无霜冰箱风道的振动分析及改进

韩宝坤1,甘信伟1,鲍怀谦1,2,王 鹏1,刘泽坤1,贾思祥1

(1. 山东科技大学机械电子工程学院,山东青岛266590;2. 青岛澳柯玛股份有限公司,山东青岛266510)

摘要:文章以无霜冰箱风道为研究对象,通过有限元模拟对风道固有频率、谐波响应和LMS Test.Lab振动试验进行分析,得到了风道壳体的固有频率、振幅极限和试验模态。计算结果表明,在风机工况状态下,风道振动噪声幅度最大时的频率是在风机工作的基频附近,通过风道粘贴阻尼的方式降低振幅,进而降低风道壳体传递给冰箱箱体的辐射噪声。试验结果表明:在风道壳体振幅最大的区域粘贴阻尼材料后,在半消声室进行噪声测试,冰箱整体减振效果明显且噪声级降低了1.9 dB。文章为风道减振降噪的改进提供方向和建议。

关键词:风道;振动噪声;模态分析;谐波响应;LMS振动试验

0 引 言

随着社会的快速发展,居民消费水平的提升,对大容量、多功能高端冰箱的需求越来越多,目前冰箱风冷制冷方式虽然达到了对制冷量的需求,但是风扇旋转产生强烈的振动,噪声影响较为严重。因此,在绿色环保成为当下社会发展主题的情形下,对家用冰箱噪声源的分析处理对冰箱噪声整体降噪及整机性能的提升具有重要意义。风道系统作为实现低噪分配输送风量和冷量的关键部位,已经成为工程师设计冰箱风道时关注的焦点。

虽然风道空腔具有稳定风道内部介质流动的作用,但仍会产生脉动引起风道的振动。引起风道共振的主要原因有:当风道固有频率接近内部气体的压力脉动频率时,两者发生耦合,引起共振[1];当风道内部流体中,起决定性作用的湍流频带振动与风道壳体固有频率相同时,将会产生共振[2];由于风道内的流体流动不够顺畅,在局部生成卡门漩涡,因此引起周围的静压振动[3]。无论哪一种振动,都对冰箱的工作状态和噪声影响极大,众多学者针对此问题展开了研究。王正等[4]研究分析得到半开式导流罩的最优宽度,通过安装半开式导流罩降低风机出口的湍流强度,进而降低了风机的噪声。刘泽勤等[5]为了提高风道内部流场气流分布的均匀性,在风机盘管上安装合适的导流板。朱宇龙等[6]为了提升风冷冰箱风量,降低气动噪音,对风道内扇叶的装配结构及电机支架进行了优化设计,得出了轴向间隙、径向间隙及电机固定夹等对风量、噪声的影响规律,对其进行优化设计实现降噪。Baran 等[7]观察到无霜冰箱的主要振动源是风扇叶片的不平衡运动,它刺激了压力通风系统,使整个结构有明显的振动。陈庆涛等[8]对风道盖板导风圈进行参数优化设计,在保证相同出风量和制冷效果的情况下,降低风机转速,从而达成降低噪声的效果。Celikkan等[9]研究了冷冻柜内部结构与腔体之间的振动和声学的相互作用,对冷冻机空腔的声学特性进行了求解,并通过与正常风管模态的比较,识别出风管的重叠频率,并对风管进行设计修改,以减少风管源与结构的相互作用,降低了风管向冷冻室辐射的结构噪声。

目前的研究主要针对风道以及风扇结构的改进上。本文通过增加风道整体的振动阻尼来研究分析风道壳体的振幅和噪声的变化情况。

1 模态分析

1.1 模态分析理论基础

为了得到风道壳体的固有频率和振型,对其进行模态分析[10]。在具有粘性阻尼系统情况下,风道壳体的自由振动运动微分方程为

从方程的通解可知,风道壳体振动为非严格周期振动[11],阻尼对振动幅值的影响很大,是影响风道振动的重要因素之一。以此作为研究目标,为后续提出风道减振措施提供了理论基础。

1.2 风道有限元模型

(1) 根据风道的结构图纸,风道壳体长为475 mm宽为470 mm,厚度为50 mm,其他数据如表1所示。建立风道的三维模型,如图1所示。

表1 风道壳体参数
Table 1 Parameters of air duct shell

风道材料 密度ρ/(kg·m-3) 泊松比υ 杨氏模量/Pa ABS树脂1 050 0.394 2.2×109

图1 风道的三维实体模型
Fig.1 The 3D solid model of air duct

无霜风道模型共七个出风口,其中垂直向上的是冷藏出风口,其他出风口分别设置如下:上出风口设置角度为35°,中间出风口设置角度为90°,下出风口设置角度为135°,以此模型进行研究与分析。

