吕剑乔　张建润

摘要：基于仿真分析提出了冰箱压缩机室盖板设计的方法和原则，并通过计算和试验证明了通过等压梯度线设计和流场优化的方法重新设计盖板可以降低压缩机室产生的噪声，为压缩机室降噪工作提供了新的思路和方法。

关键词：压缩机室盖板设计;CFD分析;冰箱降噪

0 引言

风冷冰箱整机噪声最主要的噪声源是压缩机和冷凝风扇，压缩机工作时产生的振动产生振动噪声，冷凝风扇转动时产生压缩机室气动噪声[1]。冷藏室、冷冻室内部的气动噪声相对于压缩机室的噪声强度更低，因此，压缩机室降噪是风冷冰箱整机降噪工作的重点。在空气流量即冷凝器冷却能力不变的情况下，如何降低噪声，又是冰箱压缩机室降噪工作的关键所在。

1 压缩机结构仿真模型分析与模型准确性试验验证

1.1    几何模型的建立与简化

本文的研究对象是某型号冰箱的压缩机室。压缩机室主要工作部件是压缩机、冷凝器和冷凝器风扇，其他功能部件包括盖板、接水盘、电气控制元件、部件连接件、压缩机隔振结构、水管等。压缩机室主要结构如图1所示。

由于压缩机室部件结构复杂，部分复杂的结构不仅对流场影响甚微，还有可能降低网格质量，而网格质量直接决定后续仿真分析的结果精度以及计算效率，所以在网格划分前必须简化原三维模型，以保证结果准确。

主要简化的结构部位有：电气元件周围的电线等小部件，压缩机轮廓上的非规则几何形状，冷凝器形状。其中，在保证冷凝器形状与原有冷凝器形状基本不变的前提下，将其作为一个整体而非装配体建模，整体看作为一个热源。

1.2    计算模型

压缩机室内部空气流场和传热模型建立可描述如下：

对建立的模型进行网格划分以后，使用FLUENT进行流场计算，以得到压缩机室内部的流场特性。将空气按照不可压缩流体分析，无热量交换，空气流动一般忽略力场，采用RNG k-epsilon模型模拟;MRF模型和混合面模型可以高效计算旋转体中定子和转子的相互作用，因此对包含风扇的可动流体区域采用MRF模型;设置靠近左侧盖板出口部分为压力出口，靠近右侧盖板出口部分为压力入口;计算中主要采用SEGREGATED分离式解算器;采用SIMPLE压力修正算法来计算速度和压力间的耦合方程，收敛精度为1e-4。

1.3    流场仿真结果

仿真计算得到速度云图、速度矢量图和温度场云图，分别如图2、图3、图4所示。在风扇附近靠近内壁面处风速较大，入口处风速分布较为均匀，而出口处中部出口风速较大。冷凝器靠近内壁面一侧涡流现象较明显，压缩机靠近内壁面一侧流场涡流现象较少，而靠近外盖板一侧涡流现象较多，对散热不利。冷凝器中心最高温度点温度为92 ℃，位于远离风扇一侧中心;最低温度点温度为73 ℃，位于靠近风扇一侧，远离风扇中心。可以看到，在长度方向上，同位置下风速越大，温度越低;在宽度方向上，盖板与风扇轴线区间内，越靠近盖板，温度越低。

1.4    模型准确性试验验证

表1对同区域下风速计算值和试验值进行了对比。

从表1可以看出，压缩机流场模型风速分布与试验测得风速值基本吻合，模型对压缩机室流场的计算准确性高。

2 压缩机室噪声分析及降噪措施

2.1    噪声源特性及降噪手段

根据噪声源特性分析试验，得到压缩机室噪声源有[2]：

（1）风扇的空气动力性噪声（630 Hz、1 000 Hz）主要有旋转噪声和涡流噪声。

（2）压缩机噪声（630 Hz、1 000 Hz）主要有进气与排气噪聲、机械噪声和电磁噪声。

（3）结构声（315 Hz）。

导流板前后壁附近区域的流场不均匀、不稳定且有涡旋产生，导致噪声场与流场发生耦合。根据噪声源特性得到降噪的主要方法有：

（1）减小压缩机舱内压力脉动，降低偶极子噪声强度。

（2）将开口远离压缩机及风扇，减少内部噪声的向外传播。

（3）出口部分有扩散角可有效提高出口部分负压，提高整体风量。出口处扩散角的合理范围为10°～15°，风量得到增加，噪声得到降低。

（4）增加导流板，减少压缩机室内的涡旋现象，从而降低涡流噪声。

2.2    等压梯度线盖板风道设计

盖板通过空气的部分称之为“盖板风道”，盖板风道的导向作用可以类比离心风扇、呼吸机等设备的内部风道，可以对内部的气流进行导向，达到完成设备工作任务和降低噪声的目的。

