胡斯特，吳金鑫，胡小文，陳 鵬，張龍新

（美的集團股份有限公司 中央研究院，廣東佛山 528311）

0 引言

油煙機中的風(fēng)機氣動噪聲是影響用戶體驗的重要因素之一，其氣動噪聲特征豐富且成因復(fù)雜，兼具單音噪聲和寬頻噪聲特性［1-7］。隨著研究的深入和產(chǎn)品的不斷優(yōu)化升級，從風(fēng)機設(shè)計的角度整體降低油煙機氣動噪聲的空間越來越有限。而消費者對產(chǎn)品噪聲問題的反饋主觀性強，對特定頻率段的聲壓級較為敏感，因此對風(fēng)機系統(tǒng)氣動噪聲源進行特征識別，并量化噪聲貢獻和明確噪聲產(chǎn)生的機制具有重要意義。

國內(nèi)外學(xué)者對多翼離心風(fēng)機的噪聲特征有過一些研究，如NEISE［8］明確離心風(fēng)機單音噪聲主要由葉片出口尾跡和蝸殼蝸舌的周期性相互作用所產(chǎn)生。FEHSE等［9］通過試驗研究了離心風(fēng)機20～200 Hz低頻噪聲產(chǎn)生的機理，發(fā)現(xiàn)低頻噪聲主要是由輪蓋和葉片吸力面相互作用導(dǎo)致的流動分離所引起的。蔡建程等［10］對前向多翼離心通風(fēng)機的輻射噪聲進行了近場測量，認(rèn)為還存在不容忽視的蝸殼引起的聲腔共鳴噪聲，目前未有學(xué)者對油煙機風(fēng)機系統(tǒng)的噪聲特征及聲源位置發(fā)表系統(tǒng)性的研究成果。

為了進一步明確油煙機多翼離心風(fēng)機氣動噪聲源及各部件貢獻量，本文結(jié)合流動仿真、聲學(xué)仿真和試驗測試，依據(jù)聲學(xué)基本理論，對某油煙機多翼離心風(fēng)機系統(tǒng)的噪聲源進行位置和頻譜特征定性識別，并量化各個典型部件的噪聲貢獻量，明確對觀測點產(chǎn)生噪聲貢獻的機制，為油煙機多翼離心風(fēng)機的氣動噪聲控制提供工程參考。

1 油煙機模型

1.1 幾何模型

本文針對某油煙機產(chǎn)品為研究對象，其幾何模型如圖1所示，主要包含底盤、入口格柵、主箱體、多翼離心風(fēng)機蝸殼、雙吸葉輪及出口等部件。模型中多翼離心風(fēng)機的主要尺寸參數(shù)見表1。

表1 油煙機中多翼離心風(fēng)機主要結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Main structural parameters of the multi-blade centrifugal fan

圖1 油煙機幾何模型及拆解圖示Fig.1 Model of the range hood

1.2 計算域模型

該油煙機模型較為復(fù)雜，計算前需要對模型進行一定的簡化，并參照實際風(fēng)量臺測試工裝建立計算流體域，具體如圖2所示。

圖2 簡化后模型及計算流體域示意Fig.2 Schematic diagram of the calculation domain

油煙機測試時入口為開放空間，故在底盤進口上游建立矩形包絡(luò)面形成進風(fēng)流體域，尺寸為1.1 m×0.6 m×0.7 m。風(fēng)機出口外接1.4 m×1.1 m×1.4 m的方腔流體域，模擬實際風(fēng)量室混合腔，并在風(fēng)量室下游建立簡化的出口噴嘴流體域，長1.2 m，管徑為0.3 m。

2 數(shù)值計算與分析方法

2.1 流場仿真方法

本文采用Fluent Meshing軟件對計算流體域進行分區(qū)域四面體非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分，通過控制網(wǎng)格尺度，最終生成1 800萬和3 100萬兩套網(wǎng)格。流場計算采用Ansys Fluent軟件，計算域入口為壓力入口邊界條件，出口根據(jù)油煙機工作流量和出口面積計算給定出口速度為4.082 m/s，固壁采用無滑移邊界條件，葉輪轉(zhuǎn)速設(shè)置為758 r/min。為加快收斂速度，計算時先采用定常計算，控制方程為RANS方程，湍流模型選擇SST k-ω模型，并采用SIMPLE算法求解壓力-速度耦合方程，求解精度均為二階，旋轉(zhuǎn)域采用多參考系模型。待定常計算相對穩(wěn)定后，開啟DDES方法進行非定常計算，旋轉(zhuǎn)域改為滑移網(wǎng)格方法，時間步長設(shè)定為3.298 15×10-4s，子迭代步數(shù)為12次。圖3示出了兩套網(wǎng)格的流場計算結(jié)果在油煙機流路上各個截面的總壓分布對比，結(jié)果顯示差異性較小，滿足網(wǎng)格無關(guān)性要求。因此本文后續(xù)研究均基于3 100萬網(wǎng)格算例結(jié)果進行分析。

