的噪声频率大约为 2500Hz,在分液器内增加隔板以及增
加分液器的外壳厚度 ,起到很好的消音效果 。
杨露萍 :滚动转子式压缩机噪声分析及降噪措施
图 1 分液器 、压缩机机体的噪声测量点
214 提高亥姆赫兹共鸣腔的尺寸精度 亥姆赫兹共鸣腔是由装有介质的腔体和把腔体中的
介质与外界连接的小开口颈组成 ,见图 2。
加 ) ,以增加阻尼 ,虽然阻尼会使最大的共振吸收降低 ,
但共振器在更宽的频率范围吸声更有效 ,见图 3。
图 3 有无阻尼的亥姆赫兹共鸣腔的吸声系数
在原有的气缸共鸣腔的设计中 ,颈部的横截面的面 积 S = 2. 771 ×10 - 6 m2 ;颈部长 l = 5. 1 ×10 - 3 m;等效半径 r = 0. 939 ×10 - 3 m;腔体的体积 V = 1. 413757 ×10 - 7 m3 , 代入式 (4) ,得出共振频率 :
6. 44
2. 99
60. 8 4044. 0 1350. 7
6. 36
2. 99
QX - 26 63. 96
61. 8 61. 1
4632. 0 4628. 5
1562. 0 1586. 7
7. 36 7. 44
2. 97 2. 92
表3
机号
噪声 振动 制冷量 输入功率 工作电流
( dB ) (m / s2 ) W
(QX - 23H) 加速寿命后 62. 9 13. 0 3873. 4 1335. 7 6. 29 2. 90
试验工况 排气压力 : 3. 06 ±0. 19Mpa 吸气压力 : 0. 60 ±0. 05Mpa
及条件 吸气温度 : 25—30℃壳体温度 : 80—100℃运行时间 : ≥1000h
壳体 上盖 下盖 分液器 平均单位面积 的质量的 M ( kg /m2 )
0. 083 0. 018 0. 016 0. 035
1. 944 ( 3. 0) 0. 425 ( 3. 0) 0. 366 ( 3. 0) 0. 408 ( 1. 5)
20. 709
1. 944 ( 3. 0) 0. 566 ( 4. 0) 0. 489 ( 4. 0) 0. 599 ( 2. 2)
(4)
式中 : c———声速 (m / s) (在 R22中的声速为 180m / s) ;
S ———颈的横截面的面积 (m2 ) ;
l———颈的长度 (m ) ;
r———截面的等效半径 (m ) ;
V ———腔体的体积 (m3 ) 。
如果要增加共振腔的阻尼部的粗糙度 ( R a 值增
瑐瑨
《计量与测试技术 》2006年第 33卷第 4期
滚动转子式压缩机噪声分析及降噪措施
N o ise A na lysis and R educ tion M e thod fo r R o ta ry C om p resso rs
杨露萍 邹 真
(广东省珠海市质量计量监督检测所 ,广东 珠海 519000)
24. 426
注 : ( )内数字表示该零件的钢板厚度 。
由式 (2)可得 :
ΔR = 18 log10 (M 1 /M 0 ) ( dB )
(3)
式中 : M 1 ———改进后的单位面积质量 ( kg /m2 )
M 0 ———改进前的单位面积质量 ( kg /m2 )〗
用表 1的数据代入式 (3)得 :
图 2 亥姆赫兹共鸣腔和等效的机械模拟
当声波作用到颈的孔口时 ,颈中的介质将引起振动 ,
而腔体中心介质也将周期性地压缩和扩张 ,这样就引起
对声能的吸收 ,没有阻尼的共鸣腔吸声器的吸声作用在
高于或低于共振频率上都迅速降低 。
无阻尼的共鸣腔的共振频率为 :
f = ( c /2π) [ S / ( 1 + 1. 57 r) V ]1 /2 (Hz)
作者简介 :孟薇 ,女 ,工程师 。工作单位 :哈尔滨市计量检定测试所 。通讯 地址 : 150036 哈尔滨市香坊区珠江路 5号 。 收稿时间 : 2006 - 03 - 13
(上接第 26页 )
薄膜厚度测试报告 检验业务号 : ( 2004) TJ1 - QG - 298 样品名称 :“沙皮狗 ”毛绒玩具 检验方法 : GB6675 - 2003 温度 : 18 ℃ 仪器检验 :数显测厚仪 温度 : 65 % 实测结果 : 单位 : mm
消声系数和吸声材料的吸声系数有关 ,还和吸声材
料的声阻率 、频率及通道截面尺寸有关 。式 ( 1)指出 :增
加 P及 L 值 、降低 S 值 ,可以提高消声量 。
共振频率随着腔体的体积增加而减少 ,压缩机壳体
的体积难以改变 ,而消音器的内腔的体积容易改变 ,增加
体积可以降低其共振频率 ,这样可以错开两个共振频率 ,
ΔR = 18 log10 ( 24. 426 /20. 709) = 1. 29dB ΔR 就是外壳增加厚度后降低噪声的分贝数 。
