吳偉烽，李程翊，張 寅，李曉然

(西安交通大學能源與動力工程學院，陜西 西安 710049)

1 引言

近年來，隨著家用轎車的逐漸普及和電動汽車技術的快速發(fā)展，人們對轎車的舒適性有了更高的要求。與傳統(tǒng)內(nèi)燃機相比，新能源汽車電動機的振動及噪聲較小，空調(diào)系統(tǒng)的振動及噪聲成為了影響汽車NVH(Noise，Vibration，Harshness)性能的主要因素[1，2]。目前市場上汽車空調(diào)壓縮機以斜盤式為主流機型。斜盤式壓縮機間歇性地吸排氣的工作特點引起了空調(diào)系統(tǒng)內(nèi)制冷劑流量與壓力的周期性脈動，成為空調(diào)系統(tǒng)管路振動及噪聲的主要激勵源。因此汽車空調(diào)壓縮機排氣壓力脈動規(guī)律的研究，成為了改善其NVH性能的關鍵一步。

本文采用平面波動理論常用于空氣壓縮機系統(tǒng)氣流脈動的計算。近年來，利用計算流體力學的方法研究氣流脈動逐漸興起，并被指出更具準確性[3-5]。張振乾利用平面波動理論，推導出復雜壓縮機管網(wǎng)系統(tǒng)的傳遞矩陣，使用ANSYS聲學模態(tài)分析的方法驗證了傳遞矩陣的精確性[6]。徐斌采用有限振幅法模擬計算了空氣壓縮機管道的大振幅氣流脈動，并實驗驗證了該方法的準確性[7]。Zhan Liu等人基于線性聲波理論和傳遞矩陣法，計算了裝有橫流穿孔管的壓縮機管道系統(tǒng)氣流脈動，與實驗結(jié)果的偏差不超過6.8%[8]。在空調(diào)系統(tǒng)氣流脈動研究方面，Jeong Il Park及Douglas E.Adams結(jié)合壓縮機熱力模型、氣閥模型及活塞動力學模型改進了傳遞矩陣方法，并搭建空調(diào)系統(tǒng)實驗臺驗證了該方法的精確性[9]。徐傲使用LMS.Virtual.1ab和FLUENT軟件，采用有限元方法計算了不同結(jié)構(gòu)下管路進出口壓力損失，分析了管路連接方式對管路整體聲學性能的影響[10]。

對于汽車空調(diào)系統(tǒng)壓力脈動及振動噪聲的研究，使用最為廣泛的方法仍是傳遞矩陣法以及有限元法。侯艷芳[11]測量了空調(diào)系統(tǒng)的噪聲，發(fā)現(xiàn)頻率為500～750 Hz的吸氣脈動和排氣脈動噪聲是主要噪聲來源。Seong-Hyeon Lee[12]通過實驗與數(shù)值模擬對機械力與脈動壓力進行了分析，測量了管道系統(tǒng)中多個點的振動，驗證了模擬結(jié)果。劉華，陳文卿等對變頻雙螺桿制冷壓縮機氣流脈動衰減器進行了試驗研究，加裝了一種寬頻帶孔板的氣流脈動衰減器，并分析了壓縮機運行轉(zhuǎn)速對其衰減性能的影響，有效地解決變頻雙螺桿壓縮機氣流脈動誘發(fā)的排氣噪聲問題[13]。王翔做了改善汽車空調(diào)中斜盤式變排量壓縮機吸排氣脈動情況的研究，結(jié)果表明在吸排氣氣路增加單向閥和使閥板密封帶變窄可組合使用以提升噪聲抑制效果[14]。Xiaokun Wu，Ziwen Xing等人基于Helmholtz諧振器理論，提出了一種應用于雙螺桿制冷壓縮機排氣腔的脈動阻尼器(PPD)，建立了制冷劑-油混合物模型與壓力脈動仿真模型相結(jié)合的數(shù)學模型，實驗和模擬對比結(jié)果表明，在250 Hz的設計頻率下，安裝了PPD的系統(tǒng)振動加速度降低了36.2%至41.1%[15]。