在盖板风道设计中应保持风量不变，通过增大高气流速度区的开口面积，减少低速度区的开口面积可保持风量不变，同时减少压缩机振动噪声的传播。盖板处流道应按等压梯度线方向设计，可有效降低压力脉动，增加流场均匀性，从而降低偶极子噪声。

3 压缩机室盖板设计及试验验证

3.1    尺寸约束条件

盖板尺寸的选择与实际使用情况下的各种尺寸约束有关，主要尺寸约束条件为：

（1）冰箱压缩机室轮廓尺寸910 mm×252 mm;

（2）盖板孔槽距离边缘最小尺寸18 mm，由压缩机室接水盘及安装尺寸决定;

（3）压缩机左边缘距离压缩机室左侧边缘190 mm，风扇右边缘距离压缩机室右侧边缘245 mm，以上两个尺寸决定盖板长度方向上的孔槽分布;

（4）压缩机侧零件距离盖板外端20.5 mm，冷凝器侧距离盖板外端20.0 mm;

（5）根据冰箱外形最大尺寸，取盖板最大厚度为18 mm。

3.2    蓋板结构设计

根据上述设计思路及约束条件，并结合企业实际工艺成本及使用需求，盖板设计结构如图5所示。盖板结构为外侧栅格板、内侧栅格板加开口板，内外盖板的出口、入口均错开一定距离，内外盖板中间用吸声材料填充。内侧两边为两开口，承担进风口和出风口的功能，中间无开口部分为栅格，两层板中间的吸声材料与压缩机室通过栅格相连。

外侧为栅格结构，此结构按照原盖板的企业安全规范设计，槽长度76 mm，宽度6 mm，长度方向上间距13 mm，宽度方向上间距10 mm。除了盖板以外，应在冷凝器附近入口处加装导流板，减少冷凝器内部涡旋。

吸声材料要与周围传声介质的声特性阻抗匹配，使声能无反射进入吸声材料，吸收大部分声能。由于压缩机室噪声频率在400～1 000 Hz，因此，为了尽可能吸收噪声，选取薄膜吸声材料粘贴于盖板靠压缩机一侧，盖板中间填充多孔吸声材料。

3.3    仿真计算验证与试验验证

对新设计盖板结构进行仿真计算，得到结果如图6、图7、图8所示。与原盖板结构进行比较，压缩机流场分布由原来的绕流压缩机两侧的形式变为主要由压缩机与盖板间隙流动，速度最大值降低;压缩机室内部涡流明显减少;最大温度由92 ℃降低至84 ℃，散热效果更好。取盖板外侧对应风扇位置为测点，测点声压值由58.7 dB降至55.2 dB，降低3.5 dB，如图9所示。仿真计算结果表明，无论是流场特性、温度场特性，还是噪声特性，都在采用了新的设计方案后得到了改善。

将设计的盖板加工出来安装于冰箱上，在半消声室进行声功率测试，整机声功率相比原设计下降1.8 dB，实物验证证明了仿真结论的正确性。

4 结语

本文以某型号冰箱压缩机室为研究对象建立了CFD仿真模型，分析了冰箱压缩机室的流场特性，并根据噪声源特性确定了压缩机室盖板降噪设计所需要遵循的设计方法和原则;通过对新设计盖板进行仿真计算和实物加工验证的方法，确定了该设计方法能够达到提升流场特性，降低压缩机室噪声的目的。本文针对压缩机室盖板的设计方案，在目前的冰箱盖板设计工作中属于创新结构，并且其设计方法可有效指导未来盖板的设计工作，有着较强的应用价值和创新性。

[参考文献]

[1] 马艳峰，李加威，陆冬.冰箱噪声的声强测试与噪声源分析[J].实验室科学，2014，17（6）：19-23.

[2] 李加威.电冰箱风冷系统的噪声分析研究[D].南京：东南大学，2015.

收稿日期：2021-02-22

作者简介：吕剑乔（1994—），男，甘肃人，硕士，研究方向：振动与噪声控制。