(2) 在Solidworks软件中完成无霜冰箱风道物理建模后,将其导入Ansys Workbench模块中,完成冰箱风道壳体网格划分,如图2所示。其中风道壳体采用自动划分网格法,形成非结构四面体网格,网格单元格数量为27 837。

图2 风道壳体网格图
Fig.2 Grid diagram of the air duct shell

1.3 模态结果

通过仿真分析,得到风道壳体第1~12阶次的固有频率,结果如表2所示。

表2 无霜冰箱风道壳体结构各阶次固有频率
Table 2 The natural frequency of each order of the air duct shell structure in frost-free refrigerator

阶次固有频率/Hz 阶次固有频率/Hz 阶次 固有频率/Hz 1 101.07 5 179.82 9 252.97 2 148.19 6 190.39 10 265.56 3 162.07 7 193.05 11 300.45 4 177.92 8 232.69 12 315.27

风道中安装的离心风机的扇叶数为11,其风机转速为 1 500 r·min-1,因此计算得到风道内部气流脉动激振频率fp

其中:m为离心风机的转速,单位r·min-1n代表离心风机的叶片数。

由式(7)可知气流脉动激发频率为275 Hz。当第10阶和第11阶的固有频率接近风道内部气流脉动的激发频率时,风道壳体产生剧烈振动。

通过软件进行模态仿真分析,其中边界条件为风道两侧固定,单位为mm,得到风道第9~12阶风道模态振型如图3所示。

图 3计算结果表明,第 9阶振型的频率为252.97 Hz,第10阶振型的频率为265.56 Hz,第11阶振型的频率为300.45 Hz,第12阶振型的频率为315.27 Hz,当固有频率接近275 Hz时的振动最为明显,位于风机两侧和风道下出风口的振幅大于风道的其他表面。

图3 风道壳体9~12阶模态振型图
Fig.3 The 9th~12 th order modal patterns of the air duct shell

1.4 风道的试验模态分析

1.4.1 试验模态数值计算[12]

对无霜冰箱风道模型进行简化处理,可以看作一个受激振力的结构阻尼系统,微分方程为

对式(9)进行拉普拉斯变换(变量 s),并且假设初始位移和初始速度为0,则可以得到

式中:adj(·)表示求伴随矩阵。

1.4.2 试验模态分析

对无霜风道壳体进行试验模态分析,得到频率响应函数(Frequency Response Function, FRF)并进行模态分析。选取0~2 040 Hz频段,并利用对参考点最小二乘复指数(Least Squares Complex,LSCE)法对FRF进行运算。

利用LMS Test.Lab振动分析系统,采用有限元单点锤击法进行测试,测试系统如图 4所示;选取风机中心为力锤激励点,分别在风道壳体正反两面布置传感器矩阵,具体布置如图5所示,测试流程如图6所示。

图4 测试系统布设图
Fig.4 Layout of test system

图5 测试点的分布图
Fig.5 Distribution of test points

图6 测试系统流程图
Fig.6 Flowchart of test system

根据试验模态测试结果,可以得到风道壳体试验的模态曲线及各阶模态的固有频率,分别如图 7和表3所示。

表3 试验风道模型的各阶模态频率
Table 3 Modal frequencies of the test air duct model

阶次固有频率/Hz 阶次固有频率/Hz 阶次 固有频率/Hz 1 130.55 5 311.02 9 618.69 2 168.78 6 356.05 10 678.36 3 212.07 7 464.73 11 732.46 4 264.57 8 565.70 12 850.59

从图7试验分析曲线,可知风道壳体振动幅值在264.57~306.16 Hz频率范围内时,风道壳体振动幅值出现峰值,振动幅度最大。

图7 风道壳体试验模态曲线
Fig.7 Modal curve of the test air duct shell

根据各阶模态频率,得到风道壳体振动幅值出现峰值时的振型图如图8所示。

图8 试验风道壳体模型的振型图
Fig.8 Vibration modal patterns of the test air duct shell model

通过试验模态和仿真分析,将计算结果、仿真和试验测量数据对比发现,振动幅度最大的位置是靠近风机的两侧和机壳的右中部位,与实际风道振动最大位置相契合,因此仿真和试验的数据结果真实可靠。