圖3 兩套網(wǎng)格總壓分布結(jié)果對比Fig.3 Comparison of pressure distribution along the flow path with different meshes

通過試驗對CFD計算結(jié)果進行可靠性驗證。在美的集團中央研究院流體試驗室中對油煙機風(fēng)量進行測試，風(fēng)量臺依據(jù)GB/T 1236—2017［11］進行搭建，測試范圍為500～5 000 m3/h，測量精度為±2%。圖4示出了CFD仿真的油煙機風(fēng)機風(fēng)壓-流量曲線與試驗結(jié)果的對比，結(jié)果顯示兩者之間誤差低于5%，滿足可靠性要求。

圖4 油煙機風(fēng)機仿真性能曲線與試驗結(jié)果對比Fig.4 Comparison of fan performance between the simulation and experiment

2.2 氣動噪聲仿真方法

通過聲學(xué)有限元方法進行氣動噪聲仿真計算，具體步驟如下：（1）利用CFD非定常仿真算例分別導(dǎo)出旋轉(zhuǎn)域和靜止域的壁面壓力脈動數(shù)據(jù)作為聲源信息；（2）生成聲學(xué)計算網(wǎng)格；（3）定義聲學(xué)邊界條件，固壁默認(rèn)為全反射面，油煙機進出口邊界定義為AML面（Automatically Matched Layer），從而實現(xiàn)聲波通過進出口向周圍空氣的傳播；（4）將旋轉(zhuǎn)域和靜止域的壁面壓力脈動數(shù)據(jù)分別轉(zhuǎn)化成等效扇聲源和壁面偶極子聲源進行觀測點噪聲頻譜求解；（5）將旋轉(zhuǎn)域和靜止域得到的噪聲頻譜進行疊加得到總頻譜。

根據(jù)GB 17713—2011［12］四點法在半消聲室進行油煙機氣動噪聲測試。圖5示出了噪聲仿真結(jié)果與試驗結(jié)果的聲壓級頻譜對比，兩者除在240 Hz以下低頻段計算誤差較大外，其他頻段仿真結(jié)果與試驗結(jié)果的整體幅值及特定頻率峰值均符合良好。試驗總聲壓級57.00 dB（A），仿真總聲壓級54.55 dB（A），兩者總聲壓級誤差小于2.5 dB（A），驗證了噪聲仿真結(jié)果的可靠性。

圖5 油煙機測點噪聲頻譜聲學(xué)仿真結(jié)果與試驗結(jié)果的對比Fig.5 Comparison of noise spectrum between the acoustic simulation and experiment

3 計算結(jié)果分析

3.1 基于流場的噪聲源分析

本節(jié)主要從CFD流場的角度來分析油煙機風(fēng)機聲源激勵的來源。風(fēng)機葉片和蝸殼內(nèi)壁面壓力分布如圖6所示。

葉輪外側(cè)靠近蝸殼出口處蝸殼壁面壓力較低，而蝸舌表面及下游存在局部高壓區(qū)，原因為葉輪出口的高速氣流與蝸舌表面及其下游區(qū)域發(fā)生強烈沖擊，導(dǎo)致氣流大部分動能轉(zhuǎn)化為靜壓。

油煙機豎直中截面速度分布如圖7所示，可見高速流體區(qū)域集中于蝸舌上游及蝸殼出口。參考渦聲方程聲源項［13］，定義Lamb矢量模量Lamb=，其中和分別為流場的速度矢量和渦量矢量?；贚amb云圖，可從流場結(jié)果定性判定噪聲源位置和強度分布。結(jié)果顯示當(dāng)前截面葉輪、蝸殼內(nèi)壁面是主要的噪聲源位置，而蝸殼外表面、主框架、格柵和冷凝板等位置噪聲源強度不明顯。

圖7 油煙機中截面速度分布和Lamb矢量模量分布云圖Fig.7 Contours of the velocity amplitude and Lamb vector amplitude

3.2 聲源貢獻及噪聲形成機制分析

本節(jié)主要基于聲學(xué)仿真結(jié)果開展聲源貢獻度分析，并找到特定頻率下風(fēng)機主要的聲源位置及其傳播機制。聲源貢獻分析主要基于以下理論假設(shè)：（1）風(fēng)機中偶極子聲源占主導(dǎo)，忽略單極子和四極子聲源［14］；（2）線性聲學(xué)假設(shè)，即聲源可以分解并進行線性疊加。基于以上假設(shè)，本文將風(fēng)機拆分為不同的部件，并分開計算其對不同頻段噪聲的偶極子聲源貢獻，從而直觀定位各個頻段對應(yīng)的主要噪聲源。