目前行業(yè)對汽車空調(diào)氣流脈動規(guī)律的研究，大多仍采用傳統(tǒng)的轉(zhuǎn)移矩陣法，但該方法對于相變系統(tǒng)的適用性和求解精度差。為此，本文針對汽車空調(diào)系統(tǒng)存在相變的特點，利用平面波動理論并考慮氣液相界面對壓力波傳播的影響，建立了壓力波動方程，求解結(jié)果給空調(diào)系統(tǒng)的管路設計提供了參考依據(jù)。

2 平面波動理論

汽車空調(diào)系統(tǒng)產(chǎn)生的振動及噪聲主要有兩大來源：一是氣流脈動引起的氣柱系統(tǒng)振動；二是機械振動。機械振動源頭易發(fā)現(xiàn)、振動幅度易衰減，而氣流脈動引起的振動卻難以消除，是現(xiàn)階段制冷系統(tǒng)振動及噪聲研究最受關注的部分。汽車空調(diào)斜盤式壓縮機的氣缸組件的基本結(jié)構(gòu)，如圖1所示，它主要由控制氣體流動的吸氣閥、排氣閥、氣缸、活塞、驅(qū)動活塞的斜盤主軸及其它輔助元件組成。汽車動力系統(tǒng)通過皮帶控制斜盤主軸轉(zhuǎn)動，從而帶動嵌套在斜盤的活塞作往復運動，在工作腔內(nèi)形成了進氣、壓縮、排氣和膨脹的循環(huán)過程，即實現(xiàn)了壓縮機的一個工作循環(huán)。

圖1 斜盤式壓縮機氣缸組件[16]

由于容積式壓縮機間歇性吸、排氣的工作特點，導致制冷系統(tǒng)內(nèi)的制冷劑流動呈現(xiàn)為周期性非定常流動。在壓縮機的一個工作周期內(nèi)，排氣閥多數(shù)時間處于關閉狀態(tài)，當腔室內(nèi)的壓力達到規(guī)定值時，排氣閥突然打開，氣體沖出氣缸及排氣腔。具有可壓縮性的制冷劑氣體可看作一個具有連續(xù)質(zhì)量的彈性振動系統(tǒng)，會因擾動產(chǎn)生相應的振動。從氣缸排出的氣流撞擊管道中原本存在的氣體，成為使整個系統(tǒng)產(chǎn)生脈動的擾動源。擾動在系統(tǒng)管路內(nèi)以聲波的形式傳播，其傳播、反射、透射等使得管內(nèi)各處制冷劑的狀態(tài)不斷變化，這就是汽車空調(diào)系統(tǒng)內(nèi)的氣流脈動。

聲波是縱波，能改變管路軸向控制體積中制冷劑分子的分布，使其呈現(xiàn)疏密相間的狀態(tài)，分子團密集的地方壓力高，分子團稀疏的地方壓力低[17]。實際上，聲波的傳播就是制冷系統(tǒng)內(nèi)中制冷劑分子空間分布疏密變化的交替過程。系統(tǒng)內(nèi)聲波的傳播造成了制冷劑的壓力脈動，因此建立聲波的波動方程是解決氣流脈動問題的第一步。此外，由于制冷系統(tǒng)內(nèi)存在相變，在換熱器前后的管路內(nèi)存在氣液相界面。本文基于平面波動理論，在考慮換熱器相變界面對壓力波的影響，研究制冷系統(tǒng)管道內(nèi)的壓力波動。采用平面波動理論計算氣流脈動時，需要滿足以下假設：

(1)汽車空調(diào)系統(tǒng)制冷劑管路的內(nèi)徑遠小于其長度，聲波僅沿管道軸向傳播。

(2)制冷劑粘度對流動的阻尼作用較小，且壓力波在制冷劑氣體中的傳播沒有能量耗散。

(3)相較于汽車空調(diào)系統(tǒng)中高壓氣體的壓力時均值，氣體壓力脈動值處于一個較小的范圍，即各項聲壓脈動量遠小于流體流動過程中的平均值。特別地，由于聲波擾動造成的密度的改變忽略不計。

(1)

式中p0——工質(zhì)壓力的脈動值，Pa

u0——工質(zhì)速度的脈動值，m/s

ρ0——工質(zhì)密度的脈動值，kg/m3

p*，u*，ρ*——相應的時均值

a——聲速，即擾動傳播的速度，m/s

(4)流動過程是絕熱的，即氣體不與管道外部進行熱交換，且縱波引起的局部分子簇稀疏或致密變化的過程無熱量交換。

前2條假設說明，氣體分子簇的振動在管路徑向上具有一致的振幅和相位，波陣面是平面，所以這種方法也稱為平面波動理論。一般而言，傳統(tǒng)的汽車空調(diào)系統(tǒng)均滿足上述假設，采用平面波動理論對氣流脈動進行研究具有可行性。

