电冰箱冷藏风机不同掺混形式对叶片降噪的影响研究.pdf

Articles论文22 家电科技 Vol.3 2023 Issue 422电冰箱冷藏风机不同掺混形式对叶片降噪的影响研究Research on the infl uence of diff erent mixing forms of refrigerator fan on blade noise reduction章珈彬1,2 江 俊1 李语亭1 陈千一2 王利亚1ZHANG Jiabin1,2 JIANG Jun1 LI Yuting1 CHEN Qianyi2 WANG Liya11.合肥华凌股份有限公司 安徽合肥 230601；2.美的集团（上海）有限公司 上海 2000001.Hefei Hualing Co.,Ltd.Hefei 230601;2.Midea Group(Shanghai)Co.,Ltd.Shanghai 200000摘 要：随着冰箱向超静音方向发展，对冰箱气动噪声的控制有了更高的要求。以家用电冰箱冷藏风机为对象，设计了不同掺混形式的尾缘结构，利用声比拟FW-H计算方法和试验研究其降噪机理。结果表明：加速通道和仿生结构两种掺混形式均可改善叶片尾缘处压力梯度和叶片、叶尖涡量，从而降低风机叶片噪声；对于7个叶片、直径为41.8 mm的原型风机，在保证性能的前提下，当转速恒定在1980 r/min时，加速通道叶片降噪量最大可达1.7 dB(A)，且降噪效果优于仿生叶片；当提取叶片表面压力最大值作为声源时会导致声传播计算结果不准确，这是因为提取声源的位置和降噪设计相悖，考虑到声比拟计算方法本身局限性，修正声源面提取方法，进行试验验证并获得了较好的结果。关键词：叶片；气动噪声；声比拟；FW-H；声传播Abstract:With the development of refrigerator noise to ultra quiet level,higher requirements are put forward for pneumatic noise control.Taking the refrigerator fan of household refrigerator as the research object,the tail edge structures of diff erent mixing forms are designed,and the noise reduction mechanism is studied by using acoustic analogy FW-H calculation method and experiments.The results show that both the acceleration channel and the bionic structure can improve the pressure gradient at the trailing edge of the blade and the vorticity of the blade and blade tip,so as to reduce the noise of the fan blade.For the prototype fan with 7 blades and a diameter of 41.8 mm,on the premise of ensuring performance,when the speed is constant at 1980 r/min,the maximum noise reduction of the acceleration channel blades can reach 1.7 dB(A),and the noise reduction eff ect is better than that of bionic blades.When the maximum pressure on the blade surface is extracted as the sound source,the calculation result of sound propagation will be inaccurate.This is because the location of the extracted sound source is contrary to the noise reduction design.Considering the limitations of the sound analogy calculation method,modifi es the sound source surface extraction method,and carries out experimental verifi cation to obtain better results.Keywords:Blade;Aerodynamic noise;Acoustic analogy;FW-H;Sound propagation中图分类号：TB533+.1 DOI:10.19784/ki.issn1672-0172.2023.03.0020 引言风冷冰箱作为最常见的家用电器之一，在人们的日常生活中必不可少。