2 谐波响应分析

2.1 谐波响应分析理论基础

利用谐波响应分析可以得到风道壳体在正弦荷载作用下的稳态响应[13],进而得到风道壳体在不同频率下的振幅曲线,谐波响应运动方程如下:

式中:φ为相位角;A为风道壳体位移幅值;ω为激励的角频率。

2.2 风道谐波响应分析

根据谐波响应分析,选取了0~500 Hz频段振幅峰值变形情况,结果如图9所示。

图9 不同频率下风道壳体谐波响应分析
Fig.9 Harmonic response analysis of air duct shell at different frequencies

在不同频段时,风道振动幅值的变化趋势如图10所示。

图10 不同频段下风道振幅的变化趋势
Fig.10 Variation of the vibration amplitude of air duct with frequency

由图 9 不同频率下风道壳体谐波响应分析,在200、250、300和350 Hz频段接近风道固有频率时,风道壳体靠近风机的两侧振幅明显大于风道壳体的其他区域。根据图 10 中不同频段下风道振幅的变化趋势,可知在300 Hz频率附近,风道壳体振幅出现极值,振幅为0.008 5 mm。通过几何模态分析、试验模态分析和谐波响应分析的数据对比发现,振动幅度最大的位置与实际风道振动幅度最大的位置相同,因此可以确定冰箱风道振动幅度最大的位置,为接下来降低风道振动幅度,提供了较好的数据支撑和明确的方向。

3 风道振动控制措施

根据风道壳体的试验模态和谐波响应分析,得到了风道壳体的最大振幅区域。通过在风道壳体振幅最大区域粘贴带背胶的阻尼材料,来降低风道壳体的振幅,进而降低冰箱壳体的辐射噪声,其具体布置方式如图 11所示。对粘贴阻尼材料后的的风道进行模态试验,可得粘贴阻尼前后风道的振型曲线,结果如图12所示。

图11 粘贴阻尼材料的风道
Fig.11 The air duct with damping materials

图12 粘贴阻尼材料前后的振型曲线对比图
Fig.12 Comparison of vibration profile before and after pasting damping materials

通过模态试验的振型图,可知在靠近风机两侧的位置及风道中部,风道壳体的振幅明显降低,其效果如图13所示。

图13 风道壳体粘贴阻尼材料试验模型的振型图
Fig.13 Vibration modal patterns of the test air duct shell model with damping material

风道在粘贴丁基胶或橡胶阻尼材料后,在不同频率下,风道壳体振动幅值的变化趋势,如图14所示。

图14 不同阻尼在不同频率下风道振幅变化
Fig.14 The vibration amplitudes of air duct with different damping at different frequencies

由风道壳体在粘贴不同阻尼材料下风道振动幅值的变化趋势可知,在300 Hz频率附近,接近风道内气流脉动激发频率时,风道壳体的振动幅值由0.008 5 mm降低到了0.000 02 mm。

4 试验验证

噪声测试系统采用LMS公司的动态测试系统,依据 GB/T8059.4—93[14]和 GB19606—2004[15]标准在半消声室内测试,噪声测试的国家标准如表4所示。

表4 冰箱噪声国家测试标准
Table 4 National test standards for refrigerators noise

容量/L 类型 噪声级/dB(A)≤250 冰柜 ≤45<250 风冷冰箱及冰柜 ≤47≥250 直冷冰箱 ≤48≥250 风冷冰箱 ≤52>250 冰柜 ≤55

在风道壳体振幅最大的区域粘贴带背胶的阻尼材料,进行验证与性能评价。图 15为风道粘贴阻尼材料的示意图。

图15 风道粘贴带背胶的阻尼材料现场照片
Fig.15 Photos of the air duct pasting damping materials with back glue

某型号的冰箱在半消声室中进行整机噪声测试,其中环境的测试温度为(23±5)℃;数据采集器距离冰箱1 m;冰箱正常运行30 min;冰箱运行功率达到稳定状态时,此时生成噪声测试数据报告。噪声测试系统如16所示。

根据1/3倍频程A声功率谱中,得到测试的声功率分布图和噪声频谱图分别如图17、18、19和图20所示。

图16 噪声测试系统
Fig.16 Photos of noise test system

图17 冰箱整体噪声的声功率
Fig.17 Sound power of refrigerator overall noise

图18 冰箱风道四角粘贴阻尼材料时的噪声声功率
Fig.18 Sound power of refrigerator pasting damping materials at four corners of air duct