制冷劑流動過程中，包括脈動量在內(nèi)的各項物理量滿足連續(xù)性方程(2)和運動方程(3)，假設制冷劑在流動過程中滿足絕熱可逆條件，還應滿足絕熱狀態(tài)方程(4)。

(2)

(3)

(4)

式中u——制冷劑流速，m /s

t——時間，s

x——沿管路軸向的距離，m

ρ——制冷劑密度，kg/m3

p——制冷劑壓力，Pa

k——制冷劑R134a的絕熱指數(shù)，k=1.11

為了聯(lián)立連續(xù)性方程與運動方程，需要利用體積彈性模量將其轉(zhuǎn)化為微分方程的形式，如下

(5)

式中a——聲速，即擾動傳播的速度，m /s

p——制冷劑壓力，Pa

ρ——制冷劑密度，kg/m3

Ev——體積彈性模量，Pa

基于假設三，制冷系統(tǒng)管道中的制冷劑的流動，可以看作是穩(wěn)定流動和沿管道方向的小擾動的疊加，并在求解過程中，將偏微分方程中系數(shù)項中的密度視為常量。將式(5)代入式(2)和(3)中，得到

(6)

式中u*——速度脈動的時均值，m /s

t——時間，s

a——聲速，即擾動傳播的速度，m /s

x——沿管路軸向的距離，m

3 壓力脈動模型的建立

3.1 氣-液-氣壓力脈動模型

由于空調(diào)系統(tǒng)是一個封閉的循環(huán)性系統(tǒng)，來自壓縮機排氣閥的流量及壓力擾動引起的聲波在傳播過程中，依次經(jīng)過第一氣相段、液相段、第二氣相段后，最終又回到壓縮機，被壓縮氣腔吸收。其中第一氣相段是壓縮機與冷凝器之間的高壓氣相管路，液相段是冷凝器與蒸發(fā)器之間的液相管路，第二氣相段是蒸發(fā)器與壓縮機之間的低壓氣相管路。從宏觀上看，當汽車空調(diào)系統(tǒng)處于穩(wěn)定工作時，制冷劑在冷凝器與蒸發(fā)器這段區(qū)間內(nèi)發(fā)生相變，系統(tǒng)管路內(nèi)液體的位置及相界面保也穩(wěn)定不變，并分別與前后氣相構(gòu)成相界面A和B，制冷系統(tǒng)的擾動由壓縮機產(chǎn)生，傳播衰減之后又被壓縮機吸收，重新生成一個和原來一致的擾動，如此循環(huán)往復。因此，本文提出了制冷系統(tǒng)氣-液-氣脈動模型，如圖2所示。

圖2 空調(diào)系統(tǒng)氣-液-氣脈動模型

第一氣相段存在壓縮機排氣閥擾動引起的正向傳播的入射波以及相界面處產(chǎn)生的逆向傳播的反射波；液相段存在來字第一氣相段的正向傳播的透射波和相界面處產(chǎn)生的逆向傳播的反射波；第二氣相段的氣相低壓管路中，擾動最終被壓縮機吸收，即第二氣相段只存在來自液相段的正向傳播的透射波。

3.2 波動方程求解

上文提到，空調(diào)系統(tǒng)換熱器內(nèi)存在的相變界面會對氣流脈動產(chǎn)生影響，實際上，這也正是空調(diào)系統(tǒng)內(nèi)的氣流脈動與一般空氣壓縮機的區(qū)別之一。汽車空調(diào)系統(tǒng)大多采用百葉窗平行流式換熱器，制冷劑在扁管里放熱相變，由于扁管較薄，尺寸大多在毫米量級，因此相界面可看作是垂直于扁管軸線。因此取第一氣相段和液相分界面A為坐標軸x軸零點，考慮包含相界面前后氣體和液體的微元控制體，分析第一氣相段及液相段的脈動，如圖3所示。

