离心式空调扇噪声优化与实验研究

梁 浩

（珠海格力电器股份有限公司 珠海 519070）

引言

空调扇，又称冷风扇，如图1所示，其依靠湿帘蒸发，降低环境温度。空调扇可以改善室内空气湿度、降低温度、价格便宜，深受消费者的青睐。随着消费者对生活电器产品质量的不断提高，噪音问题直接影响消费者的使用。改善生活电器音质，可以直接提升消费者对生活电器的体验效果，提升产品的质量。

图1 空调扇整机示意图

某离心式空调扇，采用离心风机，整机声功率为66.5 dB(A)，国标要求≤ 64 dB(A)，超出国标要求值2.5 dB(A)，同时在低档运行时有“嗡嗡声”，音质体验差。因此，需从整机风机系统出发，对噪音及音质进行优化改善。

1 问题分析

声音是一种机械扰动在介质中的传播，人较敏感的声音频率范围是63～16 000 Hz。噪声产生的机理主要有三类：一是结构噪声，其主要是由固体的振动导致声能的产生和辐射；二是电磁噪声，其主要是由于交变电磁力作用引起的噪声；三是气动噪声，其主要是由湍流和非定常流动诱发的噪声。其中气动噪声是由于气体非稳态流动，气体与气体及气体与物体相互作用产生的噪声。从噪声产生的机理看，气动噪声主要由旋转噪声和涡流噪声组成。旋转噪声具有离散的频谱特性，又称离散噪声。其主要是气流经过蜗舌部位产生周期性压力和速度脉动所引起的噪声。其频谱特性是离散的，旋转噪声的频率为：

式中：

n—转速（rpm）；

z—叶片数；

i—谐波序号，i=1，2，3……。

涡流噪声又称宽带噪声，它是由气流紊流层与叶片相互作用，叶片和壳体壁面旋涡脱落和紊流附面层诱导非定常压力随机脉动而引起的。

根据噪声形成的机理，分析离心式空调扇的噪声来源。声音所含有的频率成分及各个频率上的能量分布关系是通过频谱图表现出来的，图2为样机的频谱图。该样机离心风轮转速约1200 rpm，叶片数47，则基频为940 Hz。从频谱图中发现，噪声的峰值出现在基频处，从而可以判断样机的噪声主要是离散噪声，它是由气体从叶轮甩出后，在经过蜗舌部位时产生周期性压力和速度脉冲引起。同时，离心风叶在旋转时，由于气流的分离和气体边界层分离会产生涡流噪声。因此，该样机的噪声主要是以旋转噪声为主，同时夹杂着涡流噪声。

图2 样机噪声频谱图

风叶在低档运行时，低频振动主要是通过电机与风叶传递。因此，必须从传播路径上降低振动激励，减小低频振动噪音。对于振动传递路径，通常用振动传递率来衡量其传递激振力的多少，其定义为某一结构输出激励力与输入激励力的比。显然，振动传递率越高，则通过该结构途径传递的振动能量就越大。单自由度系统振动传递率的计算方法如式（2）所示：

式中：

T—振动传递率；

Ωn—系统固有频率；

ω—激励力频率；

ζ—阻尼。

当激励频率ω 高于某一振动传递路径的固有频率ωn时，激励频率ω 与固有频率ωn之间的距离越大，则该传递路径的振动传递T 越低。对于一个固定的电机激励ω=50 Hz，某一传递路径的固有频率ωn越低，则其对应的传递率T 也越低。

通过以上分析，在现有结构的基初上，减少改模数量，通过优化风道结构，降低旋转噪音和涡流噪音。通过风轮轴孔增加弹性胶件，降低电机与风轮共振，消除“嗡嗡声”。

2 风道仿真优化及实验验证

2.1 几何建模与网格划分

为了观察蜗壳内部流体的流动特性，首先对冷风扇蜗壳和进、出口建立几何模型。为了仿真的准确性，在模型的进出口分别增加延伸段，防止回流，如图3所示。通过ICEM 生成四面体网格，对其进行网格划分，如图4所示，共230 万个网格单元。