图19 冰箱风道中下部粘贴阻尼材料时的噪声声功率
Fig.19 Sound power of refrigerator pasting damping materials on the middle and lower parts of air ducts

图20 在冰箱整体前、后、左、右测得的噪声频谱图
Fig.20 The noise spectrums measured on the four sides of the refrigerator: front and back, left and right

通过冰箱整机进行噪声测试,无霜冰箱风道壳体在粘贴阻尼材料前后,冰箱各个方位的噪声数据采用A计权,结果如表5所示。根据噪声测试的试验数据对比,试验结果证明在风道壳体振幅最大区域粘贴相应阻尼材料能够有效降低风道壳体的振幅,进而降低因风道振动产生的振动噪声,以达到冰箱整机减振降噪的目的。

表5 在风道壳体不同部位黏贴阻尼后不同测点得到的冰箱辐射噪声的声功率
Table 5 Sound power of refrigerator radiation noise obtained at different measuring points after pasting damping materials on different parts of air duct shell

监测点 声功率/dB无阻尼 四角粘贴阻尼 中下部粘贴阻尼前测点 28.9 28.4 25.2后测点 30.6 30.4 28.9左侧点27.5 26.5 25.8右侧点28.5 27.5 27.3

5 结 论

通过以上分析,可以得出以下结论:

(1) 通过对无霜冰箱风道壳体进行模态分析,发现位于风机两侧和风道下出风口的振幅大于风道的其他表面。可知风道壳体振幅最大的位置,与风机旋转时风道产生振动的最大位置相契合,因此仿真和试验的数据结果真实可靠。

(2) 通过对无霜冰箱风道的谐波响应分析,得到了风道振幅变化趋势,发现在300 Hz频率附近,接近风道固有频率时,风道壳体振幅出现极值,振幅为0.008 5 mm。通过风道粘贴阻尼材料后,风道振幅降到了0.000 02 mm。

(3) 通过试验分析,有效验证了仿真模拟的可行性。在冰箱风道壳体振幅最大的区域粘贴阻尼材料后,通过对无霜冰箱的噪声测试,冰箱噪声级降低了1.9 dB(A)。冰箱的噪声降低效果显著,实现了减振降噪的目的,且改进成本不高。本研究为无霜冰箱风道结构的减振降噪提供了一定的设计思路。

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Vibration analysis and improvement of air duct of frost-free refrigerator

HAN Baokun1, GAN Xinwei1, BAO Huaiqian1,2, WANG Peng1, LIU Zekun1, JIA Sixiang1
(1. College of Mechanical and Electronic Engineering, Shandong University of Science and Technology, Qingdao 266590, Shandong, China;2. Qingdao Aokoma Co., Ltd., Qingdao 266510, Shandong, China)

Abstract: In this paper, the air duct of the frost-free refrigerator is taken as the research object. The natural frequency analysis, harmonic response analysis and LMS Test.Lab vibration test of the air duct are conducted by finite element simulation, and the natural frequency, amplitude limit and experimental mode of the air duct shell are obtained. The calculation results show that the frequency of the strongest vibration of air duct is close to the fundamental frequency of the fan, and the vibration amplitude can be reduced by pasting damping materials on the air duct, thereby the radiation noise transmitted from the duct shell to the refrigerator box is reduced. The experimental results show that after the damping materials are pasted on the area of the air duct shell with the largest vibration amplitude, the vibration of the whole refrigerator is obviously weakened and the radiated noise level is reduced by 1.9 dB according to the test in a semi-anechoic chamber. This paper provides a direction and suggestions for reducing vibration and noise in air duct.

Key words: air duct; vibration noise; modal analysis; harmonic response; LMS vibration test

中图分类号:TB535

文献标志码:A

文章编号:1000-3630(2021)-01-0097-07

引用格式:韩宝坤, 甘信伟, 鲍怀谦, 等. 无霜冰箱风道的振动分析及改进[J]. 声学技术, 2021, 40(1): 97-103. [HAN Baokun, GAN Xinwei, BAO Huaiqian, et al. Vibration analysis and improvement of air duct of frost-free refrigerator[J]. Technical Acoustics, 2021, 40(1): 97-103.] DOI:10.16300/j.cnki. 1000-3630.2021.01.015

收稿日期:2019-09-16;修回日期:2019-11-14

基金项目: 山东省重点研发计划项目(2017GGX40120)

作者简介: 韩宝坤(1971-), 男, 山东莱芜人, 博士, 研究方向为机械振动与噪声控制。

通信作者: 甘信伟, E-mail: Ganxw68adu@163.com