为确保冰箱冷冻室蒸发器冷气可以持续输送至冷藏室并形成良好的循环1，需要冷藏室的轴流风机具有良好的气动效应，同时又要保证其噪声很低，保证用户良好的体验。近年来，随着制造业向全面绿色低碳发展和节能方向转型，对冰箱噪声标称值提出更高要求，目前市场很多产品已达到标称值为作者简介：章珈彬（1989），男，工程师。研究方向：噪声与振动控制、气动噪声。地址：安徽省合肥经济技术开发区锦绣大道176号合肥美的电冰箱有限公司。Email：。35 dB(A)的超静音级水平。如何攻克占据冰箱噪声投诉85%的气动噪声问题是巩固产品力和市场的关键。关于轴流风机运行产生的气动噪声主要包括离散噪声和宽频噪声两类2-4：基频噪声主要和脉动压力有关，当风机叶片切割空气时，气流从叶片前缘流经叶片表面后，其尾迹气流周期性地拍打下游物体形成压力脉动，这种压力脉动具有明显的基频和谐波特征；此外，叶片旋转还会导致周围气体内部形成紊流，气体和气体之间形成相互Articles论文 23家电科技 Vol.3 2023 Issue 422作用产生噪声，这种噪声分布频带范围较广，即宽频噪声。也有学者将这种空气动力产生的噪声分解为剪切噪声（气流剪切速度和湍流速度分量作用产生）和自发噪声两种（紊流项相互作用产生），其原理和宽频噪声类似。目前，针对轴流风机降噪设计及配置发展了不同的技术方法，特别是对于已经投入生产的风机进行降噪设计时，传统方法需要对包括安装角、叶型、端面曲率等在内的结构进行重新设计5-7，这种方式开模成本较高。国内学者汪洋8对冰箱风扇各个结构参数进行了正交设计，最优参数组合的叶片噪声较原始叶片下降了5%；牟振宁9提出将冰箱冷藏轴流风机的叶片设置成非等间距，使每个扇叶与空气摩擦产生的振动频率不同来降低噪声。另一方面，也可以改变局部结构进行小幅修改模具来降低噪声，例如仿生叶片、锯齿叶片等，这种将尾缘大涡破碎成马蹄涡，进行尾迹掺混的方式被认为是一种较为经济的降噪手段10，其降噪原理是通过改变尾缘气流冲击叶片表面形成脉动压力的强弱、削弱尾缘旋涡来降低噪声11。王雷12等人研究了仿鸮翼叶片对冰箱冷风循环风机的降噪效果，研究表明：仿鸮翼叶片特殊的厚度分布可以降低叶片表面的非定常压力，从而减小中低频噪声12。当马赫数较低时，叶片噪声主要和叶片表面压力脉动有关13-14，当转速较低时，如何关联尾缘旋涡和压力脉动的联系、对比不同的掺混形式的降噪效果对叶片噪声控制尤为重要。本文采用LES方法，求解某冷藏风道轴流风机的非定场流场，并利用声比拟FW-H计算方法预测不同掺混形式的尾缘旋涡特征，及其对叶片间隙动静干涉的气流影响；分析了原型风机表面降噪前后声源大小对声传播接收点的频谱分布曲线的作用机制，为低成本风机降噪提供了依据。1 数值计算理论和模型1.1 模型基本理论Flowcs-Williams和Hawkings利用计算流体力学N-S方程和广义函数理论推导了FW-H声学基本方程15，可计算旋翼壁面做任意运动，其基本形式是：（1）其中，p(xi,t)代表测点声压大小，c0、0为声速和密度，(f)是狄拉克（Dirac）函数，H(f)是海维赛德（Heaviside）广义函数：（2）f(xi,t)=0代表关于风机表面运动边界的控制面方程，是一个空间位置和时间的隐函数。由式（1）可知，当运动壁面为固壁面时，声源由三部分组成，其中0Vi、pijnj和Tij分别代表单极子、偶极子和四极子噪声，Vi表示物体运动速度在法向的投影。1.2 风机气动噪声CFD模型建立1.2.1 网格划分和初始条件设置风机由7个叶片组成，叶片直径41.8 mm，轮毂直径为37 mm，高度为16.8 m。将模型导入到流场仿真软件中进行前处理，并根据叶片厚度和直径建立一个Interface面，用于传递旋转域和静域的数据。静域为0.4 m0.4 m0.8 m的立方体。网格采用多面体网格，对于叶片叶尖、叶厚及尾缘细小特征进行加密，网格总数为726万。入口条件设定为停滞进口，出口条件设定为Pa=0的压力出口，风机转速为1980 r/min。1.2.2 定常计算模型定常计算选择RANS SST K-Omega模型，流体类型选择理想气体，选择MRF旋转参考坐标系设定风机旋转速率。监测风机出风方向1 m处压力值，直至恒定，计算步长为2000步。