汪洋
【期刊名称】《《西安文理学院学报（自然科学版）》》陶瓷保险丝
【年(卷),期】可信的密封黏胶条2019(022)005
【总页数】5页(P48-52)
【关键词】风冷式冰箱; 降噪优化; CFD仿真; 正交试验
【作 者】汪洋
【作者单位】淮南联合大学教务处 安徽淮南232001
【正文语种】中 文
【中图分类】TH432.1
作为风冷式冰箱中的核心传输机构，轴流风扇主要通过叶片的高速转动实现将冷凝器产生的冷却流体传送到冰箱对应的冷藏和冷冻箱柜中，最终实现冰箱的冷冻和保鲜功能.然而，轴流风扇的高速转动也引发了一系列问题，其中噪声问题尤为严重，其降噪改善也一直是行业内冰箱整机降噪的一个重要研究方向.在冰箱降噪研究方面，SARRAF等[1]研究了叶片厚度对于轴流风扇性能的影响，获得叶片厚度与风扇效率呈反相关的结论；CORISIN等[2]研究了风扇叶尖形状对于风机降噪的作用，发现改变叶片表面流体的流动路径可有效改善叶尖泄露的多涡行为，从而降低风机降噪的强度和宽度噪声分量；FUKANO等[3]利用了热线测试技术研究了轴流风扇在两种不同工况下叶顶间隙所引起的噪声，发现叶尖噪声主要由周期性速度波动产生的离散频率噪声和叶片速度波动产生的宽频噪声组成；朱传敏等[4]基于CFD流体动力学仿真技术，分析不同风扇叶片预倾角、轮毂比和叶片数下风扇的流量和效率值；欧阳华[5]采用等熵流动涡流机理研究了轴流风扇内部流场和噪声辐射关联情况，认为流场漩涡的破裂与拉伸是等熵流动气体气动噪声的主要原因；李剑波[6]等对空调用轴流风扇的内部流动特性进行了数值模拟，讨论了不同简化模型对于计算结果的影响.上述研究中大多局限于降低冰箱风扇的气动噪声，并且仅仅依靠相关经验获得较为优化的风冷结构，同时对于风扇也仅对单一或者少数的叶片结构参数进行分析与优化，而缺乏对结构间参数的相互影响的研究，同时对于小型旋转式的风扇叶片研究有限. 本文基于大涡流模型以及FW-H声学解析方程建立某型号冰箱轴流风扇的风洞模型，并以稳态流场的定常收敛解为前提，结合正交试验综合分析并优化了轴流风扇叶片翼形、叶片数量、厚度、安装角以及轮毂直径等参数的最优组合，并以最优风扇参数组合进行风扇风洞模型的再建模，对比优化前后两个风洞模型在相同监测点的噪声水平进而验证降噪优化的效果.
1 风扇的风洞三维模型建立
正弦波发生器原始风扇采用了圆弧薄板叶片，为方便后续流场及声场的计算，提高数值计算过程的收敛性，对于风扇轮毂中的沉孔及倒角等细小特征加以简化，简化后的三维模型如图1所示，对应的结构参数如表1.
表1 冰箱原风扇关键结构参数叶片数量/个叶片厚度/mm叶片安装角/°轮毂直径/mm风扇旋转直径/mm叶片翼形40.83025100圆弧薄板
为更加准确地模拟轴流风扇流场中的气动特性以及相应的噪声特性，结合相关风扇测试国家标准对风扇进行风动模拟实验.根据相关国家测试标准，为建立一条足够长的风动实验完虹吸式咖啡壶
整描述风扇相关流场和噪声特性，风洞模型的长度必须大于风扇旋转区域的15倍以上，故设立流场的出口区域和进口区域都为550 mm，将风扇的旋转中心轴定为Z轴，轮毂的中心点定为坐标原点，建立的风扇风洞的三维模型如图2所示.
图1 轴流风扇简化模型
图2 轴流风扇风洞三维模型
牙齿修复体
2 风扇风洞有限元模型建立与分析
2.1 流场计算与分析
为保证风洞模型的计算精准性，同时限制计算模型的复杂性，避免由于模型网格划分过细导致计算机计算时间过长，甚至出现结果不收敛的情况，对风洞模型采取不同区域对应不同网格大小的方式进行模型处理.其中，流场进、出口区域网格尺寸取4 mm，类型为六面体网格；外圆柱区域网格尺寸取2 mm，旋转流体区域网格取1 mm，二者网格类型为四面体网格.
