離心式空調扇噪聲優化與實驗研究

梁 浩

（珠海格力電器股份有限公司 珠海 519070）

引言

空調扇，又稱冷風扇，如圖1所示，其依靠濕簾蒸發，降低環境溫度?？照{扇可以改善室內空氣濕度、降低溫度、價格便宜，深受消費者的青睞。隨著消費者對生活電器產品質量的不斷提高，噪音問題直接影響消費者的使用。改善生活電器音質，可以直接提升消費者對生活電器的體驗效果，提升產品的質量。

圖1 空調扇整機示意圖

某離心式空調扇，采用離心風機，整機聲功率為66.5 dB(A)，國標要求≤ 64 dB(A)，超出國標要求值2.5 dB(A)，同時在低檔運行時有“嗡嗡聲”，音質體驗差。因此，需從整機風機系統出發，對噪音及音質進行優化改善。

1 問題分析

聲音是一種機械擾動在介質中的傳播，人較敏感的聲音頻率范圍是63～16 000 Hz。噪聲產生的機理主要有三類：一是結構噪聲，其主要是由固體的振動導致聲能的產生和輻射；二是電磁噪聲，其主要是由于交變電磁力作用引起的噪聲；三是氣動噪聲，其主要是由湍流和非定常流動誘發的噪聲。其中氣動噪聲是由于氣體非穩態流動，氣體與氣體及氣體與物體相互作用產生的噪聲。從噪聲產生的機理看，氣動噪聲主要由旋轉噪聲和渦流噪聲組成。旋轉噪聲具有離散的頻譜特性，又稱離散噪聲。其主要是氣流經過蝸舌部位產生周期性壓力和速度脈動所引起的噪聲。其頻譜特性是離散的，旋轉噪聲的頻率為：

式中：

n—轉速（rpm）；

z—葉片數；

i—諧波序號，i=1，2，3……。

渦流噪聲又稱寬帶噪聲，它是由氣流紊流層與葉片相互作用，葉片和殼體壁面旋渦脫落和紊流附面層誘導非定常壓力隨機脈動而引起的。

根據噪聲形成的機理，分析離心式空調扇的噪聲來源。聲音所含有的頻率成分及各個頻率上的能量分布關系是通過頻譜圖表現出來的，圖2為樣機的頻譜圖。該樣機離心風輪轉速約1200 rpm，葉片數47，則基頻為940 Hz。從頻譜圖中發現，噪聲的峰值出現在基頻處，從而可以判斷樣機的噪聲主要是離散噪聲，它是由氣體從葉輪甩出后，在經過蝸舌部位時產生周期性壓力和速度脈沖引起。同時，離心風葉在旋轉時，由于氣流的分離和氣體邊界層分離會產生渦流噪聲。因此，該樣機的噪聲主要是以旋轉噪聲為主，同時夾雜著渦流噪聲。

圖2 樣機噪聲頻譜圖

風葉在低檔運行時，低頻振動主要是通過電機與風葉傳遞。因此，必須從傳播路徑上降低振動激勵，減小低頻振動噪音。對于振動傳遞路徑，通常用振動傳遞率來衡量其傳遞激振力的多少，其定義為某一結構輸出激勵力與輸入激勵力的比。顯然，振動傳遞率越高，則通過該結構途徑傳遞的振動能量就越大。單自由度系統振動傳遞率的計算方法如式（2）所示：

式中：

T—振動傳遞率；

Ωn—系統固有頻率；

ω—激勵力頻率；

ζ—阻尼。

當激勵頻率ω 高于某一振動傳遞路徑的固有頻率ωn時，激勵頻率ω 與固有頻率ωn之間的距離越大，則該傳遞路徑的振動傳遞T 越低。對于一個固定的電機激勵ω=50 Hz，某一傳遞路徑的固有頻率ωn越低，則其對應的傳遞率T 也越低。

通過以上分析，在現有結構的基初上，減少改模數量，通過優化風道結構，降低旋轉噪音和渦流噪音。通過風輪軸孔增加彈性膠件，降低電機與風輪共振，消除“嗡嗡聲”。

2 風道仿真優化及實驗驗證

2.1 幾何建模與網格劃分

為了觀察蝸殼內部流體的流動特性，首先對冷風扇蝸殼和進、出口建立幾何模型。為了仿真的準確性，在模型的進出口分別增加延伸段，防止回流，如圖3所示。通過ICEM 生成四面體網格，對其進行網格劃分，如圖4所示，共230 萬個網格單元。

