無霜冰箱風道的振動分析及改進

韓寶坤，甘信偉，鮑懷謙,2，王 鵬，劉澤坤，賈思祥

(1. 山東科技大學機械電子工程學院，山東青島266590；2. 青島澳柯瑪股份有限公司，山東青島266510)

0 引 言

隨著社會的快速發(fā)展，居民消費水平的提升，對大容量、多功能高端冰箱的需求越來越多，目前冰箱風冷制冷方式雖然達到了對制冷量的需求，但是風扇旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生強烈的振動，噪聲影響較為嚴重。因此，在綠色環(huán)保成為當下社會發(fā)展主題的情形下，對家用冰箱噪聲源的分析處理對冰箱噪聲整體降噪及整機性能的提升具有重要意義。風道系統(tǒng)作為實現(xiàn)低噪分配輸送風量和冷量的關(guān)鍵部位，已經(jīng)成為工程師設(shè)計冰箱風道時關(guān)注的焦點。

雖然風道空腔具有穩(wěn)定風道內(nèi)部介質(zhì)流動的作用，但仍會產(chǎn)生脈動引起風道的振動。引起風道共振的主要原因有：當風道固有頻率接近內(nèi)部氣體的壓力脈動頻率時，兩者發(fā)生耦合，引起共振[1]；當風道內(nèi)部流體中，起決定性作用的湍流頻帶振動與風道殼體固有頻率相同時，將會產(chǎn)生共振[2]；由于風道內(nèi)的流體流動不夠順暢，在局部生成卡門漩渦，因此引起周圍的靜壓振動[3]。無論哪一種振動，都對冰箱的工作狀態(tài)和噪聲影響極大，眾多學者針對此問題展開了研究。王正等[4]研究分析得到半開式導(dǎo)流罩的最優(yōu)寬度，通過安裝半開式導(dǎo)流罩降低風機出口的湍流強度，進而降低了風機的噪聲。劉澤勤等[5]為了提高風道內(nèi)部流場氣流分布的均勻性，在風機盤管上安裝合適的導(dǎo)流板。朱宇龍等[6]為了提升風冷冰箱風量，降低氣動噪音，對風道內(nèi)扇葉的裝配結(jié)構(gòu)及電機支架進行了優(yōu)化設(shè)計，得出了軸向間隙、徑向間隙及電機固定夾等對風量、噪聲的影響規(guī)律，對其進行優(yōu)化設(shè)計實現(xiàn)降噪。Baran 等[7]觀察到無霜冰箱的主要振動源是風扇葉片的不平衡運動，它刺激了壓力通風系統(tǒng)，使整個結(jié)構(gòu)有明顯的振動。陳慶濤等[8]對風道蓋板導(dǎo)風圈進行參數(shù)優(yōu)化設(shè)計，在保證相同出風量和制冷效果的情況下，降低風機轉(zhuǎn)速，從而達成降低噪聲的效果。Celikkan等[9]研究了冷凍柜內(nèi)部結(jié)構(gòu)與腔體之間的振動和聲學的相互作用，對冷凍機空腔的聲學特性進行了求解，并通過與正常風管模態(tài)的比較，識別出風管的重疊頻率，并對風管進行設(shè)計修改，以減少風管源與結(jié)構(gòu)的相互作用，降低了風管向冷凍室輻射的結(jié)構(gòu)噪聲。

目前的研究主要針對風道以及風扇結(jié)構(gòu)的改進上。本文通過增加風道整體的振動阻尼來研究分析風道殼體的振幅和噪聲的變化情況。

1 模態(tài)分析

1.1 模態(tài)分析理論基礎(chǔ)

為了得到風道殼體的固有頻率和振型，對其進行模態(tài)分析[10]。在具有粘性阻尼系統(tǒng)情況下，風道殼體的自由振動運動微分方程為

從方程的通解可知，風道殼體振動為非嚴格周期振動[11]，阻尼對振動幅值的影響很大，是影響風道振動的重要因素之一。以此作為研究目標，為后續(xù)提出風道減振措施提供了理論基礎(chǔ)。

1.2 風道有限元模型

(1) 根據(jù)風道的結(jié)構(gòu)圖紙，風道殼體長為475 mm寬為470 mm，厚度為50 mm，其他數(shù)據(jù)如表1所示。建立風道的三維模型，如圖1所示。