從圖5的氣動噪聲頻譜仿真結(jié)果可以看出，風(fēng)機噪聲頻譜曲線整體表現(xiàn)出寬頻特性，存在多個局部峰值，但值得一提的是，葉片通過頻率（BPF=758 Hz）及其倍頻在整體曲線中并不明顯。根據(jù)峰值特征，本文針對若干典型頻率進行分析，并分別計算蝸殼內(nèi)表面和葉輪對這些典型頻率的貢獻。

3.2.1 蝸殼內(nèi)表面聲源貢獻度分析

將蝸殼內(nèi)表面單獨作為聲源進行聲學(xué)仿真，得到聲壓級頻譜曲線與整體聲壓級曲線，如圖8所示，蝸殼內(nèi)表面的噪聲貢獻主要集中在低頻段，具體在341.1，713.78，1 137 Hz這3個頻率存在明顯峰值，因此本節(jié)重點分析蝸殼內(nèi)表面對這些頻率的分區(qū)貢獻及形成機制。

圖8 單獨計算蝸殼內(nèi)表面對測點噪聲頻譜Fig.8 Noise spectrum computed from the individual inner volute surface

根據(jù)蝸殼內(nèi)表面幾何特征可以將其分解成6個區(qū)域：電機支架（A）、電機底座（B）、電機側(cè)內(nèi)表面（C）、蝸殼側(cè)弧面（D）、主進氣側(cè)內(nèi)表面（E）和蝸殼出口（F），并計算得到這6個部件對給定的3個頻率噪聲的貢獻度，如圖9和圖10所示?？傮w上蝸殼底盤側(cè)（A，B，C）比主進氣側(cè)內(nèi)表面（E）貢獻更大。其中341.1Hz噪聲主要來源于蝸殼電機側(cè)內(nèi)表面（C）和蝸殼出口（F），聲強貢獻占比分別為41%和39%；713.78 Hz噪聲主要來源于蝸殼內(nèi)表面的側(cè)弧面（D），聲強貢獻占比為42%；而1 137 Hz噪聲的貢獻則主要來源于蝸殼底盤側(cè)內(nèi)表面（A，B，C），聲強貢獻共占比74%。

圖9 蝸殼內(nèi)表面分區(qū)示意Fig.9 Different parts of inner volute surface

圖10 蝸殼內(nèi)表面各區(qū)對選定頻率噪聲的貢獻量對比Fig.10 Contributions of different parts on inner volute surface to certain specific frequency noises

蝸殼電機支架（A）對噪聲主要貢獻在1 137 Hz，但通過提取該區(qū)域某單元點聲源的頻譜信息觀察可得該區(qū)域聲源在1 137 Hz并無明顯峰值，如圖11所示。這說明電機支架（A）對該頻率的噪聲貢獻并非來自于自身聲源。為了進一步分析其貢獻來源，本文利用聲傳遞向量（Acoustic Transfer Vector，ATV）法計算蝸殼內(nèi)表面的聲學(xué)傳播特性［15］。ATV法通過建立結(jié)構(gòu)表面法向振動速度和觀測點聲壓的關(guān)系，可以表征該結(jié)構(gòu)對特定頻率噪聲的傳播能力。圖12示出了蝸殼內(nèi)表面在1 137 Hz頻率的ATV云圖，可見電機支架（A）局部對1 137 Hz頻率傳播能力較強，即該部分貢獻主要來自于電機支架（A）的聲傳播作用。

圖11 蝸殼電機支架（A）和電機側(cè)內(nèi)表面（C）單元點聲源的頻譜信息Fig.11 Noise source spectrum of a single point on part A and part C of the inner volute surface

圖12 蝸殼內(nèi)表面在341.1 Hz和1 137 Hz頻率下的ATV云圖Fig.12 ATV of the inner volute surface at 341.1 Hz and 1 137 Hz frequency

同理，可分析得到電機側(cè)內(nèi)表面（C）的主要貢獻在341.1 Hz和1 137 Hz，通過聲源頻譜信息（見圖11）和ATV信息（見圖12）分析可知電機側(cè)內(nèi)表面（C）對341.1 Hz噪聲的貢獻是聲源和聲傳播共同作用的結(jié)果，而1 137 Hz噪聲主要是由于該區(qū)域聲傳播導(dǎo)致的。類似的，蝸殼側(cè)弧面（D）主要貢獻在713.78 Hz，蝸殼出口（F）主要頁獻在341.1 Hz，這兩部分的聲源貢獻均不明顯，主要都是聲傳播貢獻所致。