圖3 幾何模型

圖4 網格劃分

2.2 流體仿真分析

對冷風扇風機系統進行建模，觀察蝸殼內部流體的流動特性。原蝸殼如圖5所示，通過流體仿真觀察內部流場。從速度矢量圖，如圖6，可以看出，在葉輪將氣體甩出的外置，氣流速度非常大，并且直接沖擊蝸殼壁面。在蝸殼及殼體壁面，流體速度非常高，和壁面產生一定的沖擊和摩擦，沖擊和摩擦會產生很強的噪聲。流體的渦旋和氣流的分布不均會造成流體的能量損失，同時產生一定的噪聲。通過流體仿真分析，找到造成氣流不均和形成渦旋的部位，針對這樣部位，最大程度地減小渦流耗散，降低噪聲。在蝸舌附近，形成了負壓區，產生了很大的漩渦。這不但造成了流體的損失，還會引起壓力脈動，影響噪聲。由于蝸舌部位過于靠外，未能將葉輪包裹，這對氣體的流動和噪聲產生了不利影響。

圖5 優化前風道示意圖

圖6 原蝸舌速度矢量圖

為了消除該渦旋負壓區，減小能量損失，減小渦流，將原蝸殼蝸舌位置向內延伸，減小氣體出口距離，如圖7所示，從優化蝸舌速度矢量圖，如圖8可以看出，在蝸舌附近的負壓區有很大程度的減小，只在上部出口外置處由于很大的空腔及直角區域，產生了直角漩渦區域，但其能量較小，對噪音的影響并不大。通過對蝸舌部位的優化，流場在蝸舌附件的漩渦區得到了很大改善。

圖7 優化后風道示意圖

圖8 優化蝸舌速度矢量圖

2.3 實驗驗證

將更改后的蝸殼裝機，對優化前后風道進行實驗對比，如表1所示，結果表明：在相同風量下，整機噪音值降低3.1 dB，旋轉噪音峰值降低6.1 dB，如圖9所示。優化后的蝸舌降低整機噪音，有效改善音質。

圖9 整機噪音頻譜對比

表1 蝸殼優化前后性能對比

3 風輪優化及實驗驗證

為解決空調扇低頻噪聲，主要是降低傳播路徑中部件的固有頻率和激勵頻率。離心風輪軸孔采用鋁嵌件，外圍橡膠，如圖11 所示。由于橡膠阻尼小，可以減弱電機與風葉接觸產生的振動。當電機帶動負載旋轉時，振動會被風葉嵌入的彈性單元阻擋吸收，有效減小了振動能量向風道殼體的傳遞，減弱衰減聲音放大效果。同時，嵌件風輪具有較低的自振頻率和一定的阻尼，可以減弱電機振動產生的低頻噪音。

圖10 原風輪

圖11 帶嵌件風輪

3.1 模態仿真

對原風輪與帶嵌件風輪進行模態仿真，如圖12、13所示。原風輪在1～4 階模態的頻率為25 Hz，風輪在低檔轉速的基頻為13 Hz，因此1～4 階模態頻率為轉頻的2倍。帶橡膠嵌件的風輪，1～3 階頻率完全避開了風輪轉頻。

圖12 原風輪模態仿真云圖

圖13 帶嵌件風輪模態仿真云圖

3.2 實驗驗證

將原風輪與帶嵌件的風輪分別裝入空調扇進行整機噪聲測試，測試結果表2所示。

表2 不同風輪抵擋噪音對比

從測試結果可以看出，帶橡膠鋁嵌件風輪最低檔的噪聲值較原風輪降低1.3 dB，在200～600 Hz頻率范圍內，無明顯峰值，如圖14 所示，低頻噪音得到明顯改善，音質體驗無明顯“嗡嗡聲”。

4 小結

1）離心式空調扇氣動噪聲主要是以旋轉噪聲為主，同時夾雜著渦流噪聲。蝸舌是影響旋轉噪聲和渦流噪聲的關鍵部位，通過蝸舌位置向內延伸，增加風輪包裹位置，減小氣體出口距離，減小蝸舌負壓區域，減少渦流耗散區域。在相同風量下，整機噪音值降低3.1 dB，旋轉噪音峰值降低6.1 dB，降低噪音，改善了音質。

2）風葉在低檔運行時，低頻振動主要是通過電機與風葉傳遞。因此，可以從傳播路徑上降低振動激勵，減小低頻振動噪音，改善音質。

圖14 不同風輪低檔噪音頻譜

3）嵌件風輪具有較低的自振頻率和一定的阻尼，可以減弱電機振動產生的低頻噪音。帶橡膠鋁嵌件的風輪，減小風輪的共振頻率，降低低頻噪音。最低檔的噪聲值較原風輪降低1.3 dB，在200 ～600 Hz 頻率范圍內，無明顯峰值，低頻噪音得到明顯改善。