圖3 氣液相界面及微元控制示意圖

式(6)是典型的雙曲型波動方程，可用分離變量法進行求解。一般而言，波動是周期性的，因此第一氣相段的脈動通解必須具有周期性。即空調(diào)系統(tǒng)壓縮機排氣管氣流速度脈動可表示為

(7)

式中u1——第一氣相段制冷劑速度，m/s

t——時間，s

x——沿管路軸向的距離，以第一氣相段與液相段相界面處為零點，m

I1——壓縮機排氣口處氣流速度，m/s

而當時處理這件案件的負責人正是秦明月，他嚴令案子沒有完結(jié)之前不許其再營業(yè)?！敖枪适隆蓖I(yè)已經(jīng)三個月了，店老板不知怎么就知道了秦明月是羅伽的丈夫，于是找到羅伽。盡管羅伽知道給秦明月打電話是白打，但還是忍不住打一個試試。她想，自己與秦明月冷戰(zhàn)長達半年了，難道自己就在他面前一點影響力也沒有嗎？

ω——脈動角頻率，rad/s

R1——由界面處反射波導致的氣流速度，m/s

α1——第一氣相段聲速，m/s

式(7)中等號右端的兩項即是式(6)的通解，第一項表示的是擾動自壓縮機排氣口沿管道方向傳播的波，第二項表示的是入射波在冷凝器處制冷劑相變界面處產(chǎn)生的反射波。因此，空調(diào)系統(tǒng)中壓縮機排氣管路的氣流脈動入射波與反射波共同疊加作用的結(jié)果。將式(7)帶入式(2)，即可得到壓縮機排氣管壓力脈動解

(8)

式中p1——第一氣相段制冷劑壓力，Pa

ρ1——第一氣相段制冷劑密度，kg/m3

a1——第一氣相段聲速，m/s

其余參數(shù)與式(7)相同

相似地，由空調(diào)系統(tǒng)氣-液-氣脈動模型，可以給出形如式(7)和式(8)的液相段脈動方程

(9)

式中u2——液相段制冷劑速度，m/s

p2——液相段制冷劑壓力，Pa

ρ2——液相段制冷劑密度，kg/m3

a2——液相段聲速，m/s

T2——由第一氣相段和液相段界面處折射波產(chǎn)生的制冷劑速度，m/s

R2——液相段和第二氣相段界面處反射波導致的制冷劑速度，m/s

其余參數(shù)與式(8)相同

分析圖3所示的相界面及微元體，相界面前后聲壓的大小必然相同，否則微元控制體的厚度趨近于零時，在控制體會產(chǎn)生無限大的加速度。此外，盡管制冷系統(tǒng)與外界的換熱情況會發(fā)生改變，氣液相界面的位置可能會不斷地移動改變，但相界面前后氣相與液相的制冷劑總會時刻保持接觸，因此在相界面處氣相與液相制冷劑的速度總是一致的[18]。因此，在x=0處則有以下關系式

(10)

式中u1|x=0——第一氣相段與液相段界面處氣相制冷劑的速度，m/s

u2|x=0——第一氣相段與液相段界面處液相制冷劑的速度，m/s

p1|x=0——第一氣相段與液相段界面處氣相制冷劑的壓力，Pa

p2|x=0——第一氣相段與液相段界面處液相制冷劑的壓力，Pa

任意時刻，氣液界面都滿足方程組(13)，因此則有以下關系式

(11)

式中I1——壓縮機排氣口處氣流速度，m/s

R1——由界面處反射波導致的氣流速度，m/s

T2——由第一氣相段和液相段界面處折射波產(chǎn)生的制冷劑速度，m/s

R2——液相段和第二氣相段界面處反射波導致的制冷劑速度，m/s

ρ1——第一氣相段制冷劑密度，kg/m3

α1——第一氣相段聲速，m/s

ρ2——液相段制冷劑密度，kg/m3

α2——液相段聲速，m/s

上式給出了相界面A前后，不同相態(tài)制冷劑的速度脈動與壓力脈動的關系式，接下來分析相界面B及第二氣相段的脈動關系，類比圖3，以B處為坐標原點(x2=0)，則液相段與氣相段的脈動方程式分別為式(12)和式(13)

(12)

(13)

