空调消声器的优化设计与应用

3 结论
（1） 降低空调制冷系统压力脉动噪音的有效方法是 安装消声器，理论设计计算可以快速选择应用效果较好 的消声器，大大提高产品开发效率；
（2） 消声器的理论设计计算要考虑冷媒流速及物性 等条件，在实际应用中再根据安装工艺进行优化设计；
（3） 消声器在空调系统中已经广泛应用，在系统减 振降噪方面发挥着重大的作用。
2 消声器的应用分析
某款变频分体机制热运行时，在变频电源频率小于 84 Hz 时音质很好，当电源频率为升高到 98 Hz 时，就 产生“嗡嗡”声。其室外侧噪声频率图上 （图 5） 有一 明显的噪音峰值，该峰值噪音为 63.1 dB，对应的频率 fmax 为 196 Hz。高于第二峰值 49.2 dB （对应频率 298 Hz） 13.9 dB。系统运行稳定时产生的“嗡嗡”声通过室内外 连接管传递到室内侧，空调室内侧的噪音频谱特性也发 现在 196 Hz 频率处有最高噪音峰值。同时，实验中使 用了五个阻尼块，进行阻尼减振处理，“嗡嗡”声都不 能消除或减弱。该现象具有显著的制冷剂气流脉动噪音 特征，与管路内部发生的压力脉动的现象非常吻合，在 不整体改变配管设计的前提下，只有使用消声器才能消 除该异常噪音。
1 消声器的设计计算与理论分析
用于空调制冷系统中的消声器最常用的是膨胀式 消声器，其结构示意图见图 1。
S
S1
S1
图 1 膨胀式消声器示意图
膨胀式消声器的优化设计主要是根据制冷剂压力
脉动噪音最高峰值所在频率及有关制冷剂的参数来设计
消声器的长度和扩张比。
消声器的长度 （单位为 m） 为 l= 1 c 4 fmax
1 941 500.0
1 938 834.6
1 939 266.0
1 941 500.0
1 940 000.0
1 938 834.6
图 4 消声器内全压分布云图 16
第4期
张 敏， 等： 空调消声器的优化设计与应用
声压级 /dB(A) 声压级 /dB(A)
64
56 48 40 32 24 16
8 0
Abstract: The mechanism of muffler to reduce noise of air-conditioner is described, and an optimized design method of expanding muffler is provided. By means of theoretical calculation and experimental study, how to apply expending muffler to reduce noise of pressure pulsation in air conditioner refrigeration system is discussed in detail. Key words: air-conditioner; muffler; design; pressure pulsation
由 于 196 H z 处 噪 音 峰 值 最 高 ， 因 此 设 计 时 取 fmax=196 Hz，声音在制冷剂中的传播速度 ｃ 为 186.7 m/s， 由公式(1)计算得到 l=ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ38 mm。根据公式 （3），消声器的 扩张比 m 大时，其消声量也大，实际工程应用中，要综 合考虑消声器的安装空间限制和成本等因素，因此没有选 用最佳长度设计的消声器和尽量大的 m。本例中实际选用 的消声器 ｌ=120 mm，压缩机排回气管直径 Φ=9.53 mm， 扩张室直径 Φ=40 mm，则 ｍ=17.6。据计算，本消声器 的最大的消声频率 ｆmax 为 389 Hz，在 389 Hz 处的消声量为 ＬTL=18.9 dB，其 0.5fmax=194.5 Hz 处的消声量为 ＬTL=15.9 dB。 理论上, 实际测试到的最高峰值噪音频率 196 Hz 处的消 声量在 15.9～18.9 dB(A)之间。
1 4
(m-
1 m
)2sin 2(kl)]
（3）
式 （3） 中 k —波数， k= 2πf
（4）
c
ｍ —消声器的扩张比，ｍ=Ｓ/Ｓ1
（5）
Ｓ—扩张室截面面积，Ｓ1—进气、排气管截面面积。
应用公式 （1） 和 （3） 设计的消声器，其消声曲线
如图 2 所示。若设消声量最大的消声频率 ｆmax 处的消声 量 为 ＬTL1； 消 声 频 率 为 0.5ｆmax 处 的 消 声 量 为 ＬTL2。 令 △ＬTL=ＬTL1-ＬTL2，由函数曲线图 3 可见，随着扩张比 m 的 增大，△ＬTL 趋向于 3。故在 0.5ｆmax 时的消声量相比于 ｆmax 时仅减少 3 dB。
