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消腔长度等各尺寸参数。

确定消声器各尺寸参数后，还需根据公式和确定消声器消声频率的的上下限。

上下式中为扩张腔内声速为扩张室截面特征尺寸为消声器共振频率为扩张腔的横截面，为消声器各腔的长度，为消声器各腔对应的容积。

消声器穿孔管扩张腔结构参数确定由于扩张腔结构的低频消声效果不是很理想，往往设计消声器时需要将扩张腔结构与穿孔管共振腔结构相结合，以弥补扩张腔结构低频消声量不足的缺陷。

共振腔消声器是由段开有若干小孔的管道和管外个密闭的空腔所组成。

小孔和空腔组成个弹性振动系统，当气流的声波频率和共振腔振动系统的固有频率相同时，这个振动系统就发生共振，孔颈中具有定质量的空气柱运动速度加快，摩擦阻力增大，大量声能转化为热能而消耗掉，从而达到消声的目的。

共振腔消声器的共振频率见公式式中声速共振腔体积传导率，是个以长度为单位的物理量由公式确定。

式中为孔径为板厚。

工程设计中，穿孔管的消声量可按公式计算。

式中，为与共振腔消声器消声性能有关的无量纲常数。

式中，为消声通道截面积。

由公式可确定穿孔直径。

由公式可知穿孔直径直接影响着穿孔管的消声性能，实际上穿孔管的消声特性有与穿孔管的位置及穿孔率有关。

消声器内各腔连接的确定由维声波理论得到简单扩张腔村在通过频率，可以通过采用插入管及多节扩张腔串联。

消声器内各腔的长度确定之后，腔与腔之间可用管子或开小孔连通，只要流通面积定，本质上无多大差别。

采用插入管连接时，插入管的长度为可以消除偶数倍通过频率，而插入管长度为可以消除奇数倍通过频率，故插入管连接时，其插入管长度可用和相互匹配，实际应用时，插入管长度可比计算长度减少其中，为插入管内径。

试验证明，中心对正插入管的性能差些，插入深度越大，阻力系数越大，性能下降越多。

随着两插入管的接近，高速脉动气流越不能在消声器中得到充分膨胀，排出气体仍以脉动形式从排气管中排出，出入口处排气产生的涡流越强，因而在些频率形成再生噪声。

因此，最好是采用错开式内插管，它能避免简单膨胀腔出现通过频率的缺点，又能使气流在消声器内得到充分的膨胀，因而消声性能较好。

消声器声学性能分析方法由于消声器的声学性能评价指标中传声损失反映的是消声器本身的传递声波特性，不受声源管道系统和消声器之后尾管的影响，故对消声器进行理论分析和设计计算时，采用传声损失比较方便。

消声器声学性能分析方法主要有基于维平面理论传统的消声结构分析法和三维数值仿真分析方法。

维平面波理论分析如果消声元件的轴向尺寸比其径向尺寸大得多，为便于分析，将内部声波近似简化为平面波，即声压只与个轴向位置有关。

则波动方程简化为对于角频率为的简谐波，其般解为式中，号表示反向声波，号代表正向声波。

为声压幅值，ϕ为初始相位角。

三维数值仿真分析方法在消声器截面几何尺寸较小，且噪声频率不太高时，维平面波理论分析法是适用的但噪声频率提高后，在消声器扩张室内存在有高阶模式波，而且由于实际的排气消声器具有复杂的结构，其内部声波本质上是三维的。

三维数值方法在整个求解域上使模型离散化，并求解波动方程，不需对波动方程和边界条件进行简化，能够比较直观和准确地分析复杂的消声结构，故三维数值方法在计算传声损失方面得到了广泛的应用和发展。

传声损失的计算方法主要有传统法四极传递矩阵法三点法等三种。

本文利用声学计算软件进行声场分析，并采用三点法计算分析消声器的传声损失传统法传声损失的定义是入射声功率和传播声功率之比。

假设消声器进口和出口截面相等，空气温度和密度不发生改变，则传声损失可表达为式中，为直管进口的入射声波声压均方根为消声器出口的透射声波声压均方根别通过计算直管和消声器两个模型得到，直管和消声器分别需要施加相同的边界条件，即进出口管施加分别为空气密度和声音在空气介质中的传播速度的阻抗，同时进口管施加单位振动速度。

四极传递矩阵法使用四极传递矩阵法需要计算进出口声压和振动速度，矩阵形式的方程为式中，分别为消声器进口和出口声压分别为消声器进口和出口振动速度，并且，，，，四极传递矩阵法的传声损失为三点法为了提高消声器传声损失的计算速度，提出了三点法。