上述分析表明，蝸殼對噪聲的影響大部分是受蝸殼對特定頻率噪聲的聲傳播能力影響，這與蝸殼結(jié)構(gòu)設(shè)計有關(guān)，在風(fēng)機降噪優(yōu)化中可進一步考慮。

3.2.2 葉輪聲源貢獻度分析

將葉輪單獨作為聲源進行聲學(xué)仿真得到聲壓級頻譜曲線與整體聲壓級曲線進行對比，如圖13所示，整體來看，葉輪噪聲主導(dǎo)了整個風(fēng)機系統(tǒng)氣動噪聲的低頻段，但并沒有體現(xiàn)明顯的葉片旋轉(zhuǎn)噪聲，而是在341.1，416.9，517.97，637.98，1 137，1 762.35 Hz這6個頻率的貢獻較大。

圖13 單獨計算葉輪對測點噪聲頻譜Fig.13 Noise spectrum computed from the individual impeller surface

將葉輪表面拆分成兩個區(qū)域進行分析，一側(cè)為電機側(cè)短葉片，另一側(cè)為主進氣側(cè)長葉片，如圖14所示。圖15示出了兩部分葉片對測點不同頻率噪聲的聲源貢獻度，可見電機側(cè)短葉片雖然面積小，但是對于1 000 Hz以下的低頻噪聲的貢獻較大，聲強貢獻占比為64%；而主進氣側(cè)長葉片則對1 000 Hz以上的中高頻噪聲貢獻較大，聲強貢獻占比達61%。

圖14 葉輪表面分區(qū)示意Fig.14 Two parts of the impeller surface

圖15 葉輪表面各區(qū)對選定頻率噪聲的貢獻量對比Fig.15 Contributions of different parts on the impeller surface to certain specific frequency noises

從聲源的角度來看（見圖7），可以看到在葉片旋轉(zhuǎn)做功的作用下，葉片表面附近的氣流體現(xiàn)出明顯旋轉(zhuǎn)和速度變化，形成較強的噪聲源。需要指出的是，葉片附近加速氣流除了在蝸舌表面附近具有明顯的葉頻特征外，總體上體現(xiàn)的是寬頻的特征，特別是在1 000 Hz以內(nèi)，流場中并沒有體現(xiàn)出典型的“駝峰”特征。然而，無論是測試數(shù)據(jù)還是聲學(xué)仿真的預(yù)測中，測點的噪聲聲壓級譜線中都有明顯的“駝峰”特征，具體峰值大約分布在341.1，416.9，517.97，637.98Hz。前面已證明蝸殼內(nèi)表面存在明顯的聲學(xué)模態(tài)（見圖12），圖16示出了其底部一單元點對各個頻率的ATV曲線，可以看到蝸殼壁面的聲傳播特征具有非常明顯的峰值特征，并且頻率都可以與測點噪聲聲壓級譜線中出現(xiàn)的“駝峰”頻率相對應(yīng)。因此，這種“駝峰”分布特征主要是受到聲傳播的影響，具體來說是葉片附近形成的較強氣動聲源與蝸殼流道內(nèi)部相對封閉空間形成的聲模態(tài)產(chǎn)生了聲腔共振，從而進一步放大了對應(yīng)特征頻率的聲壓幅值，也即油煙機風(fēng)機系統(tǒng)的低頻“駝峰”噪聲，是由葉片旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的寬頻噪聲與蝸殼流道內(nèi)部的聲腔模態(tài)耦合，最終形成的共振噪聲。

圖16 蝸殼底部單元點不同頻率下的ATV曲線Fig.16 The ATV values at different frequencies of a single point on bottom position of the volute

4 結(jié)論

（1）蝸殼內(nèi)表面和葉輪是該油煙機風(fēng)機系統(tǒng)的主要噪聲源。蝸殼內(nèi)表面中341.1 Hz噪聲主要來源于蝸殼電機側(cè)內(nèi)表面和蝸殼出口，聲強貢獻占比分別為41%和39%；713.78 Hz噪聲主要來源于蝸殼內(nèi)表面的側(cè)弧面，貢獻占比42%；1 137 Hz噪聲的貢獻則主要來源于蝸殼底盤側(cè)內(nèi)表面，貢獻占比74%。而葉輪中電機側(cè)短葉片對1 000 Hz以下的低頻噪聲的貢獻較大，聲強貢獻占比64%；主進氣側(cè)長葉片則對1 000 Hz以上的中高頻噪聲貢獻較大，貢獻占比61%。

（2）蝸殼內(nèi)表面對測點噪聲的影響大部分是通過聲傳播所致，與蝸殼結(jié)構(gòu)設(shè)計有關(guān)。

（3）葉輪出口高速氣流是形成寬頻噪聲源的主要原因，其與蝸殼內(nèi)部聲腔模態(tài)耦合形成了低頻共振噪聲。