理,对于开发低噪声压缩机和采取有效的降噪措施具有重要意义。
1.1 机械振动噪声空调压缩机在运行时,由于内部部件的往复运动和高速旋转,会产生机械振动。
这些振动通过压缩机壳体和安装支架传递到外部,形成噪声。
机械振动噪声主要来源于以下几个方面:- 活塞与气缸的往复运动:活塞在气缸内往复运动时,与气缸壁产生摩擦,引起振动。
- 曲轴和连杆的运动:曲轴和连杆在旋转和往复运动中,由于质量不平衡和受力不均,会产生振动。
- 轴承的摩擦:压缩机内部的轴承在支撑旋转部件时,由于摩擦和磨损,也会引起振动。
1.2 气流噪声空调压缩机在压缩制冷剂蒸汽时,气流在压缩机内部的流动会产生噪声。
气流噪声主要来源于以下几个方面:- 进气和排气噪声:压缩机在吸气和排气过程中,气流通过进气口和排气口时,由于气流速度的变化和压力的波动,会产生噪声。
- 涡流噪声:在压缩机内部,气流在高速流动时,会在局部区域形成涡流,涡流的旋转和湍流会引起噪声。
- 气阀噪声:压缩机的吸气阀和排气阀在开启和关闭过程中,由于气流的冲击和阀片的振动,也会产生噪声。
1.3 电磁噪声空调压缩机通常采用电动机驱动,电动机在运行时,由于电磁场的变化,会产生电磁噪声。
电磁噪声主要来源于以下几个方面:- 电磁振动:电动机的转子在旋转时,由于电磁场的作用,会产生振动,这种振动通过电动机壳体传递到外部,形成噪声。
- 电磁干扰:电动机的电磁场会对周围的电子设备产生干扰,形成电磁噪声。
二、空调压缩机降噪技术探索为了降低空调压缩机的噪声,提高用户的使用体验,研究和开发有效的降噪技术至关重要。
空调消声设计背景:空调设备大体上由压缩机,风机以及箱体和面板等构成,在工作过程中由于设备振动、压缩机、电机、风叶运转导致机械噪声及空气动力噪声等,为消除空调运作过程中噪声并带给人们安静舒适的环境而有必要进行空调消声器设计。
空调消声器根据声波传播过程中的干涉,反射及吸收等消除噪声,目前常用的消声器分为管式、片式、格式、折板式、共振式等。
常用消声器结构特点分类:目前市面上常用空调消声器为片式及折板式等,片式和格式消声器由管式消声器改进而来,传统的管式消声器仅在管内壁贴上一层吸声材料,制作方便,阻力小,但只适用于较小的风道,直径不大于400mm的风管,此种消声器对中高频消声有一定消声效果,但难以消除以窄速波形式通过的高频声。
格式及片式消声器便是解决管式消声器缺点应运而生,以每格200mm*200mm 或每片间距100mm~200mm的尺寸克服管式消声器声波与吸声材料接触不充分的缺点,因此增大了接触面积而增大了吸声量。
共振式消声器对低频有效,降低了成本,但具有较大的频率选择性以及结构较大安装不方便。
有源消声器性能较好,各频段均具有良好的消声性能,但成本较高。
方案设计:针对上述消声器特点选用微穿孔板消声器设计,扩大消声频率宽度,具有耐高温,耐油污,耐腐蚀性能,并且阻力损失较小。
微穿孔板消声器一般采用厚度小于1mm的纯金属薄板制作,在薄板上用钻头钻出孔径小于1mm的小孔,转孔率为1%-3%,选择不同的穿孔率、孔径和板厚不同的腔深的多层微穿孔板结构,就可以控制消声器的频谱性能,使其在需要的频率范围内获得良好的消声效果。
常用穿孔板消声器设计参数:板厚:0.5~1mm孔径:Ф0.5~1mm穿孔率:1%~3%空腔深度:(低频:150~200mm)(中频:80~120mm)(高频:30~50mm)孔板层数:单层或双层设计图式样:消声量和阻损:为了进一步达到降噪消声的目的,可在空气层部位填装多孔性岩棉材料,双层结构的前腔深度一般应小于后腔,前后腔深度之比不大于1:3,前部接近气流的一层微穿孔板穿孔率应高于后层,为减小轴向声传播的影响,可在微穿孔板消声器的空腔内每隔500毫米左右加一块横向隔板。
空调消音降噪工程设计方案一、引言随着现代社会的发展,空调在生活中扮演着越来越重要的角色。
然而,随之而来的噪音污染问题也日益凸显。
噪音对人类的身心健康造成了严重影响,因此如何有效地降低空调的噪音,成为了一个亟待解决的问题。
本文将从工程设计的角度出发,探讨空调消音降噪工程的设计方案。
二、噪音源分析在进行消音降噪工程设计之前,首先需要对空调的噪音源进行分析。
空调的噪音主要来自于压缩机、风机、风道以及制冷循环系统。
通过对噪音源的分析,可以有针对性地进行消音降噪工程的设计。
1. 压缩机压缩机是空调中噪音最大的部件之一。
其主要噪音源来自于压缩机的振动和运转所产生的空气压力波动。
因此,在消音降噪工程设计中,需要着重对压缩机的振动和噪音进行控制。
2. 风机空调中的风机也是噪音源之一。