式中u2——液相段制冷劑速度，m/s

t——時間，s

x2——沿管路軸向距離，以第二氣相段和液相段相界面處為零點，m

ω——脈動角頻率，rad/s

p2——液相段制冷劑壓力，Pa

ρ2——液相段制冷劑密度，kg/m3

α2——液相段聲速，m/s

T2——由第一氣相段和液相段界面處折射產(chǎn)生的制冷劑速度，m/s

R2——液相段和第二氣相段界面處反射波產(chǎn)生的制冷劑速度，m/s

u3——第二氣相段制冷劑速度，m/s

p3——第二氣相段制冷劑壓力，Pa

ρ3——第二氣相段制冷劑密度，kg/m3

α3——第二氣相段聲速，m/s

T3——液相段和第二氣相段界面處折射產(chǎn)生的氣流速度，m/s

同樣，在相界面B(x2=0)處有以下類似式(10)和(11)的關系式，如下

(14)

(15)

式中u2|x2=0——第二氣相段與液相段界面處液相制冷劑的速度，m/s

u3|x2=0——第二氣相段與液相段界面處氣相制冷劑的速度，m/s

p2|x2=0——第二氣相段與液相段界面處液相制冷劑的壓力，Pa

p3|x2=0——第二氣相段與液相段界面處氣相制冷劑的壓力，Pa

其余參數(shù)與式(10)和式(11)相同

進一步由式(14)及式(15)，得到即速度反射比，

(16)

式中rv——速度反射比，即在第一氣相段和液相段相界面處由反射波產(chǎn)生的氣流速度與壓縮機出口氣流速度之比

tv——經(jīng)相界面2次折射的速度折射比，即在第二氣相段和液相段相界面處由折射產(chǎn)生的氣流速度與壓縮機出口氣流速度之比

因此，式(8)可以表示為如下形式，即汽車空調(diào)系統(tǒng)壓縮機排氣管段壓力脈動的近似解。

(17)

式中p1——第一氣相段制冷劑壓力，Pa

t——時間，s

x——沿管路軸向的距離，以第一氣相段與液相段相界面處為零點，m

ρ1——第一氣相段制冷劑密度，kg/m3

I1——壓縮機排氣口處氣流速度，m/s

ω——脈動角頻率，rad/s

α1——第一氣相段聲速，m/s

rv——速度反射比

4 結(jié)果分析

4.1 壓縮機排氣速度脈動求解

以上部分討論了汽車空調(diào)內(nèi)產(chǎn)生壓力脈動的機理，這是由制冷壓縮機工作特性決定的，并進一步分析了壓力波在空調(diào)系統(tǒng)內(nèi)部傳播規(guī)律，表明壓縮機排氣口處的速度不均勻性是影響脈動量幅值大小的決定性因素。此外，式(17)表明，求解空調(diào)系統(tǒng)內(nèi)壓縮機排氣管段壓力脈動方程的關鍵，是求解未知量I1，即壓縮機排氣口的速度脈動。

本文研究的制冷壓縮機為6氣缸斜盤式壓縮機，壓縮機正常工作時，6個氣缸依次進行吸氣、壓縮、排氣，具有相同的工作過程，相位角依次相差60°，圖1所示的氣缸組件中活塞的運動規(guī)律如下

V=Rωtanβsin(ωt+φ)

(18)

式中V——活塞速度，m/s

R——斜盤半徑，m

β——斜盤與轉(zhuǎn)軸夾角，°

ω——斜盤旋轉(zhuǎn)角速度，rad/s

φ——初始相角，rad

為了獲得排氣口處的速度曲線，綜合活塞動力學和氣缸工作過程熱力學，并將氣缸內(nèi)氣體速度近似等同于活塞速度以模擬計算排氣口排氣速度。圖4所示為用于排氣速度計算的物理模型，模型上方為6個直徑32 mm，長5 mm的速度入口，模型中間為直徑110 mm，長15 mm的緩沖區(qū)域，其下方為直徑11 mm，長20 mm的排氣口。進行網(wǎng)格無關性驗證后，最終以201574的網(wǎng)格數(shù)進行求解。在FLUENT中進行求解時，采用Density Based 隱式(Implicit)求解，選擇標準k-ε湍流方程模型，采用二階迎風格式，并選取時間步長為0.0001 s對壓縮工質(zhì)R134a的排氣過程進行瞬態(tài)求解。