摘 要： 阐述了消声器降低空调器压力脉动噪音的机理， 给出了空调膨胀式消声器的最佳 设计方法。 通过理论计算与实验研究， 详细讨论了如何在空调器中应用膨胀式消声器消除 制冷系统的压力脉动噪音。 关键词： 空调器； 消声器； 设计； 压力脉动 中图分类号： TB535+.2 文献标志码： A 文章编号： 1672-6138（2008）04-0015-03
随着空调器的不断普及，噪音水平越来越受到用 户的重视, 一定程度上成为消费者决定购买与否的关键 影响空调噪音水平的因素很多，其中压缩机周期性排气 引起的压力脉冲是重要的噪声源。压缩机运行时，冷媒 在管路系统内的压力以一定的频率激励管路系统而产生 脉动噪声。由于管路激励而产生的脉动噪音不能通过阻 尼减振的办法来降低，只有通过优化的管路系统设计或 者选择合适的消声器来消除或减弱压力脉动噪音[1]。目 前空调消音器的设计存在一些不足之处,为此将重点探 讨消声器的设计方法及在空调系统上的应用。
0 400 800 1.2K 1.6K 2K 2.4K 2.8K 3.2K 3.6K
频率 /Hz 图 5 空调器加消声器前噪声频谱图
56 48 40 32 24 16
8 0
0 400 800 1.2K 1.6K 2K 2.4K 2.8K 3.2K 3.6K
频率 /Hz
图 6 空调器加消声器后噪声频谱图
消声量 /dB
0.5fmax
fmax
f
图 2 消声器消声曲线图
3.0
2.0
消声量差值△LTL
1.0
0.0 0
图3
20
40
60
80
扩张比 m
消声器消声 ΔLTL— ——m 曲线图
器后，高压高速的气体在消声器内有了很大的能量释放空 间，气流消耗能量并降低压力，从而降低了噪音。
图 4 给出了计算得到的某空调器消声器内全压分布 云图。由图可知，安装消声器后，冷媒压力由进入消声 器前的 1 941 500 Pa 降低为 1 938 834.6 Pa,清楚地反映出 消声器降低冷媒总压的特性。扩张比更大的消声器其降 低压力的性能更显著。
参考文献：
[1] 福田基一, 等. 噪音控制与消声器设计[M]. 北京:国防出版 社,1984: 23-58.
The Optimized Design and Application of Muffler in Air Conditioner
ZHANG Min1， YOU Bin1, 2
(1.Technical Management Department, Guangdong Midea Air-Conditioning & Refrigeration Group, Foshan Guangdong 528311,China; 2. Energy and Power Engineering School, Huazhong University of Science and Technology, Wuhan Hubei 430074, China)
第6卷 第4期 2008 年 12 月
科技与应用
顺德职业技术学院学报
Journal of Shunde Polytechnic
空调消声器的优化设计与应用
Vol. 6 No. 4 Dec. 2008
张 敏 1 ， 游 斌 1， 2
（1．广东美的制冷家电集团 技术管理部 528311； 2．华中科技大学 能源与动力工程学院 武汉 430074）
压缩机由于周期性地吸气和排气，从压缩机排气
口排出的高温高压的气体，引起制冷系统管路内的压力
脉冲，成为重要的噪声源。在压缩机排气口添加彭胀式消声
收稿日期： 2008-05-25 作者简介： 张 敏 （1973-），女，江苏泰州人，工程师，研究方向：流体机械。
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顺德职业技术学院学报
第 56 卷
LΠ1 LΠ2
[责任编辑： 杨小东]
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安装消声器后，室外侧噪声功率谱如图 6 所示，当室 外电源频率 98 Hz 时， 196 Hz 频率时噪音降低至 49.6 dB， 相对整改前降低了 13.5 分贝，“嗡嗡”声消失，音质恢 复正常，整机噪音也降低约 2 dB(A)。
从本应用实例中发现，实际噪声的下降量比理论计 算量偏小一些，这主要是由于空调整机受冷媒高速流动 及钣金件与冷凝器翅片的振动发声等因素的综合影响。
（1）
式中 fmax—消声量最大时的噪音频率值 （H）z ；l —消声器的
长度 （m）；c 为声音在制冷剂中的传播速度 （m/）s 。
姨 可见下式计算：c=
KP ρ
（2）
式中，K—气体的比热比，P—制冷剂压力 （Pa） ,
ρ—制冷剂密度 （Kg/m）3 ，消声量 LTL （dB） 为
LTL
=101g[1+