图3 几何模型

图4 网格划分

2.2 流体仿真分析

对冷风扇风机系统进行建模，观察蜗壳内部流体的流动特性。原蜗壳如图5所示，通过流体仿真观察内部流场。从速度矢量图，如图6，可以看出，在叶轮将气体甩出的外置，气流速度非常大，并且直接冲击蜗壳壁面。在蜗壳及壳体壁面，流体速度非常高，和壁面产生一定的冲击和摩擦，冲击和摩擦会产生很强的噪声。流体的涡旋和气流的分布不均会造成流体的能量损失，同时产生一定的噪声。通过流体仿真分析，找到造成气流不均和形成涡旋的部位，针对这样部位，最大程度地减小涡流耗散，降低噪声。在蜗舌附近，形成了负压区，产生了很大的漩涡。这不但造成了流体的损失，还会引起压力脉动，影响噪声。由于蜗舌部位过于靠外，未能将叶轮包裹，这对气体的流动和噪声产生了不利影响。

图5 优化前风道示意图

图6 原蜗舌速度矢量图

为了消除该涡旋负压区，减小能量损失，减小涡流，将原蜗壳蜗舌位置向内延伸，减小气体出口距离，如图7所示，从优化蜗舌速度矢量图，如图8可以看出，在蜗舌附近的负压区有很大程度的减小，只在上部出口外置处由于很大的空腔及直角区域，产生了直角漩涡区域，但其能量较小，对噪音的影响并不大。通过对蜗舌部位的优化，流场在蜗舌附件的漩涡区得到了很大改善。

图7 优化后风道示意图

图8 优化蜗舌速度矢量图

2.3 实验验证

将更改后的蜗壳装机，对优化前后风道进行实验对比，如表1所示，结果表明：在相同风量下，整机噪音值降低3.1 dB，旋转噪音峰值降低6.1 dB，如图9所示。优化后的蜗舌降低整机噪音，有效改善音质。

图9 整机噪音频谱对比

表1 蜗壳优化前后性能对比

3 风轮优化及实验验证

为解决空调扇低频噪声，主要是降低传播路径中部件的固有频率和激励频率。离心风轮轴孔采用铝嵌件，外围橡胶，如图11 所示。由于橡胶阻尼小，可以减弱电机与风叶接触产生的振动。当电机带动负载旋转时，振动会被风叶嵌入的弹性单元阻挡吸收，有效减小了振动能量向风道壳体的传递，减弱衰减声音放大效果。同时，嵌件风轮具有较低的自振频率和一定的阻尼，可以减弱电机振动产生的低频噪音。

图10 原风轮

图11 带嵌件风轮

3.1 模态仿真

对原风轮与带嵌件风轮进行模态仿真，如图12、13所示。原风轮在1～4 阶模态的频率为25 Hz，风轮在低档转速的基频为13 Hz，因此1～4 阶模态频率为转频的2倍。带橡胶嵌件的风轮，1～3 阶频率完全避开了风轮转频。

图12 原风轮模态仿真云图

图13 带嵌件风轮模态仿真云图

3.2 实验验证

将原风轮与带嵌件的风轮分别装入空调扇进行整机噪声测试，测试结果表2所示。

表2 不同风轮抵挡噪音对比

从测试结果可以看出，带橡胶铝嵌件风轮最低档的噪声值较原风轮降低1.3 dB，在200～600 Hz频率范围内，无明显峰值，如图14 所示，低频噪音得到明显改善，音质体验无明显“嗡嗡声”。

4 小结

1）离心式空调扇气动噪声主要是以旋转噪声为主，同时夹杂着涡流噪声。蜗舌是影响旋转噪声和涡流噪声的关键部位，通过蜗舌位置向内延伸，增加风轮包裹位置，减小气体出口距离，减小蜗舌负压区域，减少涡流耗散区域。在相同风量下，整机噪音值降低3.1 dB，旋转噪音峰值降低6.1 dB，降低噪音，改善了音质。

2）风叶在低档运行时，低频振动主要是通过电机与风叶传递。因此，可以从传播路径上降低振动激励，减小低频振动噪音，改善音质。

图14 不同风轮低档噪音频谱

3）嵌件风轮具有较低的自振频率和一定的阻尼，可以减弱电机振动产生的低频噪音。带橡胶铝嵌件的风轮，减小风轮的共振频率，降低低频噪音。最低档的噪声值较原风轮降低1.3 dB，在200 ～600 Hz 频率范围内，无明显峰值，低频噪音得到明显改善。