在設置入口邊界條件時，由于每個氣缸內(nèi)活塞運動規(guī)律一致，僅相角存在差異，各氣缸排氣時根據(jù)是否達到排氣壓力開啟排氣閥，6個速度入口只在特定時間范圍內(nèi)有氣體進入，其他時間段的速度為0。因此本文使用UDF構(gòu)造入口速度函數(shù)對6個入口速度進行定義。出口邊界設為壓力出口即可。

圖4 6氣缸斜盤式壓縮機排氣口模型

圖5展示了1000 r/min、1500 r/min以及2000 r/min轉(zhuǎn)速下，壓縮機3個工作周期內(nèi)的排氣速度脈動情況，呈現(xiàn)出明顯的周期性。圖5表明在保持汽車空調(diào)系統(tǒng)的蒸發(fā)壓力和冷凝壓力不變的條件下，隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的升高，壓縮機排氣速度逐漸升高；同時，排氣速度的脈動范圍，即排氣速度脈動峰峰值也逐漸增大。

圖5 不同轉(zhuǎn)速下壓縮機排氣速度脈動

4.2 壓縮機排氣管兩端壓力脈動結(jié)果

由于汽車空調(diào)系統(tǒng)的壓力脈動主要由壓縮機排氣的不連續(xù)性引起，本文著重研究壓縮機排氣管兩端，即壓縮機出口和冷凝器進口的壓力脈動情況。將圖5所示的壓縮機排氣速度脈動結(jié)果代入壓縮機排氣管段壓力脈動方程進行求解，最終得到不同轉(zhuǎn)速下壓縮機3個工作周期內(nèi)壓縮機排氣管兩端的壓力脈動情況如圖6所示。

由圖6可知，排氣管內(nèi)壓力脈動情況與排氣速度脈動情況類似，呈現(xiàn)出明顯的周期性，且隨著轉(zhuǎn)速升高，壓力脈動幅值增大。在每個周期內(nèi)，壓力脈動幅度都出現(xiàn)了6個峰值，這是因為本研究采用的斜盤式壓縮機具有6個氣缸，6個氣缸以此進入排氣過程，排氣過程的不連續(xù)性導致排氣壓力脈動相應地出現(xiàn)6個峰值。同時在這3個轉(zhuǎn)速下，壓縮機排氣口的氣流脈動峰峰值均比冷凝器進口的氣流脈動峰峰值大，脈動更劇烈，且脈動不均勻性更強，這說明壓力波在空調(diào)換熱器氣液相界面處的反射與折射后，壓力脈動趨于平緩。

同時，空調(diào)系統(tǒng)內(nèi)壓力脈動的頻率也是研究關注的內(nèi)容。將圖6中壓縮機出口處壓力脈動結(jié)果進行快速傅里葉變換轉(zhuǎn)換至頻域，得到如圖7所示的壓縮機出口壓力脈動幅頻特性。

圖7表明，壓縮機排氣壓力脈動能量主要集中于低頻段，頻率在800 Hz以下。同時，在任一轉(zhuǎn)速下，排氣速度脈動能量都集中于1個主頻率區(qū)間 (中頻帶) 和2個次頻率區(qū)間 (低、高頻帶) 內(nèi)，主頻率區(qū)間的振幅明顯高于次頻率區(qū)間的振幅，包含的脈動能量更集中，如表1所示。

表1說明，低頻帶由壓縮機運行基頻產(chǎn)生，低頻帶的中心頻率基本在運行基頻附近。中頻帶的出現(xiàn)則是由壓縮機6個氣缸相繼進入排氣過程導致的，中頻帶的中心頻率正是壓縮機基頻的6倍，而中頻帶也是3個頻帶中幅值最大的。高頻帶是壓縮機運行基頻的高階諧量，與中頻帶相比較，其脈動能量發(fā)生極大的衰減，并且隨著頻率的增大，衰減亦更明顯劇烈。Pierre Poysat和Olivier Liegeois[19]對暖通空調(diào)壓縮機排氣管路中氣體脈動進行了實驗測量和模型計算，發(fā)現(xiàn)實驗測量的脈動時域信號與模型計算結(jié)果相比差異較大，但對頻域信號進行成分分析結(jié)果證明了模型計算結(jié)果的合理性。由此，壓力脈動結(jié)果在頻域上與空調(diào)系統(tǒng)工作特點吻合，從側(cè)面驗證了氣-液-氣脈動模型的合理性。