其主要噪音来自于风机的转动和空气湍流所产生的噪音。
在设计中,需要针对风机的噪音进行消音处理。
3. 风道风道的噪音源主要来自于空气的流动和振动所产生的噪音。
在设计中需要对风道的结构和材料进行优化,以降低风道的噪音。
4. 制冷循环系统制冷循环系统中的压缩机、蒸发器和冷凝器等部件也可能会产生噪音。
在设计中需要针对这些部件的噪音进行控制。
通过对空调的噪音源进行分析,可以有针对性地进行消音降噪工程设计,从而达到降低空调噪音的目的。
三、消音降噪工程设计方案在进行空调消音降噪工程设计时,需要综合考虑空调的结构特点、噪音源、消音材料和消音技术等因素,以实现有效地降低空调的噪音水平。
1. 结构优化通过对空调的结构进行优化设计,可以有效地降低空调的噪音水平。
比如,在压缩机的安装位置上加设减震消音装置,采用减振弹簧或橡胶减震器可以有效地降低压缩机的振动和噪音。
同时,通过对风机和风道的结构进行优化设计,可以降低空调的噪音水平。
2. 消音材料采用消音材料是降低空调噪音的有效途径之一。
消音材料可以有效地吸收、隔离和反射噪音,从而降低空调的噪音水平。
在设计中,可以采用吸音材料对空调进行消音处理,比如在空调的内部结构中加设消音棉、泡沫塑料或玻璃纤维等吸音材料,以降低空调的噪音水平。
Abstract:In the household air conditioner, the compressor is the main source of vibration noise, and a muffler is disposed in the exhaust pipe section in order to reduce the noise of the compressor through the refrigerant in the piping system. The acoustic model of the muffler is established. The acoustic performance of the muffler is numerically simulated by the boundary element method. The effects of the expansion cavity diameter, insertion depth, number of perforations and perforation diameter on the transmission loss of the muffler are analyzed. The results show that in the main frequency band of compressor noise, the transmission loss of the muffler increases with the increase of the diameter of the expansion cavity, the insertion depth, the number of perforations and the diameter of perforation. The effective length of transmission loss will become shorter with the increase of the diameter of the expansion cavity and the insertion depth. The increase of the number of perforations and the diameter of the perforations does not change the effective length of transmission loss, but increases the transmission loss. So that the perforation diameter and the number of perforations can be increased at the time of design.Key words:muffler; transmission loss; exhaust pipe摘要:在家用空调室外机中,压缩机作为主要的振动噪声源,通常通过冷媒在配管系统中的传播降低压缩机噪声,并在排气管段设置了消声器。