风扇风洞模型的进口设定为一般性Pressure-inlet边界模型，出口设为Pressure-inlet边界模型，湍流强度设为5%，水力直径为0.120 m.
风扇叶片与旋转流体区域相对旋转静止，其他接触采用无滑移的壁面条件.收敛残差设定为小于0.000 1，稳态计算到1 398步时，计算结果收敛,监测出口流量可得风扇出口流量稳定在42.75 g·s-1.
2.2 噪声计算与分析
依据前文仿真获得风扇风洞模型流场分布的定常收敛解为基础，进一步计算风洞模型的瞬态噪声场分布，同时结合FW-H方程组与傅里叶变化分别计算声场中特定监控点处的噪声水平以及对应的频谱分布，获取噪声信号的频率组成并与实际工况相结合进行计算结果的验证.设置的声场监测点坐标为：1点(0,0,1)、2点(0,0，-1).
根据非定常运算时间步长的一般计算公式：
f=1/λ=1/(2Δt)
静止轮毂
(1)
其中，f为傅里叶变换过程中软件所能捕获的噪声最大频率值，λ为仿真计算时的最小波长，其值为时间步长的2倍.结合本文网格划分尺寸，选取非定常时间步长为0.000 1 s，则根据式(1)计算的能够捕获的最高频率值为5 kHz.
监测处1点的1/3倍频程声压级变化如图3所示.
图3 监测点1的1/3倍频程声压级
本文对应的轴流风扇的旋转噪声基频为240 Hz，由图3可知监测点1存在250 Hz频段，两者相吻合，说明了仿真计算结果的合理性和精准性.
3 基于正交试验的风扇降噪优化
3.1 正交试验方案设计
为考量轴流风扇多参数综合影响的优化分析，以求寻出风扇各结构参数的最优组合，现采用正交试验进行优化设计.同时为综合考虑风冷冰箱的制冷效果、节能环保以及减振降噪三方面指标，选定轴流风扇的出口流量为最终评价指标.初步选定的各试验因素及对应的水平如表2所示.
表2 各试验因素选取及对应水平含义水平等级A叶片翼形B叶片数量/个C叶片厚度/mmD叶片安装角/ E轮毂直径/mm1Clark-Y30.628252Naca640940.830303Naca2301251.232354Naca001261.63440
针对上述五因素四水平正交试验，在不考虑结构因素间的相互作用下，依据正交设计准则设定L16(45)共计16次试验.根据表2中各水平对应的轴流风扇结构参数，结合Solidworks完成风扇的三维模型建立，之后代入有限元模型替换原始风扇完成风洞性能的模拟，并经过Fluent计算得到出口流量，最终计算结果如表3所示.
表3 风扇结构参数正交试验因素表序列试验因素ABCDE验证指标出口流量/(g·s-1)11111136.4221222237.7431333338.0241444437.9652123436.7162214334.0272341242.4682432138.8793134238.54103243141.06113312434.72123421337.07134142344.11144231441.48154324134.91164413231.48
3.2 正交试验结果分析
通过上述表格可得到各参数对应水平的最优组合，在上述16组结构参数组合中第13组的风扇流量最高，具体组合方案为41 423，流量大小为：44.11 g·s-1.
进一步地，为确认当前参数条件下的最优解在上述16组正交试验序列中，采用极差分析法
进行后续优化工作，具体分析步骤为：
(1)分别计算各因素对应各水平下的相应评价指标的和K，均值以及极差R.其中按照极差R大小确定因素影响评价指标的主次顺序，极差越大则该因素对于评价指标的影响越主要.按照均值大小确定各因素选取的水平等级，选择均值最大的水平等级作为对应因素的最优解.具体的，对于出口流量作为最终评价指标，因素A的计算步骤如下所示：
同理可对因素B、C、D、E的试验指标进行统计分析，整理数据如表4所示.
(2)确定各因素的最优水平，兼顾因素组合的主次顺序：依据上表中各因素不同水平下的极差R值，确定影响评价指标的因素的主次顺序为：C→D→B→E→A，依据各因素在不同水平下的平均值根，确定各因素的最优水平组合A2B1C4D1E3.
表4 各因素试验指标统计分析ABCDE出口流量/(g·s-1)K1150.14155.78136.64157.43151.26K2152.06154.30146.43155.44150.22K3151.39150.11156.91147.27153.22K4151.98145.38165.59145.43150.87K137.5438.9534.1639.3637.82K238.0238.5836.6138.8637.56K337.8537.5339.2336.8238.31K438.0036.3541.4036.3637.72R0.482.607.243.000.75
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