1.2.3 非定常计算模型当风机旋转23圈稳定以后，选择LES大涡模拟进行非定常计算，同时勾选FW-H声学模型，提取叶片表面最大压力值作为时域信号，进行傅里叶变换计算1 m处声压级大小。利用RBM滑移网格来控制风机的旋转。根据对流库朗数平均值大于1的要求，进行非定常计算时，设置采样时间步长为2.5e-5 s，内部迭代次数为5次；最大采样频率为20 kHz。为了让非定常的流场特征充分发展，采样时间t要大于流动变化特征的5倍以上，采样时间根据斯特罗哈尔数St（Strouhal Number）确定，其定义为：（3）式中：f为声音频率；d代表特征长度，为结构特征在流体流动方向上的投影宽度；U为流体流速。当雷诺数为300104时，斯特罗哈尔数取值范围为0.20.22，一般取为0.2。流体最大速度为10.4 m/s，特征长度为16 mm，代入定义式可知流场主要的最小特征频率约为130 Hz，特征周期为0.07 s，采样时间t设置为0.1 s可满足条件。1.3 不同掺混形式的降噪叶片为了最小程度地影响风量和静压效率，在不改变图1 a)原型叶片安装角、叶片数量和径向弦长分布曲线的前提下，设计两种掺混形式的特征，如图1 b)、c)所示。图1 b)是在叶片压力面布置两个加速通道，间距为2 mm，长度分别为20 mm和18 mm，当气流流至尾缘时，加速通道内的气流会比外侧气流速度更快，其原理和锯齿类仿生叶片降噪原理类似，即让加速通道内的气流和通道外气流形成掺混，Articles论文24 家电科技 Vol.3 2023 Issue 422减小压力脉动进行降噪；图1 c)是通过在叶片尾缘去除部分材料，单个叶片材料去除率为2%，材料去除曲线为非均匀有理样条曲线，以仿生结构的形式进行增效降噪，让部分气流提前脱离叶片表面，形成气流掺混。a)原型叶片 b)V1加速通道 c)V2仿生叶片图1 不同掺混形式的叶片2 CFD和声传播计算结果2.1 气动性能分析为了验证P-Q曲线和噪声仿真精度，按照GB/T 12362017标准化风道进行了流量测试16，测试设备为LW-9347全自动风扇特性测试装置；并依据GB/T 28882008等标准17，在风机出风口1 m处布置一个GRAS传声器作为接收点，利用LMS噪声数采设备进行时域信号采集和处理，为了保证和区分降噪效果，噪声测试全程在背景噪声为17.6 dB(A)的半消室内进行。试验测试结果与数值模拟结果的对比如表1所示，风量值相对误差为1.3%，噪声值相对误差为4.6%，最大静压误差为1.0%，综上，数值计算误差整体控制在5%以内，满足工程设计相应的精度要求。表1 原型叶片数值计算结果验证参数试验值仿真值误差风量（CFM）27.2927.701.3%噪声（dB(A)）27.8029.104.6%最大静压（mmAq）1.901.881.0%由于叶片V2仿生尾缘的存在会导致叶片对气流做功的有效面积减小，为了对比不同掺混形式叶片的气动性能差异，利用CFD仿真技术对风机P-Q曲线进行了拟合，其结果如图2所示。从图2可以发现，叶片V1和V2并没有改变原型叶片的静压和风量大小，最大误差不超过5，可以判定降噪后的叶片和原型叶片，在气动性能方面具有很好的一致性。考虑到风机运行的环境，提取静压值为0.7 mmAq对应工况进行声传播计算和压力面、表面涡量提取。图3是原型叶片和加速通道叶片V1、仿生叶片V2的A计权声压级频谱对比结果，需要说明的是，声源P1是提取叶片表面压力最大值作为时域信号进行傅里叶变换计算声压级。原型叶片、叶片V1和V2时域声压级分别为29.1 dB(A)、31.2 dB(A)和28.8 dB(A)，结合图3可以发现，布置加速通道的叶片V1其声压级较原型叶片整体提升，噪声恶化，而叶片V2的仿生特征除了全频段具有一定降噪效果以外，在680 Hz790 Hz范围内降幅最大。图3 声源P1的声传播仿真结果需要说明的是，由于FW-H声比拟方法本身存在一定局限性：对于一般声源，声传播的计算只需通过选取声源面并通过FW-H方程的积分解便可获得远场声压。但当结构和流场对声的传播产生影响时，就会导致计算结果产生差异。2.2 定常计算结果2.2.1 压力面结果提取由图4叶片压力面等值线分布情况可知，加速通道和仿生型叶片并未改变叶片的气动载荷分布规律，叶片的中后端以压力分布为主，吸力面主要集中在叶片外缘。此外，从对比结果可以发现：（1）叶片的最大压力处集中在叶尖；（2）加速通道叶片V1的压力梯度过渡区域在叶片尾缘及尾缘外侧，相较于原型叶片有明显改善，说明噪声恶化是声源提取方式不合理导致的，且叶根处压力过渡形式较原型叶片发生变化；（3）仿生叶片V2的外缘相较于原型叶片有所改善，和叶片V1压力梯度分布情况类似。