表1 風道殼體參數(shù)Table 1 Parameters of air duct shell

圖1 風道的三維實體模型Fig.1 The 3D solid model of air duct

無霜風道模型共七個出風口，其中垂直向上的是冷藏出風口，其他出風口分別設(shè)置如下：上出風口設(shè)置角度為35°，中間出風口設(shè)置角度為90°，下出風口設(shè)置角度為135°，以此模型進行研究與分析。

(2) 在Solidworks軟件中完成無霜冰箱風道物理建模后，將其導(dǎo)入Ansys Workbench模塊中，完成冰箱風道殼體網(wǎng)格劃分，如圖2所示。其中風道殼體采用自動劃分網(wǎng)格法，形成非結(jié)構(gòu)四面體網(wǎng)格，網(wǎng)格單元格數(shù)量為27 837。

圖2 風道殼體網(wǎng)格圖Fig.2 Grid diagram of the air duct shell

1.3 模態(tài)結(jié)果

通過仿真分析，得到風道殼體第1～12階次的固有頻率，結(jié)果如表2所示。

表2 無霜冰箱風道殼體結(jié)構(gòu)各階次固有頻率Table 2 The natural frequency of each order of the air duct shell structure in frost-free refrigerator

風道中安裝的離心風機的扇葉數(shù)為11，其風機轉(zhuǎn)速為 1 500 r·min-1，因此計算得到風道內(nèi)部氣流脈動激振頻率fp為

其中：m為離心風機的轉(zhuǎn)速，單位r·min-1；n代表離心風機的葉片數(shù)。

由式(7)可知氣流脈動激發(fā)頻率為275 Hz。當?shù)?0階和第11階的固有頻率接近風道內(nèi)部氣流脈動的激發(fā)頻率時，風道殼體產(chǎn)生劇烈振動。

通過軟件進行模態(tài)仿真分析，其中邊界條件為風道兩側(cè)固定，單位為mm，得到風道第9～12階風道模態(tài)振型如圖3所示。

圖 3計算結(jié)果表明，第 9階振型的頻率為252.97 Hz，第10階振型的頻率為265.56 Hz，第11階振型的頻率為300.45 Hz，第12階振型的頻率為315.27 Hz，當固有頻率接近275 Hz時的振動最為明顯，位于風機兩側(cè)和風道下出風口的振幅大于風道的其他表面。

圖3 風道殼體9～12階模態(tài)振型圖Fig.3 The 9th～12 th order modal patterns of the air duct shell

1.4 風道的試驗?zāi)B(tài)分析

1.4.1 試驗?zāi)B(tài)數(shù)值計算[12]

對無霜冰箱風道模型進行簡化處理，可以看作一個受激振力的結(jié)構(gòu)阻尼系統(tǒng)，微分方程為

對式(9)進行拉普拉斯變換(變量s)，并且假設(shè)初始位移和初始速度為0，則可以得到

式中：adj(·)表示求伴隨矩陣。

1.4.2 試驗?zāi)B(tài)分析

對無霜風道殼體進行試驗?zāi)B(tài)分析，得到頻率響應(yīng)函數(shù)(Frequency Response Function, FRF)并進行模態(tài)分析。選取0～2 040 Hz頻段，并利用對參考點最小二乘復(fù)指數(shù)(Least Squares Complex,LSCE)法對FRF進行運算。

利用LMS Test.Lab振動分析系統(tǒng)，采用有限元單點錘擊法進行測試，測試系統(tǒng)如圖 4所示；選取風機中心為力錘激勵點，分別在風道殼體正反兩面布置傳感器矩陣，具體布置如圖5所示，測試流程如圖6所示。