空调通风系统消声器设计及试验空调通风系统消声器设计及试验空调通风系统噪声污染一直是困扰用户的问题之一,尤其是在公共场所更为明显。
消声器是一种用于降低机器或设备的噪声的装置,能够有效地控制风机、风道、壁面等噪声发射源的噪声。
本文通过设计和试验,探究了一种简易、实用的消声器设计方法。
首先,确定消声器的典型组成部分:进口、出口、消声腔体、消声材料、支架等。
本设计采用欧盟CE标准的进口直径为200mm的风口作为设计入口,出口同样采用200mm的风口。
消声腔体选用了硬塑料管材,具有结构稳定、重量轻、使用寿命长等特点。
德国SCHURTER公司生产的消声材料被选为声学腔体材料,在消音效果、抗水性等方面均有较好表现。
支架选用钢板制作,能够充分承受消声腔体的重量和稳定消声器的形状。
其次,消声器内部结构设计也至关重要。
消声腔体内部采用了环形排列的消声材料,材料密度均匀分布,在保证遮蔽声源、吸收噪声震动的同时,能够满足声学理论中对于低频点声速的要求。
为了提高消声效果,可在进口和出口设置波纹板,增加噪声的反射、分散效果。
最后,进行试验验证。
试验分为两部分:分别进行标定测量和现场测试。
标定测量是在实验室内进行,采用声压表和荷兰PEAK公司的声音测量软件进行测试,获得模型在不同工况下的消声效果。
现场测试是通过在空调通风系统中安装消声器,在真实的工作环境中采用噪声测量仪进行测试。
试验结果表明,该消声器能够取得较好的消声效果,噪声降低幅度在25分贝-35分贝之间。
与传统的消声材料相比,硬塑料管材料在对控制低频点、耐污染寿命等方面能够获得更好的消声效果。
同时,该消声器设计简单、结构稳定,适用于各种空调通风系统,具有一定的推广价值。
综上所述,本文设计一种空调通风系统消声器,采用硬塑料管材作为声学腔体材料,消声效果良好,安装方便快捷,是一种非常实用的技术手段,可在空调通风系统噪声污染控制中得到广泛应用。
为了更好地评估空调通风系统噪声污染控制效果,我们需要进行数据收集和分析。
车用空调压缩机的低噪声设计与优化车用空调压缩机的噪声问题一直以来都是汽车制造商和消费者关注的焦点之一。
这是因为噪音不仅会影响车辆驾驶者和乘客的舒适性,还可能会对驾驶员的注意力和反应产生不利影响。
因此,在设计和优化车用空调压缩机时,降低噪声是非常重要的。
要实现车用空调压缩机的低噪声设计与优化,需要从以下几个方面进行考虑和改进。
首先,减少机械噪声。
机械噪声是由于机械运动和摩擦所产生的。
为了降低机械噪声,可以采用一些措施。
例如,改善轴承系统,使用密封性能好并且具有抗摩擦性能的轴承,减少运动时的震动。
此外,可以采用减振材料和减振结构来降低机械噪声的传导和辐射。
另外,还可以通过设计和优化机械部件的结构,减少接触面积和摩擦力,从而减少摩擦噪声的产生。
其次,减少气体流动噪声。
气体流动噪声是由于压缩机内部气体的流动所产生的噪声。
为了降低气体流动噪声,可以通过改变压缩机的内部结构和流道设计来减少气体的压缩和膨胀过程中造成的噪声。
此外,还可以增加吸音材料和噪声屏障来吸收和阻挡气体流动噪声的传播。
此外,还可以通过优化压缩机的电控系统来降低噪声。
电控系统的精确控制可以减少压缩机的不必要运转和振动,从而降低噪声的产生。
通过采用先进的传感器和控制算法,可以实现对压缩机的精确控制和调节,达到降低噪声的目的。
最后,考虑压缩机的材料和制造工艺。
选择适当的材料和合理的制造工艺可以降低噪声的产生。
例如,采用高强度和低振动的材料可以减少结构的共振和震动,从而降低噪声。
此外,合理的制造工艺可以提高部件的精度和平整度,减少噪声的产生。
综上所述,要实现车用空调压缩机的低噪声设计与优化,需要从机械噪声、气体流动噪声、电控系统和材料制造工艺等方面进行综合考虑和改进。
通过采取相应的措施,可以有效降低车用空调压缩机的噪声,提升驾驶者和乘客的舒适性,以及驾驶安全性。
同时,这也符合汽车制造商和消费者对于静音驾驶的需求和期待。
空压机消声器的优化设计与仿真的开题报告一、选题背景空气压缩机是一种能够将自然空气压缩成高压气体的机器设备,广泛应用于工业生产中。
然而,空气压缩机在工作过程中会产生噪声污染,严重影响了工作环境和员工健康。
因此,减少空气压缩机的噪声是一个重要的研究方向。
目前,一种常见的降低空气压缩机噪声的方法是使用消声器。
消声器能够通过吸收、反射、散射等方式,将声波能量转化为其他形式的能量,从而达到降低噪声的目的。
然而,消声器的设计一般是基于经验、试验和经验公式,其优化设计仍然存在很大的发展空间。
因此,基于数值仿真优化的消声器设计成为了一种研究方向,并受到越来越多研究者的关注。
