吴 飞，刘苏行，丁 军，程 科

(武汉理工大学 机电工程学院,湖北 武汉 430070)

活塞式无油空压机作为往复式机械的一种，内部结构较为复杂，不仅有连杆、活塞等往复运动零部件，而且有转子、轴承、曲轴等旋转部件，进排气系统管路以及阀片等。因此空压机的噪声产生机理和噪声源也比较复杂。研究表明在空压机的众多噪声组成成分中，气动噪声所占的比例最大，而进气口噪声是气动噪声的主要来源。在空压机进气过程中进气口周期性的吸入空气，高速气流随着进气阀门间歇性的开启和关闭被吸入气缸，在进气口附近就会产生压力波动，以声波的形式从进气口辐射出来，形成进气口噪声[1]。

柯常忠等[2]对进气口阀片辐射噪声进行了研究和分析，采用数字分析法优化阀片及其相关零部件的结构，使进气口噪声得到了一定程度的降低。边颖娜[3]对某型号的高压星型空压机进行了噪声测试，测试数据表明进气噪声是空压机的主要噪声源，结合进气噪声的频谱特性，设计了空压机进气消声器，并通过仿真验证了消声器的消声性能得到了改进。

对于空压机的进气口噪声，降噪最有效的手段是安装进气口消声器。空压机工作过程中的气流脉动引起的气动噪声主要是以中低频噪声为主，抗性消声器对中低频噪声有着较好的消声效果，因此一般采用抗性消声器[4]。基于此，笔者在原装消声器的基础上研究了不同结构参数对消声器消声性能的影响，分别研究消声器空腔长度l，空腔直径d，出口管长度b，以及扩张腔级数n对传递损失的影响。最后通过仿真和实验的方式对比两者的消声效果，结果表明改进后的消声器消声效果得到了明显改善，进气口噪声声压级明显降低。

1 消声器结构

1.1 进气口噪声测试

设计消声器之前，要对空压机的进气口噪声进行测试，通过实验测试并分析进气口噪声的主要频谱特性，为消声器结构设计提供依据。

采用NI公司的PXIe-4492动态信号分析仪和NI公司与G.R.A.S. Sound & Vibration合作开发的测量级麦克风搭建空压机声压测试平台。空压机进气口噪声测试是在额定工况下，转速为1 500 r/min，拆卸掉进气口消声器之后在进气口上方的15 cm处测试进气口噪声。得到的进气口声压时域变化图和声压级1/3倍频谱分布图如图1和图2所示。

图1 进气口声压时域变化图

图2 声压级1/3倍频程分布

由图2可知，空压机进气口噪声主要分布在1 000 Hz以下，中心频率在50 Hz、100 Hz、200 Hz、250 Hz、500 Hz和630 Hz时尤为突出，超过1 000 Hz的频带噪声相对较小，高频噪声可能是由于气体脉冲和缸内气柱共振造成的，这里主要关注进气口噪声组成成分中的5 000 Hz以下的中低频噪声。

1.2 原装消声器结构

空压机的原装消声器实物如图3所示，消声器外壳为塑料材质，中间为圆柱状空腔，夹有纸质空气滤芯，过滤空气中的灰尘等杂质，有效减小空压机内部机械零部件的摩擦磨损，同时对消声降噪也有一定的作用，在保留空气滤芯的前提下，对消声器内部空腔结构进行重新设计优化，以提高消声器声学性能。

图3 消声器实物图

空压机的原装消声器是由一个膨胀腔和空气滤芯组成的抗性消声器，结构参数如图4所示。其中l为空腔长度，d为空腔直径，n为扩张腔级数，a为隔板位置，b为出口管插入长度。

图4 消声器结构参数

根据空压机的进气噪声频谱可知，重点要降低50～1 000 Hz和2 000～5 000 Hz频段的噪声，主要为中低频噪声，依据消声器不同结构参数的消声原理和消声频率，采取在原有抗性消声器的基础上进行结构设计与改进。由于安装位置和尺寸的限制，空压机进气口消声器的部分尺寸已经被限制：入口管长度为18 mm，入口管直径为10 mm，出口管直径为7.5 mm，出口管插入长度b≤80 mm，空腔长度l≤80 mm，空腔直径d≤80 mm。