圖4 測試系統(tǒng)布設(shè)圖Fig.4 Layout of test system

圖5 測試點的分布圖Fig.5 Distribution of test points

圖6 測試系統(tǒng)流程圖Fig.6 Flowchart of test system

根據(jù)試驗?zāi)B(tài)測試結(jié)果，可以得到風道殼體試驗的模態(tài)曲線及各階模態(tài)的固有頻率，分別如圖 7和表3所示。

表3 試驗風道模型的各階模態(tài)頻率Table 3 Modal frequencies of the test air duct model

從圖7試驗分析曲線，可知風道殼體振動幅值在264.57～306.16 Hz頻率范圍內(nèi)時，風道殼體振動幅值出現(xiàn)峰值，振動幅度最大。

圖7 風道殼體試驗?zāi)B(tài)曲線Fig.7 Modal curve of the test air duct shell

根據(jù)各階模態(tài)頻率，得到風道殼體振動幅值出現(xiàn)峰值時的振型圖如圖8所示。

圖8 試驗風道殼體模型的振型圖Fig.8 Vibration modal patterns of the test air duct shell model

通過試驗?zāi)B(tài)和仿真分析，將計算結(jié)果、仿真和試驗測量數(shù)據(jù)對比發(fā)現(xiàn)，振動幅度最大的位置是靠近風機的兩側(cè)和機殼的右中部位，與實際風道振動最大位置相契合，因此仿真和試驗的數(shù)據(jù)結(jié)果真實可靠。

2 諧波響應(yīng)分析

2.1 諧波響應(yīng)分析理論基礎(chǔ)

利用諧波響應(yīng)分析可以得到風道殼體在正弦荷載作用下的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)[13]，進而得到風道殼體在不同頻率下的振幅曲線，諧波響應(yīng)運動方程如下：

式中：φ為相位角；A為風道殼體位移幅值；ω為激勵的角頻率。

2.2 風道諧波響應(yīng)分析

根據(jù)諧波響應(yīng)分析，選取了0～500 Hz頻段振幅峰值變形情況，結(jié)果如圖9所示。

圖9 不同頻率下風道殼體諧波響應(yīng)分析Fig.9 Harmonic response analysis of air duct shell at different frequencies

在不同頻段時，風道振動幅值的變化趨勢如圖10所示。

圖10 不同頻段下風道振幅的變化趨勢Fig.10 Variation of the vibration amplitude of air duct with frequency

由圖 9 不同頻率下風道殼體諧波響應(yīng)分析，在200、250、300和350 Hz頻段接近風道固有頻率時，風道殼體靠近風機的兩側(cè)振幅明顯大于風道殼體的其他區(qū)域。根據(jù)圖 10 中不同頻段下風道振幅的變化趨勢，可知在300 Hz頻率附近，風道殼體振幅出現(xiàn)極值，振幅為0.008 5 mm。通過幾何模態(tài)分析、試驗?zāi)B(tài)分析和諧波響應(yīng)分析的數(shù)據(jù)對比發(fā)現(xiàn)，振動幅度最大的位置與實際風道振動幅度最大的位置相同，因此可以確定冰箱風道振動幅度最大的位置，為接下來降低風道振動幅度，提供了較好的數(shù)據(jù)支撐和明確的方向。

3 風道振動控制措施

根據(jù)風道殼體的試驗?zāi)B(tài)和諧波響應(yīng)分析，得到了風道殼體的最大振幅區(qū)域。通過在風道殼體振幅最大區(qū)域粘貼帶背膠的阻尼材料，來降低風道殼體的振幅，進而降低冰箱殼體的輻射噪聲，其具體布置方式如圖 11所示。對粘貼阻尼材料后的的風道進行模態(tài)試驗，可得粘貼阻尼前后風道的振型曲線，結(jié)果如圖12所示。

圖11 粘貼阻尼材料的風道Fig.11 The air duct with damping materials

圖12 粘貼阻尼材料前后的振型曲線對比圖Fig.12 Comparison of vibration profile before and after pasting damping materials

通過模態(tài)試驗的振型圖，可知在靠近風機兩側(cè)的位置及風道中部，風道殼體的振幅明顯降低，其效果如圖13所示。

圖13 風道殼體粘貼阻尼材料試驗?zāi)Ｐ偷恼裥蛨DFig.13 Vibration modal patterns of the test air duct shell model with damping material

風道在粘貼丁基膠或橡膠阻尼材料后，在不同頻率下，風道殼體振動幅值的變化趨勢，如圖14所示。

圖14 不同阻尼在不同頻率下風道振幅變化Fig.14 The vibration amplitudes of air duct with different damping at different frequencies