表1 壓縮機出口壓力脈動能量頻帶分布

上文提到，排管兩端的壓差的存在，是空調(diào)系統(tǒng)管路振動的主要原因。圖8顯示了在壓縮機1個工作周期內(nèi)壓縮機排氣管兩端的壓力差曲線，壓差峰峰值隨著轉(zhuǎn)速的升高而增大，1000 r/min時排管兩端壓差峰峰值最小，僅為6 kPa；1500 r/min和2000 r/min的轉(zhuǎn)速下，排氣管兩端壓差峰峰值，分別為17 kPa和18 kPa。與排氣管壓力脈動曲線類似，在1個周期內(nèi)，壓差曲線同樣存在6個峰值，但每個峰值之間還存在一定的波動變化，這是由壓力波在相界面處的反射和折射導致的相位變化造成的。

圖8 汽車空調(diào)排氣管兩端壓差

4.3 壓縮機排氣管路不同位置壓力脈動結(jié)果

此外，本文研究了汽車空調(diào)壓縮機排氣管路不同位置的壓力脈動峰峰值，如圖9所示，排氣管不同位置處的壓力脈動峰峰值隨壓縮機排氣口的距離的變化呈現(xiàn)出波動變化的特點；并且隨著轉(zhuǎn)速的提高，波動頻率提高，波動更加劇烈。同時圖9表明，轉(zhuǎn)速越高，壓縮機出口壓力和冷凝器進口壓力的脈動峰峰值都會增大，但冷凝器進口壓力脈動峰峰值對轉(zhuǎn)速的變化不敏感，始終維持在較低水平，這再次說明壓力波在空調(diào)換熱器氣液相界面處的反射與折射后，壓力脈動趨于平緩。

圖9 壓縮機排氣管路各位置壓力脈動峰峰值

根據(jù)氣-液-氣壓力脈動分析模型的計算結(jié)果，得到對于汽車空調(diào)系統(tǒng)管路的設計具有參考作用的相關建議：

(1)選擇合適的轉(zhuǎn)速，盡量降低系統(tǒng)內(nèi)壓力脈動峰峰值。

(2)盡量使排氣管道兩端的壓力脈動峰峰值及相位保持相同水平，降低兩端的壓差。

(3)管路存在多個彎頭時，盡量保證彎頭位置同時在壓力脈動峰峰值曲線的波峰或波谷處，使彎頭之間的壓差保持在合理范圍內(nèi)，減小管路振動。

5 結(jié)論

本文分析了汽車空調(diào)系統(tǒng)壓力脈動產(chǎn)生的原因，依據(jù)空調(diào)系統(tǒng)內(nèi)部存在氣液相界面的特點，利用平面波動理論建立了波動方程，給出了壓縮機排氣管壓力脈動的計算方法。并對某一車型的高壓排氣管段的壓力脈動進行了求解。結(jié)果發(fā)現(xiàn)：

(1)空調(diào)系統(tǒng)壓縮機排氣管段的壓力具有周期性脈動的特點，這是由壓縮機排氣速度脈動的周期性決定的，且脈動頻率在800Hz以下，屬于低頻脈動。

(2)壓力脈動能量主要集中在低、中、高3個頻率帶，中頻帶由斜盤式壓縮機的6個氣缸相繼進入工作過程導致，中心頻率在壓縮機6倍基頻附近，脈動幅度最大。

(3)壓縮機排氣管不同位置的壓力脈動存在相位差，且脈動峰峰值與其到壓縮機排氣口的距離有關，呈現(xiàn)出波動性變化；隨著轉(zhuǎn)速的增大，壓力脈動峰峰值隨位置變化的波動越劇烈，峰值越高。

(4)壓縮機出口的壓力脈動峰峰值始終大于冷凝器進口的壓力脈動峰峰值，且隨著轉(zhuǎn)速增加，壓縮機出口壓力脈動峰峰值增加明顯，冷凝器進口壓力脈動峰峰值基本保持穩(wěn)定。

本文提出了新的壓力脈動求解模型，考慮了相界面對于壓力波傳播的影響，為空調(diào)系統(tǒng)內(nèi)氣流脈動的求解提供了新思路，給空調(diào)系統(tǒng)的管路設計提供了一定參考。