213 改进分液器的结构 ,降低分液器的噪声
在同一台压缩机中 ,测试各点的噪声 ,发现分液器侧
的噪声最大 ,距分液器 50mm 的 A 点比距离压缩机体
50mm 的 B 点 ,噪声大 3. 7dB ,有文献报导 ,分液器发出
W
CO P A
1
加速寿命前 60. 0 7. 0 3097. 3 1034. 4 4. 79 2. 99
(QX - 184H)加速寿命后 62. 1 7. 5 3035. 4 1015. 2 4. 70 2. 99
2
加速寿命前 60. 9 11. 8 3993. 2 1348. 0 6. 35 2. 96
性愈高 ,故障率愈低 ,维修费用愈低 。首选的当然是可靠 性高 、性能稳定的仪表 。在实际工作中 ,不同场合 ,对仪 表的可靠性要求不同 。因此 ,要根据具体情况对可靠性 的要求来选择合适的测量仪表 。对于一些可靠性要求不 高的场合 ,花费较高的投资选用高可靠性的仪表 ,或在可 靠性要求较高的场合 ,节约投资而购买可靠性较低的仪 表 ,都是不可取的 。要从经济角度看待可靠性 ,科学地选 择仪表 。
3 经济精度的选择及可靠性 311 经济精度的选择
通常情况下 ,为了提高测量结果的准确性 ,我们都希 望选用的仪表对被测参数具有较高的测量精度 ,所以 ,选 择较高精度的仪表显得十分必要 。但较高精度的仪表对 使用条件的要求也是比较苛刻的 ,大多用在实验室使用 , 而在工业现场 ,如高温 、低温 、电磁干扰 、高湿度 、振动等 环境中 ,它也不一定能发挥出其标称精度 。对于工业过 程参数的检测 ,一般不必在精度方面对仪表要求过高 ,可 以选用精度适当且价格合适的仪表 。
最小 59. 8dB (A ) ,测试标准按 GB4214. 1 - 2000《声学 、
家用电器及类似用途器具噪声测试方法 》。
为了降低噪声 ,必须从压缩机的结构上改进 ,但是不
能影响压缩机的其他性能 ,如 :制冷量 , cop值等 。
1 噪声源分析
对于压缩机噪声的来源 ,很多文献都作了详细的描
述 ,认为 : (1)压缩机壳体空间与排气消音器的空间的气
精度的提高可以使得生产过程的品质得以提高 ,效 果上能够达到提高生产效益的目的 ,单效益的提高是有 限度的 ,精度提高的同时 ,也增加了购置仪表的成本 ,还 对测量技术有较高的要求 ,所以 ,应该从综合经济效果考 虑仪表的经济精度 。
瑑瑡
312 仪表的可靠性 可靠性的主要衡量指标是指平均无故障时间 ,可靠
摘 要 :文章对滚动转子式压缩机的噪声进行了噪声源分析 、降低噪声的具体对策 ,并提供试验方法得出结论 。 关键词 :压缩机 ;噪声 ;消音 ;共振
自本世纪 70年代以来 ,噪声污染已成为世界上三大
公害之一 ,随着工业化水平的提高 ,噪声污染日益严重地
危害着人们的身心健康 ,妨碍人们正常工作和生活 ,因此
R = 18 log10M + 12 log10 f - 25 ( dB )
(2)
式中 : M ———单位面积上的质量 ( kg /m2 ) ;
f———频率 (Hz) 。
压缩机的外壳材料的面积及在改进前 、后的质量 ,见
表 1。
表1
项目 零件名称
面积 m2
质量 ( kg)
改进前
改进后
消音器的作用是消除由于高速气流所产生的噪声 ,
一般采用阻性消音器 ,其消声量为 :
ΔR = K ( a) ( P /S ) L ( dB )
(1)
式中 : K ( a) ———消声系数 ;
P———有效通道截面周长 (m ) ;
S ———有效通道截面积 (m2 ) ;
L ———消声器长度 (m ) 。
表2
噪声 ( dB )
改进后性能
型号
改进前 改进后 制冷量 W 输入功率 W 工作电流 A COP
QX - 184 62. 87
60. 8 60. 0
3088. 4 3097. 3
1064. 6 1034. 4
4. 94 4. 79
2. 90 2. 99
60. 3 3650. 0 1230. 0
5. 80
体产生共振 (共鸣 ) ,是压缩机的主要噪声源 ,其噪声频
率为 500—2000Hz; (2)压缩机内部气流脉动是产生噪声
的直接因素 ,其噪声的频率范围为 ≥2000Hz; ( 3)机械零
件之间的滑动产生的噪声以及电机声等 ,但这些噪声比
前 2项 ,可以忽略不计 。
2 降低噪声的具体对策
211 改进消音器结构 ,降低 (500～2000) Hz范围内的噪声
起到降低噪声的效果 。增加消音器的体积 ,可以通过增 加消音器的高度获得 ,但有一定的限度 。 212 增加壳体厚度 (包括分液器厚度 ) ,提高隔声量