2 消声器结构参数设计

2.1 空腔长度l

原有消声器的空腔长度l为50 mm，空腔直径d为52 mm，保留其他尺寸不变，同时考虑到安装尺寸的限制，研究空腔长度l对消声器传递损失的影响，分别取l为50、65、80，建立对应尺寸的消声器三维模型，导入Virtual. Lab Acoustics采用声学有限元(FEM)的方法对消声器的传递损失进行声学仿真研究，3种空腔长度的消声器的传递损失如图5所示。

图5 空腔长度l对传递损失的影响

由图5可知：①传递损失为零的频率称为通过频率，即消声器在此频率附近消声性能较差。随着消声器空腔长度的增加，其通过频率数目增多，且向低频区移动；②消声器的容积V随着空腔长度l增加而变大，其截止频率f0和传递损失最大值对应的频率向低频区移动，对应的带宽变小；③空腔长度l=50 mm(原有消声器)，传递损失带宽较宽，但是在低频段1 000 Hz以下的传递损失与空腔长度为65 mm和80 mm相比，传递损失相对较小，传递损失最大的频率在2 000 Hz左右，l=65 mm时，传递损失最大的频率在1 300 Hz左右，l=80 mm时，传递损失最大的频率在1 000 Hz和3 200 Hz左右。

结合空压机的进气噪声的频谱特性可知，在50～1 000 Hz之间对应的声压级尤为突出，是消声降噪关注的主要频段，结合不同空腔长度l对传递损失的影响，同时考虑消声器的安装尺寸限制，空腔长度l=80的消声器在主要消声频段的消声效果较好。

2.2 空腔直径d

原有消声器的空腔直径为52 mm，在保留其他尺寸不变的情况下，同样考虑到安装尺寸的限制，分别计算d=52 mm、d=66 mm、d=80 mm时对传递损失的影响，计算结果如图6所示。

图6 空腔直径d对传递损失的影响

由图6中数据可知：消声器空腔直径d发生变化时，对传递损失的影响较大，随着空腔直径的增大，在3 400 Hz以下的频带内，直径越大，传递损失越大，消声量越大，在超过3 400 Hz的高频区域传递损失变化较为剧烈，空腔直径越小，在这个频段消声量相对较大。由于消声器内部流通介质是确定的，因此可通过改变截面积来改善消声器的消声效果，具体措施有：①增大扩张腔的直径，但是扩张腔直径过大，导致消声器体积过大，给安装造成较大不便；②减小管道横截面积，但是管道内气体流速随着横截面积的变小而增大，而高速气体与管道内壁相互作用会产生较高的气体摩擦噪声。

结合空压机的进气噪声的频谱特性可知：在50～1 000 Hz之间对应的声压级尤为突出，是消声降噪关注的主要频段，结合不同空腔直径d对传递损失的影响，空腔直径d越大，传递损失越大，消声效果越好，但是考虑消声器的安装尺寸限制，空腔直径d=80的消声器在主要消声频段的消声效果较好。

2.3 扩张腔级数n

由于所研究的空压机的消声器整体尺寸相对较小，而且扩张腔级数n过多时会给消声器的加工和成本带来较大影响，故只对扩张腔级数n=1(中间无隔板)和n=2(中间有一层隔板)时的消声器传递损失进行建模和仿真研究。

消声器空腔直径为52 mm，长度为100 mm时，在消声器中间部位增加一个2 mm的隔板，隔板中间的通过直径为10 mm,与进口管相同。分别建立两者的消声器声学腔体模型，声学网格模型如图7所示，在Virtual. Lab Acoustics采用声学有限元的方法[5](FEM),分别计算消声器传递损失扩张腔级数n对传递损失的影响如图8所示。

图7 消声器有/无隔板声学网格模型

图8 扩张腔级数n对传递损失的影响

由图8可知：①随着扩张腔级数增多，消声器最大消声量变大；②扩张腔级数为1时，通过频率为2 100 Hz左右，而扩张腔级数为2时的通过频率为800 Hz左右，即随着扩张腔级数增加，通过频率向低频区移动；③扩张腔级数为1时，在200～1 200 Hz区域，传递损失较大，消声效果较好，而扩张腔级数为2时在1 200 Hz-3 800 Hz区域，传递损失较大，消声效果较好。

结合空压机进气噪声的频谱特性可知：在50～1 000 Hz之间对应的声压级尤为突出，是消声降噪关注的主要频段，结合扩张腔级数n为1和2时对传递损失的影响程度可知，扩张腔级数为1时，对50～1 000 Hz频段之间的消声效果更好。扩张腔级数为2时，对1 200～3 800 Hz频段之间的消声效果更好，且效果要明显优于扩张腔级数为1时的消声器。

