基于電機系統模態仿真分析的換相噪聲正向設計研究

劉志華 陳 成 賴澤豐 胡佳偉 謝開元

（珠海格力電器股份有限公司 珠海 519070）

引言

直流電機的永磁轉子可以消除銅耗和鐵耗，使其具備效率高且轉速范圍廣的特點，因而在一些電器特別是空調器中得到廣泛應用，空調內風機的電機大多選擇直流電機，電機部件的噪聲水平直接影響到用戶對空調器聲品質的評價，故直流電機的噪聲便受到了空調器設計人員的重點關注。針對換相噪聲產生的原理進行分析，并從機械振動的角度提出了抑制換相噪聲的方法[1]，其中永磁直流電機的低頻噪聲為電機換向噪聲，高頻噪聲為徑向電磁噪聲，可以從減振的角度提出具有一定可行性的改善措施[2]，行業內通常采用局部屏蔽法、聲壓法、頻譜法對系統的空調器進行噪聲源識別和傳遞路徑分析，通過對不同階次的噪聲進行分析確定其聲源[3]。在類似空調、油煙機等產品上換相噪聲的優化方法通常從風機系統和電機的結構及匹配上尋求解決方案[4]，但缺乏結合理論模態計算方法和試驗模態分析方法對系統進行動態特性研究[5]，將試驗與仿真在模態分析上的聯合應用可更加有效的解決問題[6]。直流電機存在一固有特性，即工作時伴隨換相轉矩脈動，在特定條件下就會與電機系統發生共振從而引起明顯的低頻換相噪聲。直流電機換相噪聲的控制與優化在空調器設計階段就應該進行，本文針對直流電機換相噪聲產生的原理與試驗測試相結合，基于電機系統的模態仿真，提出空調器直流電機換相噪聲的正向設計。

1 直流電機換相噪聲機理

1.1 直流電機的工作原理

常見的無刷直流電機結構簡單，由電機定子繞組、電機永磁轉子、功率驅動電路（即電子換相電路）和轉子位置傳感器構成。

以FG60A-ZL 電機為例簡易說明直流電機的工作原理，該電機為8 級12 槽電機，在電機運行的某一時刻，定子與轉子的位置關系如圖1 所示，取出該電機的一個單元電機（即定轉子各一對極）進行簡化分析，電機通過電子換相電路向電機定子繞組供電，轉子每轉動一個角度，電機轉子位置傳感器檢測并提供信號去觸發功率開關晶體管使之導通或截止，使得電機定子繞組依次改變通電狀態，如此某些原本沒有電流的繞組開始流通電流，某些原本有電流的繞組開始斷開電流或電流方向改變，從而迫使定子繞組的磁狀體形成規律性變化，電機的各相繞組按一定順序工作，從而控制電機轉動。

圖1 電機結構及工作原理示意圖

1.2 直流電機的換相轉矩脈動

一個單元電機在一個周期內會有六種工作狀態（如圖2 所示），當相鄰兩種工作狀態進行轉換時，由于其相電感的存在導致了電流在換相過程中無法突變，便會在定轉子之間產生不平衡電磁力，延時產生的不平衡電磁力使轉子在轉動時出現轉矩脈動即換相轉矩脈動作用于電機的定、轉子。

圖2 單元電機在一個周期內工作狀態

圖3 噪聲測點示意圖

直流電機換相轉矩脈動的頻率為：

式中：

f—換相噪聲頻率（Hz）；

i—頻率的階數；

m—電機定轉子中每對極在一個周期內所對應的工作狀態數；

p—電機極對數；

n—電機轉速（rpm）。

對于FG60A 這類8 級12 槽的電機具有4 對上述單元電機即4 對極，故一個周期內的工作狀態就存在24 種，由此可以簡化換相轉矩脈動頻率即換相頻率為f=0.4×n。

2 空調異常噪聲的測試及分析

搭載FG60A-ZL 電機的某型號風管內機，低檔運行時存在明顯的“嗚嗚”聲異響且持續時間較長，使用聽診器識別，該異響從電機中傳出，初步判定為上述直流電機的換相噪聲。我們對該型號樣機制定噪聲及振動的測試方案，對該異響進行測試分析。

2.1 整機噪聲測試及頻譜分析

采用Head 公司的多通道信號采集系統在半消聲室中進行噪聲測試，機組放置于2 m 高的測試架上，且送風口、回風口接風管，并調節至額定靜壓，傳聲器擺放于機組正下方1.4 m 處，對機組送風模式下的各檔位噪聲信號進行采集。

噪聲數據如表1 所示，很明顯各檔位的噪聲總值相差不大，但是低檔的噪聲峰值高達23.1 dB，明顯高于其余兩個檔位的噪聲峰值，低檔噪聲頻譜如圖4 所示，噪聲峰值頻率為368 Hz，與電機低檔轉速920 rpm 所對應的換相頻率f=0.4×920=368 Hz 一致，可以初步判定該機組低檔時的“嗚嗚”聲異響為直流電機的換相噪聲。

表1 各檔位下噪聲數據

圖4 機組送風模式低檔運行噪聲頻譜

圖5 機組送風模式低檔運行電機軸向加速度振動頻譜

2.2 電機振動測試

采用LMS 多通道信號采集分析設備、PCB 壓電式三相振動加速度傳感器在送風模式下對電機各檔位的振動信號進行采集，測點布置于電機殼體中間位置。電機各檔位的振動加速度峰值如表2 所示，從表中可明顯得到，電機在低檔運行時，電機的軸向加速度峰值會高出許多，所以判斷低檔的軸向振動存在異常，取低檔軸向振動頻譜分析。

