家用柜式空调钣金件减振降噪设计研究

高旭 杨春生 熊军

(珠海格力电器股份有限公司 广东珠海 519070）

家用柜式空调钣金件减振降噪设计研究

高旭 杨春生 熊军

(珠海格力电器股份有限公司 广东珠海 519070）

基于CAE仿真分析技术对某型家用柜式空调钣金件动力学分析，结合噪声诊断分析结果，通过改变加强筋的设计参数实现对钣金件的模态振型优化，提升了钣金件的减振降噪性能。试验结果表明：经优化后，空调钣金件噪声振动辐射降低，空调内机声品质明显改善。

振动与波；空调；CAE；减振降噪

1 引言

随着生活品质的提升，人们对家用电器的品质要求也越来越高，更加关注家用电器的声品质。对于家用电器企业来说，产品具有良好的声品质无疑对产品竞争力的提升有很大帮助。

空调产品也不例外，消费者对声品质的要求有增无减。由于我国相对电网谐波含量要求标准较宽，监管也缺失，对于不同区域、不同时候电网谐波含量偏高引起电源畸变，导致近年来柜内机噪音问题突出，一方面可提高电机的抗谐波能力；另一方面降低钣金件响应，优化结构动力学性能。

针对钣金件等板材振动与噪声辐射的关系，也是振动控制研究的热点。国内外学者从不同的角度研究振动与噪声辐射的关系，希望揭示其内在的联系，找到一个直接衡量声辐射的物理量。有的学者利用FEM、BEM仿真技术研究加筋板与声辐射的关系[1]；有的学者通过模型振型优化，需求降低声辐射的方法，也提出了声辐射模态与噪声辐射关系[2][3][4][5]等等。

本文结合柜内机存在的“嗡嗡声”问题，从响应端分析后板的压筋参数，利用有限元动力学分析技术对后板结构进行固频、振型优化，提升后板的减振降噪性能，提升空调的声品质。

2 压筋参数研究

结构的动力学性能决定于结构形式，针对空调零部件所采用的钣金件存在以下两个问题：（1）钣金件厚度薄（0.6～1.15mm）；（2）钣金件的面积大。

以上问题不仅导致结构强度差，还会严重影响结构的动力学性能，使得减振降噪性能差。在不增加成本的前提下，通过增加加强筋

设计改变结构性能。但如何保证在结构强度加强的同时，又能提升结构的振动、声学性能，有必要从压筋的参数（压筋深度（h）、压筋宽度（b））方面进行优化研究。考虑到回弹变形问题，模具工艺对压筋深度有具体要求，本文仅研究压筋的宽度变化对结构固频及结构动力学响应的影响规律。

图2 优化前结构模型

图3 优化后结构模型

表1 结构模态固频对比表

表2 不同筋宽谐响应分析结果

表3 原后板固有频率一览表

表4 优化后板固有频率一览表

2.1 有限元模型简化及建立

结合柜机噪声振动传递路径分析，从激励端到响应端，一条重要的且和“嗡嗡声”直接相关的传递路径：电机→减振胶垫→定位螺栓→后板，因此电磁“嗡嗡声”问题的处理，将分析模型简化为后板及电机模型。

对分析简化模型进行网格划分，考虑钣金件面积大且薄，采用壳单元shell63进行模拟；电机主要考虑质量的影响，同样采用壳单元shell63模拟，质量采用修正材料密度保证等质量，所建立的有限元模型如图1所示。

边界约束：后板采用四边全位移约束，电机与后板间通过节点耦合方式连接。

2.2 不同压筋参数下的动力学分析

2.2.1 不同压筋参数下的模态分析

不改变后板压筋方式，仅更改压筋宽度进行模态分析结果对比，具体数据见表1，重点对比激励频率100Hz附近的固频。

表1仿真数据对比表明：

（1）在加强筋的宽度为26、28、30mm时，结构的固有频率偏离电机激励频率100Hz幅度较

大，不易引起共振；

（2）同时考虑到仿真过程中对螺栓连接的模拟与实际连接有所差异，实际结构刚度有所上升。

综合分析认为加强筋宽度为26、28、30mm时，结构对激励频率得到有效规避。

2.2.2 不同压筋参数下的谐响应分析

为确定结构在谐波载荷作用下，结构位移以及应力的变化情况进行了谐响应分析。模态分析结果表明压筋宽度为26、28、30mm时较优，因此针对以上情况进行谐响应分析。所选电机型号为LN90X，技术参数为输出功率64W，转速530r/min，转矩1.15N·m。仿真施加的载荷为扭矩1.15N·m，频率为100Hz。