2.4 进/出口管插入长度

为了了解进/出口管有无插入长度对传递损失的影响[6]，以空腔长度l=50 mm，空腔直径d=52 mm时，研究进/出口管有无插入长度对传递损失的影响。有插入长度时对应的插入长度分别为：进口管插入长度c=25 mm(l/2)，出口管插入长度b=12.5 mm(l/4)，计算结果如图9所示。

图9 入口管插入长度对传递损失的影响

由图9可知：进/出口管有无插入长度对于1 000 Hz以下的低频噪声的传递损失影响较小，两者传递损失基本重合。而对于1 000～3 000 Hz频段的噪声传递损失影响较大，对比数据可以发现，在此频段中有进/出口管插入长度的消声器的传递损失要明显优于无插入管的，传递损失平均要高10 dB左右，高于3 000 Hz的频段有进/出口管插入长度的消声器也要优于无插入管的。

3 消声器声学能数值仿真

经过改进的消声器三维模型和声学网格如图10和图11所示。

图10 消声器三维模型

图11 消声器声学网格模型

将消声器声学模型导入Virtual. Lab Acoustics，采用四面体网格划分，网格大小设置为2 mm，流体介质选择为空气，声速340 m/s，密度1.225 kg/m3，选择计算频段为20～5 000 Hz，对消声器声学传递损失进行仿真[7]。与原装消声器传递损失结果对比如图12所示。

图12 改进后的消声器与原装消声器传递损失对比图

由图12可知：改进后的消声器的传递损失整体要优于原装消声器，在50～1 000 Hz频段，平均消声量达到30 dB，而原装的消声器在此频段平均消声量只有17 dB；在1 000～2 000 Hz之间，改进后的消声器平均消声量达到43.35 dB，而原装的消声器在此频段平均消声量只有25.74 dB；在2 120 Hz时消声器传递损失突然下降到13.7 dB左右，可能是激发了某一阶消声器的声模态，导致传递损失出现了低谷。在2 200～4 100 Hz之间，改进后的消声器平均消声量达到36.94 dB，而原装的消声器在此频段平均消声量只有18.63 dB；而在超过4 100 Hz的频段原有消声器要优于改进的消声器，但是此频段与空压机进气噪声的频谱特性并不相符。因此以进气噪声的频谱特性为主要分析对象可知，在50～1 000 Hz之间，改进后的消声器平均消声量达到37.94 dB，而原装的消声器在此频段平均消声量只有17.24 dB。证明优化后的消声器的声学性能要明显优于原装消声器。

4 实验对比

以改进后的进气口消声器结构参数为依据加工消声器并安装到空压机的进气口。因为插入损失反映了消声器的实际消声效果，且现场测量相对比较容易，是消声器声学性能的最终评价指标[8-9]。

因此测量安装了改进后的消声器进气口1/3倍频程声压分布，然后计算其插入损失，并与原装消声器插入损失数对比，结果如图13所示。

图13 插入损失数对比图

由图13可知：改进后的消声器的插入损失平均提高了3 dB，特别是在200～1 000 Hz之间，由于空压机的主要噪声分布在此频段，改进后的消声器在200～1 000 Hz的插入损失平均提高了4.7 dB左右，消声效果明显提高。而对于高频噪声消声效果变化较小，这主要由于抗性消声器主要用于消除低中频噪声，对宽带高频噪声的消声效果比较差[10]。

5 结论

(1)空压机进气口噪声在5 000 Hz以下尤为突出，其中800 Hz时最高，达到96 dB。测试结果表明进气口噪声组成成分主要是5 000 Hz以下的中低频噪声。

(2)消声器空腔长度l，空腔直径d，出口管长度b，以及扩张腔级数n对传递损失分别有着不同的影响。分别建立对应尺寸的消声器三维模型，导入Virtual. Lab Acoustics进行声学传递损失仿真，通过对比仿真结果得到消声器合适的结构参数。

(3)对改进后的消声器结构参数进行三维建模，导入Virtual. Lab Acoustics进行声学传递损失仿真并与原装消声器进行对比，结果表明优化后的消声器的声学性能要明显优于原装消声器。

(4)通过实验的方式测量和验证优化后的消声器的声学特性。对比两者的插入损失，结果改进后的消声器在200～1 000 Hz的插入损失平均提高了4.7 dB左右，消声效果明显提高。