表2 各檔位下振動數據（m/s2）

從頻譜中可知，機組低檔運行時，電機軸向振動加速度存在明顯異常峰值高達0.36 m/s2，且其峰值頻率為368.0 Hz，與電機低檔轉速920 rpm 所對應的換相頻率一致，故可以判定該機組低檔運行時出現的異響噪聲是電機異常振動引起電機系統共振所致。

3 電機系統模態分析及實驗

進一步確定導致機組產生換相噪聲的固有頻率與振型，需要對電機系統進行模態計算，采用有限元法對電機系統進行模態分析，并進行試驗驗證。

電機系統的核心部件為電機與風葉，因為電機內部結構比較復雜，而且電機的模態主要體現于電機軸上，所以在模型簡化時將電機簡化為一個實體，對簡化后的電機-風葉軸套-風葉這個電機系統進行網格劃分，建立有限元模型，電機、風葉和風葉軸套采用1.5 mm 四面體網格進行劃分如圖6 所示，各部件的單元類型及單元尺寸見表3。再通過表3 所示的參數定義各零部件的材料屬性，計算電機系統在自由狀態下的固有頻率與振型，由于該機組換相噪聲的峰值頻率在368 Hz，故需要重點關注電機系統500 Hz 以下的模態。

表3 電機系統部件材料參數

圖6 電機系統有限元模型

對電機系統進行模態測試（如圖7 所示），從而驗證理論模態計算的準確性，在與仿真計算相同的邊界條件下，試驗采用錘擊法對電機系統進行模態測試，使用PCB 沖擊力錘進行激勵、PCB 壓電式振動傳感器、LMS振動噪聲測試系統進行信號采集和分析，提取電機系統的測試模態。

圖7 電機系統模態測試

仿真計算與測試所得模態固有頻率和振型對比如表4 和圖8 所示。

圖8 仿真計算與試驗測試振型對比（第4 階模態振型）

圖9 結構更改后模態仿真結果

從表4 可以得出，仿真計算的得出的固有頻率與測試得到的固有頻率趨勢相同，數值相近，最大誤差為9.69 %，平均誤差在4.53 %以內。仿真計算與測試均得到了與機組換相噪聲峰值頻率相近的固有頻率369.47 Hz和366.754 Hz，且從圖8 可以明顯看出仿真計算與測試所得的該階模態振型基本一致。

綜上，電機系統的振動模態仿真計算與試驗測試基本吻合，確定了導致機組產生換相噪聲的電機系統固有頻率為366.754 Hz、振型為圖8 所示，并且驗證了上述仿真計算方法的有效性。

4 電機系統的優化設計

4.1 基于模態仿真的電機系統結構優化

為了解決該電機在低檔時的換相噪聲問題，對電機系統的結構優化，然后再對優化后的電機系統進行模態仿真，直至仿真預測換相轉速點明顯偏離電機低檔轉速。

從仿真及模態測試結果可以得出，系統的模態大多表現于風葉負載上，故結構優化選取風葉為對象，針對風葉的易更改參數（如風葉的材料）進行優化，實現負載結構優化。通過改變風葉的玻纖比更改負載的質量，從而優化電機系統的模態。

如表5 所示，風葉原始玻纖比為5 %，通過更改其玻纖比至10 %和15 %，對風葉的結構屬性進行優化，模態仿真預測的問題轉速均出現了偏移。負載10 %玻纖比，電機系統模態計算得到的問題轉速為945 rpm，與低檔轉速相差20 rpm 左右，理論上可以有效避免該轉速下的換相噪聲問題；負載15 %玻纖比，電機系統模態計算得到的問題轉速為961 rpm，雖然與低檔轉速相差近40 rpm，可以避免低檔出現換相噪聲，但是機組中檔運行轉速為960 rpm，故該狀態下機組中檔會存在共振風險。

表5 風葉玻纖比及其系統模態仿真結果

綜上我們將該機組風葉負載玻纖比由原始的5 %更改為10 %，對結構優化后的機組進行噪聲測試，測試結果如表6 所示。

表6 結構優化后各檔位噪聲數據

由表6 和圖10 可以明顯看出，在結構優化后機組低檔噪聲峰值明顯降低，且低檔噪聲峰值頻率也不再是低檔轉速電機所對應的換相頻率，即該機組低檔換相噪聲問題已解決。經上述試驗驗證，通過對結構整改后的電機系統進行模態仿真，實現了機組模態的優化，進而消除了既定轉速下的換相噪聲。

圖10 機組送風模式低檔運行優化前后噪聲頻譜對比

5 結語

本文針對直流電機換相噪聲產生的原理同實驗測試相結合發現：

1）直流電機換相噪聲產生的條件為電機的換相轉矩脈動與電機系統某階特定的模態發生共振。

2）空調機組異常噪聲峰值頻率、電機振動加速度峰值頻率與其檔位運行轉速所對應的換相頻率一致，該異響噪聲為換相噪聲，所以機組電機系統一定存在與換相頻率相近的模態頻率點。

3）通過電機系統模態仿真，可以得到電機系統的換相模態振型，同時模態測試結果也驗證了可以通過模態仿真對換相頻率點進行預測，結合需要使用的轉速并通過結構更改避開換相模態頻率點，實現空調器直流電機換相噪聲正向設計。