三点法类似于用在传声损失测量的四传声器法，与传统的四极传递矩阵法相比，它仅需要单个边界类型来获得每个频率下的传声损失。

故本文有限元法分析计算传声损失时采用的方法便是三点法。

消声器进口需要均匀的速度或声压来获得激励，只要在进口管和出口管内高阶模态不被激起，认为声波为平面波。

出口管需要施加吸声终端和的阻抗，这样由于吸声终端出口管内仅有透射声波。

如图所示。

其中，点为出口管上的点，透射声压，进口管内的声波包括入射声压和反射声压，点和点分别是进口管上的两点，和是两点消声器轴向坐标。

在进出口管道中，我们认为声波满足平面波原理即满足声波方程式中，第项为直达声及入射声，第二项为反射声，故对于每个频率下上式可化简为因此点点的声压可表达为式中，，称为波数为入射声压，分别为反射声压。

图通过上述公式可求得，结合点的声压代入传声损失计算公式式中，为进口界面处的入射声压，出口处的投射声压。

消声器空气动力性分析计算消声器的空气动力特性评价指标通常为压力损失或阻力系数。

在本文中，采用压力损失来分析评价消声器的空气动力性能。

压力损失的主要计算方法有传统的压力损失计算和仿真分析方法。

而本课题将采用传统的压力计算来进行分析。

传统的抗性消声器压力损失计算采用基于理论和试验的半经验公式法。

消声器的压力损失主要包括沿程阻力损失和局部阻力损失。

沿程阻力损失是发生在缓变流整个流程中的能量损失，是由流体的粘滞力造成的损失。

这种损失的大小与流体的流动状态有着密切的关系。

局部阻力损失是发生在流动状态急剧变化的急变流中的能量损失，是在管件附近的局部范围内主要由流体速度分布急剧变化上限失效频率上下限失效频率下截面形状为圆形消声器扩张腔直径内插管布置方式及长度确定中心对正插入管的性能较差，且插入深度越大，阻力系数越大，性能下降越多见节。

故为了避免消声器出现通过频率的缺点，使气流在声器水温度时高出，环境温度为时，出水温度为时热泵的效率为出水温度为时的倍左右。

水温的变化会降低末端空调器的换热效率，但在部分负荷条件下，适当降低水温同样能满足室内要求。

冬天的情况也有类似结果，在室外温度为时南京空调设计室外计算温度，热泵机组出水温度为时的效率，比出水温度为时的效率高出左右，在时，热泵机组出水温度时的效率是出水时的倍。

南京及有相近气候条件的地区，冬季水温能满足末端空调供暖要求。

除此以外，空调系统在上班人员到达前提前开启，有利于节能，另外由于围护结构及家具等的蓄热特性，空调系统热泵机组比下班时间提前关闭半小时至小时，既不影响整体舒适，又有明显节能效果。

提前开机，提前关机的确切时间根据建筑围护结构，室内家具特性使用功能等因素而定，因工程而异般提前半小时左右开停热泵机组的方案是有效可行的。

化霜是热泵机组不得于而为之的动作，化霜期间不但不供热，反而制冷，对供热效率影响明显。

改善化霜控制方式，提高智能化化霜控制的精确性是热泵机组改进性能的重要课题之。

在采用非智能化霜控制器的热泵的运行管理中，管理人员根据气候特点，随时根据气候的变化调整化霜间隙及化霜时间可明显提高热泵机组的供热效率，减少能源浪费。

另外，热泵与蓄冷空调技术结合起来，可起到对电网削峰填谷作用，具有明显的社会效益和良好的市场前途。

热泵机组冷凝热的回收也应成为制造商业主工程设计人员共同关心的节能课题。

总之，热泵空调系统运用面广量大，节能的空间很大，可节省的能量可观。

推广节能技术改良既有的热泵空调系统，优化设计新的热泵空调系统，可节省巨大能源，具有显著的经济效益节能效益环境效益和社会效益。

第三章热泵热水器设计计算热泵热水器的计算热水器的系统计算进步扩展到优化计算，从热泵的工质选择分析到系统的理论循环和热力计算，需要进步解决的问题和研究方向等问题进行了计算和阐述。