由風道殼體在粘貼不同阻尼材料下風道振動幅值的變化趨勢可知，在300 Hz頻率附近，接近風道內(nèi)氣流脈動激發(fā)頻率時，風道殼體的振動幅值由0.008 5 mm降低到了0.000 02 mm。

4 試驗驗證

噪聲測試系統(tǒng)采用LMS公司的動態(tài)測試系統(tǒng)，依據(jù) GB/T8059.4—93[14]和 GB19606—2004[15]標準在半消聲室內(nèi)測試，噪聲測試的國家標準如表4所示。

表4 冰箱噪聲國家測試標準Table 4 National test standards for refrigerators noise

在風道殼體振幅最大的區(qū)域粘貼帶背膠的阻尼材料，進行驗證與性能評價。圖 15為風道粘貼阻尼材料的示意圖。

圖15 風道粘貼帶背膠的阻尼材料現(xiàn)場照片F(xiàn)ig.15 Photos of the air duct pasting damping materials with back glue

某型號的冰箱在半消聲室中進行整機噪聲測試，其中環(huán)境的測試溫度為(23±5)℃；數(shù)據(jù)采集器距離冰箱1 m；冰箱正常運行30 min；冰箱運行功率達到穩(wěn)定狀態(tài)時，此時生成噪聲測試數(shù)據(jù)報告。噪聲測試系統(tǒng)如16所示。

根據(jù)1/3倍頻程A聲功率譜中，得到測試的聲功率分布圖和噪聲頻譜圖分別如圖17、18、19和圖20所示。

圖16 噪聲測試系統(tǒng)Fig.16 Photos of noise test system

圖17 冰箱整體噪聲的聲功率Fig.17 Sound power of refrigerator overall noise

圖18 冰箱風道四角粘貼阻尼材料時的噪聲聲功率Fig.18 Sound power of refrigerator pasting damping materials at four corners of air duct

圖19 冰箱風道中下部粘貼阻尼材料時的噪聲聲功率Fig.19 Sound power of refrigerator pasting damping materials on the middle and lower parts of air ducts

圖20 在冰箱整體前、后、左、右測得的噪聲頻譜圖Fig.20 The noise spectrums measured on the four sides of the refrigerator: front and back, left and right

通過冰箱整機進行噪聲測試，無霜冰箱風道殼體在粘貼阻尼材料前后，冰箱各個方位的噪聲數(shù)據(jù)采用A計權(quán)，結(jié)果如表5所示。根據(jù)噪聲測試的試驗數(shù)據(jù)對比，試驗結(jié)果證明在風道殼體振幅最大區(qū)域粘貼相應(yīng)阻尼材料能夠有效降低風道殼體的振幅，進而降低因風道振動產(chǎn)生的振動噪聲，以達到冰箱整機減振降噪的目的。

表5 在風道殼體不同部位黏貼阻尼后不同測點得到的冰箱輻射噪聲的聲功率Table 5 Sound power of refrigerator radiation noise obtained at different measuring points after pasting damping materials on different parts of air duct shell

5 結(jié) 論

通過以上分析，可以得出以下結(jié)論：

(1) 通過對無霜冰箱風道殼體進行模態(tài)分析，發(fā)現(xiàn)位于風機兩側(cè)和風道下出風口的振幅大于風道的其他表面?？芍L道殼體振幅最大的位置，與風機旋轉(zhuǎn)時風道產(chǎn)生振動的最大位置相契合，因此仿真和試驗的數(shù)據(jù)結(jié)果真實可靠。

(2) 通過對無霜冰箱風道的諧波響應(yīng)分析，得到了風道振幅變化趨勢，發(fā)現(xiàn)在300 Hz頻率附近，接近風道固有頻率時，風道殼體振幅出現(xiàn)極值，振幅為0.008 5 mm。通過風道粘貼阻尼材料后，風道振幅降到了0.000 02 mm。

(3) 通過試驗分析，有效驗證了仿真模擬的可行性。在冰箱風道殼體振幅最大的區(qū)域粘貼阻尼材料后，通過對無霜冰箱的噪聲測試，冰箱噪聲級降低了1.9 dB(A)。冰箱的噪聲降低效果顯著，實現(xiàn)了減振降噪的目的，且改進成本不高。本研究為無霜冰箱風道結(jié)構(gòu)的減振降噪提供了一定的設(shè)計思路。