分析结果如表2，表明：

（1）不同的压筋宽度谐响应分析结果相比，加强筋为28mm结果最优；

（2）压筋宽度为28mm时，谐响应分析结构的最大位移、最大应力分别为0.00204mm、0.656027MPa。

（3）结果也表明电机安装部位数结构相对薄弱环节，需进一步加强，考虑在凸包处压十字筋。

3 某机型柜式空调内机钣金件优化分析

对售后反馈存在噪声问题的机型，进行加强筋优化，并通过固频、振型分布确认最优方案并进行实验验证。

3.1 结构模型的优化

分析结果表明压筋宽度设置为28mm最优，压筋形式采用“井”字型结构，减少筋条间的宽度，减少筋条间的变形，优化前后模型见图2、图3。

3.2 有限元模态分析

根据前述分析结果，评估后板结构的动力学性能，电机影响较小，因此直接针对后板及其加强零件建模分析，如图4、5，评估固频、振型情况。

优化前后的分析结果见表3、表4，结果表明：

（1）优化后结构刚度大幅度改善，低阶固频由15.7Hz提升至26.8Hz；

（2）固频方面与激励频率（100Hz）相比，优化后较接近激励频率，但振型得到明显改善，振动最大区域位于底部，考虑到底部安装基座为塑料件利于振动能量耗散，在上部大范围区域振动较小。

综上，结合固频、振型分布优化后方案总体效果优于优化前。

3.3 实验验证

对优化前后的后板装机进行噪音对比测试，因篇幅有限，本文仅对比优化前后低、高风档的噪音情况。如图6、7所示，试验结果结果表明：优化后的后板与优化前，噪音总值有所降低，且电磁噪声（100Hz、200Hz、300Hz）峰值不明显，整机声品质得以提升。

4 结论

通过对柜式空调内机后板钣金件有限元动力学分析以及试验验证，对比分析结果表明：

（1）改变压筋参数即压筋宽度，模态、谐响应分析结果表明，在钣金件厚度不改变的情况下，筋宽28mm综合效果最优；

（2）在压筋结构布局方面，仿真及试验结果验证采用“井”字型压筋结构，结构刚度得到大幅度提高，利于减振降噪；

（3）柜内机减振降噪分析表明，电机的安装位置的强度对整体减振隔振具有重要意义，需重点考虑该处的振型及刚度[6]；

（4）钣金件的减振降噪不单需要考虑固频偏离电机激励频率，防止共振，由于所采用钣金件厚度薄，模态密度高，有时很难避开激励频率，因此降噪更为重要的需要优化振型，避免出现较大振动集中区域。

图4 原后板综合振型（102Hz）

图5 优化后板综合振型（99.5Hz）

图6 优化前噪音情况（37.6dB(A) 23.7dB(A)/395.5Hz）

图7 优化后噪音情况（36.6dB(A) 21.9dB(A)/395.5Hz）

[1] 孙登敏. 基于FEM—BEM的加筋板结构与声辐射优化设计研究[D]. 南京：江苏科技大学，2012:42-45.

[2] 左曙光等. 基于声辐射控制的板结构优化设计[J]. 同济大学学报（自然科学版），2012.40(1).

[3] 陈美霞等. 加筋圆柱壳结构振动与辐射噪声关系分析[J]. 中国舰船研究，2007.2(5).

[4] 石炜. 矩形薄板的振动与声辐射研究及其控制[D].成都：西南交通大学，2010:6-15.

[5] 臧献国等. 基于模态振型形状优化的结构声辐射控制[J]. 机械工程学报，2010.46(9).

[6] 刘成武等. 压缩机机体声辐射的模态特性研究[J].流体机械，2006.34(12).

The research on vibration and noise control of sheet-metal design for floor-standing air-conditioner

GAO Xu YANG Chunsheng XIONG Jun
（Gree Electric Appliances, INC. of Zhuhai Zhuhai 519070）

Based on CAE simulation technology, dynamic analysis for sheet-metal of indoor unit of floor-standing airconditioner is done. According to the results of noise diagnostic analysis, modal shape optimization of sheet-metal parts is achieved by changing stiffener design parameters. So vibration and noise performance of sheet-metal parts are under control. The test results show that the noise and vibration radiation of the optimized sheet-metal is reduced because of modal shape optimization and the sound quality of indoor unit is significantly improved.

Vibration and wave; Air conditioner; CAE; Vibration and noise control