图2 不同叶片P-Q曲线对比Articles论文 25家电科技 Vol.3 2023 Issue 4222.2.2 叶片表面涡量分布为了验证以上结论和分析，提取了叶片压力面涡量计算结果，如图5所示，原型叶片涡量最大值为1.36e5/s；其次是叶片V2，其涡量值是95017/s；而叶片V1表面涡量最小，为57070/s。从图5的对比结果来看，进一步验证了叶片V1的降噪效果是优于V2的。另一方面，压力梯度过渡较窄容易使叶片压力面形成表面涡，从而造成较强的压力脉动，使气流在流经叶片表面时造成较大的冲击，产生噪声。压力面的气流由于加速通道和仿生尾缘的气流掺混设计，沿外径方向流出时，与流入叶顶气流形成汇合，由于叶尖处压力面和吸力面压力差的存在，会形成叶尖旋涡，正是由于这种掺混降噪设计，使得流出尾缘的气流速度梯度大幅减小，导致汇合后的叶尖旋涡强度下降，实现降噪。2.3 FW-H声传播计算结果修正通过图4对比发现，虽然两种掺混形式的降噪设计都可以减小原型叶片的压力脉动，但是仅从流场计算结果进行了定性分析。考虑到P1点提取的是叶片表面最大压力，表征的是叶片某一点的声源强度，而叶片噪声是叶片表面脉动压力综合作用结果，因此，为了更好预测不同掺混形式对风机降噪效果的影响，修正FW-H声传播计算结果，将叶片出风方向10 cm处压力值作为声源P2。提取接收点时域信号后，进行傅里叶变换对比其不同频率处A计权声压级大小（如图6所示）。通过更换声源提取点位置，三种叶片出风方向1 m处A计权声压级对比结果如图7所示，原型叶片、叶片V1和V2时域声压级分别为29.0 dB(A)、27.3 dB(A)和27.6 dB(A)。可以发现，叶片V1的降噪效果要优于叶片V2，这和流场仿真计算结果趋势一致，同时也修正了图3噪声恶化的结果。这是由于声源P2是叶片尾缘气流脱落和叶尖相互作用以后的综合声源，可以避免声源提取位置和降噪区域相悖的影响：由于布置加速通道和仿生尾缘其降噪机理是复杂且综合的，当提取叶片表面压力最大值作为声源P1时，其值始终处于叶尖处，有一定局限性。a)原型叶片 b)叶片V1 c)叶片V2图4 叶片压力面压力分布 a)原型叶片 b)叶片V1 c)叶片V2图5 叶片涡量分布图6 声源提取位置图7 声源P2的声传播仿真结果Articles论文26 家电科技 Vol.3 2023 Issue 4223 试验验证为了进一步验证修正后的FW-H声传播计算方法，将不同掺混形式的叶片CAD模型进行3D打印（如图8所示）。风扇外框不变，对叶片转毂部分辅配电机进行噪声和流量测试，结果如表2所示。相同转速下，叶片V1的降噪效果要优于叶片V2，相较于原型叶片噪声最大降幅为1.7 dB(A)，三者声压级测试值和图7预测的结果保持一致，验证了修正后的FW-H方法的可靠性。此外，通过表2还可以发现，噪声、最大风量和最大静压三个测试值和仿真结果误差均小于5%，在可接受范围内。由于叶片的叶型参数如叶片数量、轮毂比、弦长分布曲线以及安装角会直接影响风机的气动效率、流量和功率。而叶片V1的掺混形式是以增材形式附着于叶片吸力面，并不会改变叶片对空气的做功面积，因此，其风量和静压相较于原型叶片变化较小。而叶片V2是以去除材料的形式进行造型，风机气动性能受其几何参数影响较大，需要考虑的变量较多。4 结论本文以三种轴流风机为研究对象，利用不同掺混降噪结构对原型叶片进行改型设计，通过对FW-H声比拟计算模型的声源位置进行修正，准确预测了两种掺混形式的降噪优劣，并进行了试验验证，其主要结论如下：（1）叶片尾缘掺混形式能够改善轴流叶轮尾缘压力梯度，抑制叶片表面涡，而尾缘流出速度的改变使得气流脱离尾缘击打到下一叶片的叶尖处时，叶尖旋涡强度下降，从而实现降噪；（2）不同的掺混形式对于叶尖的压力值影响较小，当利用FW-H方程进行声传播计算时，将叶片表面压力最大值作为声源时会导致仿真结果预测不准，将声源位置修改为气流出风方向10 cm处时，仿真结果和试验结果一致；（3）当转速为1980 r/min时，叶片V1的加速通道比叶片V2的仿生尾缘降噪效果更佳，相较于原型叶片，噪声降幅达1.7 dB(A)，且风量和静压值变化较小。参考文献1 段跃斌,张海鹏,孙敬龙,等.冰箱夜间静音模式及控制技术研究J.家电科技,2021(02):42-44+50.2 LONGHOUSE R E.Noise mechanisms in automotive cooling fansJ.Journal of the Institute of Nuclear Materials Management,1977,11:183-190.3 CURLE N.The infl uence of solid boundaries upon 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