二、研究内容与研究目的本研究旨在采用数值仿真方法,对空气压缩机消声器进行优化设计,以提高其减噪效果。
具体研究内容包括:1. 分析空气压缩机消声器的工作原理和主要结构参数。
2. 以某型号旋转式空气压缩机为研究对象,进行噪声测试和数值计算,并验证数值计算结果的准确性。
3. 建立空气压缩机消声器的三维数值模型,并采用声学连续方程(ACF)和有限元方法(FEM)相结合的方法,对其声学性能进行仿真计算。
4. 通过优化设计空气压缩机消声器的结构参数,进一步提高其减噪效果,并验证优化结果的可行性和有效性。
通过本研究的开展,旨在在减少空气压缩机噪声方面做出贡献,并为消声器的设计优化提供参考和指导。
三、研究方法本研究采用以下研究方法:1. 实验测试:通过对某型号旋转式空气压缩机的噪声测试,获取实验数据。
2. 数值计算:采用ANSYS软件建立空气压缩机消声器的三维数值模型,并进行声学性能的计算和仿真。
3. 优化设计:基于数值计算结果,采用响应面法(RSM)等方法,对消声器的结构参数进行优化设计。
四、研究展望本研究是一个初步的尝试,仍有许多可拓展之处,可以在以下方面进行进一步研究:1. 结合工程实际,比较不同优化方案的经济性和可实现性,进一步提高优化设计方案的现实可行性。
消音器设计方案探讨
压缩机的噪音较大,由噪音频谱分析:在1K 或4K 赫兹附近噪音较大,尤以4K 赫兹附近的噪音严重。
1K ~2.5K 赫兹附近的噪音为气流噪音。
压缩机排气机构及贮液筒为产生气流噪音的首要部位。
可以借助D.D.戴维斯公式、福田公式及该理论导出的公式,设计出多种形式的消音器(腔)结构来降低气流噪音。
消音器的音响为TL (传播损失),则衰减量计算式为TL=10lg(入射能/透射能) (dB )。
……………(式1)
根据D.D.戴维斯公式可以有单空腔型消音器、双重空腔连接型消音器、共振型消音器、闭管型消音器等。
(1) 、单空腔型消音器:
右图为单空腔型消音器示意图。
其断面面积按
S1→S2→S3变化。
设m=S2/S1,m’=S2/S3,则衰减 量TL=10lg0.25[(1+m/m’)cos 2kL+(m+1/m’)2sin 2kL ]
+10lg(m’/m) (dB) 。
……………(式2) 其中k=2πf/c ,f 为频率, c 为声速。
单空腔型消音器 当s1=s3时,则TL=10lg [1+0.25(m-1/m)2sin 2kl ] (dB)。
……(式3)
该单空腔型消音器衰减量特性为:m 越大,TL 越大;kL=π时, TL 最大;kL 在π附近较宽(0.8~2.4)的范围内,衰减量也很明显。
最大衰减频率f n =(2n+1)c/4L 。
L 越长,最大衰减频率f n 越小。
通过频率f=nc/2L 。
其中n=0,1,2,3…。
(2) 、双重空腔连接型消音器:
将单空腔型消音器串联即为双重空腔连接型消音器。
双重空腔连接型消音器因受其体积限制,难以在我公司的压缩机上应用。
单、双重空腔连接型消音器是最普通的消音器。
采用的是把声波的流道扩大后,从出口平面的一部分取出的方式。
声波在空腔内往返传播,相互进行干涉,从而被改变方向。
(3) 、
A
共振型消音器可以做成分支结构,也可以是同轴结构。
如图所示。
a 、 分支型结构
设a 为小管(或孔)的半径,L 为小管(或孔)的长度,为管端修正值且β=0.85,A 为小管(或孔)的断面积,V 为空腔(共振室)容积,S
为管子的断面积,则声响衰减量为:
TL=10lg {1+[(c 0/V)0.5/2S ]/(f/fr-fr/f)} (dB)。
……………(式4) 式中fr (共振频率)=c(c 0/V)0.5/2π,c 0(声响传播率)=A/(1+2βa) ,
b 、 同轴型结构
在厚度为t 的管上开n 个面积为Se 的孔时,声响传播率的表达式改为c 0=nSe/(t+0.8Se 0.5) 。
共振型消音器是利用空腔部分和颈管部分的并列共振作用,使之发挥消声效果的消声器。
这种消声器在特定频率附近,可以获得较大的消声效果;但在特定频率以外的频率之下,却没什么效果。
如果逐渐加大孔部位的总断面积,则共振型消音器的特性接近空腔型消音器的特性。
(4) 、闭管型消音器:
闭管型消音器的显著特征为直接在管道 闭管型消音器 上接盲管。
闭管型消音器的衰减量为: TL=10lg {1+0.25tg 2k(1+d)} (dB) 。
…(式5) 其中d 为开口修正。
在fn=nc/2L (n=1,3,5…)的条件下,TL 变为无限大。