总体来说，空气源热泵热水器发展前景还是不错的。

第节空气源热泵热水器系统计算空调制冷量计算并不复杂。

严格讲，空调器输出制冷量的大小应以瓦来表示，而市场上常用匹来描述空调器制冷量的大小。

空调匹数，原指输入功率，包括压机风扇电机及电控部分，因不同的品牌其具体的系统及电控设计差异，其输出的制冷量不同，故空调制冷量以输出功率计算。

通常情况下，家庭普通房间每平方米所需的制冷量为，客厅饭厅每平方米所需的制冷量为。

注因为客厅人流大空调制冷量计算般来说，匹的制冷量大致是大卡，换算成国际单位应乘以，故匹之制冷量应力大卡，这里的瓦即表示制冷量，则匹的应为大卡，以此类推，根据此情况，则大致能判定空调匹数和空调制冷量，般情况下，都可称为匹，可称为匹，可称为匹。

注般习惯地把称为匹，而把称为小匹，称为匹，而把称为小匹空调制冷量是判断使用何种空调的重要依据。

比如，家庭客厅使用面积为平方米，若按每平方米所需制冷量考虑，则所需空调制冷量为。

这样，就可根据所需的制冷量对应选购具有制冷量的型分体壁挂式空调器。

空调制冷量确定后，即可根据目己家庭之实际情况估算制冷量，选择合适的空调消腔长度等各尺寸参数。

确定消声器各尺寸参数后，还需根据公式和确定消声器消声频率的的上下限。

上下式中为扩张腔内声速为扩张室截面特征尺寸为消声器共振频率为扩张腔的横截面，为消声器各腔的长度，为消声器各腔对应的容积。

消声器穿孔管扩张腔结构参数确定由于扩张腔结构的低频消声效果不是很理想，往往设计消声器时需要将扩张腔结构与穿孔管共振腔结构相结合，以弥补扩张腔结构低频消声量不足的缺陷。

共振腔消声器是由段开有若干小孔的管道和管外个密闭的空腔所组成。

小孔和空腔组成个弹性振动系统，当气流的声波频率和共振腔振动系统的固有频率相同时，这个振动系统就发生共振，孔颈中具有定质量的空气柱运动速度加快，摩擦阻力增大，大量声能转化为热能而消耗掉，从而达到消声的目的。

共振腔消声器的共振频率见公式式中声速共振腔体积传导率，是个以长度为单位的物理量由公式确定。

式中为孔径为板厚。

工程设计中，穿孔管的消声量可按公式计算。

式中，为与共振腔消声器消声性能有关的无量纲常数。

式中，为消声通道截面积。

由公式可确定穿孔直径。

由公式可知穿孔直径直接影响着穿孔管的消声性能，实际上穿孔管的消声特性有与穿孔管的位置及穿孔率有关。

消声器内各腔连接的确定由维声波理论得到简单扩张腔村在通过频率，可以通过采用插入管及多节扩张腔串联。

消声器内各腔的长度确定之后，腔与腔之间可用管子或开小孔连通，只要流通面积定，本质上无多大差别。

采用插入管连接时，插入管的长度为可以消除偶数倍通过频率，而插入管长度为可以消除奇数倍通过频率，故插入管连接时，其插入管长度可用和相互匹配，实际应用时，插入管长度可比计算长度减少其中，为插入管内径。

试验证明，中心对正插入管的性能差些，插入深度越大，阻力系数越大，性能下降越多。

随着两插入管的接近，高速脉动气流越不能在消声器中得到充分膨胀，排出气体仍以脉动形式从排气管中排出，出入口处排气产生的涡流越强，因而在些频率形成再生噪声。

因此，最好是采用错开式内插管，它能避免简单膨胀腔出现通过频率的缺点，又能使气流在消声器内得到充分的膨胀，因而消声性能较好。

消声器声学性能分析方法由于消声器的声学性能评价指标中传声损失反映的是消声器本身的传递声波特性，不受声源管道系统和消声器之后尾管的影响，故对消声器进行理论分析和设计计算时，采用传声损失比较方便。

消声器声学性能分析方法主要有基于维平面理论传统的消声结构分析法和三维数值仿真分析方法。

维平面波理论分析如果消声元件的轴向尺寸比其径向尺寸大得多，为便于分析，将内部声波近似简化为平面波，即声压只与个轴向位置有关。

则波动方程简化为对于角频率为的简谐波，其般解为式中，号表示反向声波，号代表正向声波。

为声压幅值，ϕ为初始相位角。

三维数值仿真分析方法在消声器截面几何尺寸较小，且噪声频率不太高时，维平面波理论分析法是适用的但噪声频率提高后，在消声器扩张室内存在有高阶模式波，而且由于实际的排气消声器具有复杂的结构，其内部声波本质上是三维的。

三维数值方法在整个求解域上