基于模態及頻率響應的油煙機振動問題研究

楊川 張恩齊 萬旭杰

YANG Chuan ZHANG Enqi WAN Xujie

海信（廣東）廚衛系統有限公司 廣東佛山 528303

Hisense (Guangdong) Kitchen & Bath System Co., Ltd. Foshan 528303

1 引言

吸油煙機振動不僅影響產品的結構噪聲，同時影響產品的可靠性，異常的抖動更會給用戶留下不安全的印象，而鈑金件的振動還伴隨著嗡嗡聲[1-2]。目前在油煙機產品的設計過程中，僅根據經驗進行結構設計，導致產品經常出現抖動問題，而產品后期針對振動問題的整改，涉及設計變更，甚至模具更改，造成大量的成本損失，同時嚴重影響產品開發效率。

油煙機結構振動主要可以分為共振及強迫振動。針對油煙機結構共振問題，在結構設計階段規劃各結構部件的模態，形成合理的模態分布，從而規避共振[3]。針對強迫振動問題，研究振動傳遞路徑，合理設計優化傳遞路徑涉及的關鍵結構[4]，從而降低強迫振動。并最終形成結構設計準則，降低產品出來后的振動問題，并達到減少結構開發周期的目的。

某歐式吸油煙機在產品批產后，出現嚴重的抖動問題，其振動超過標準所規定150 um振幅，集煙腔可以看見明顯的抖動，嚴重影響產品的質量，導致產品停產。本文首先進行油煙機模態分析，確定影響抖動的主要結構，然后基于模態振型進行結構優化，通過振動頻率響應分析，量化各優化方案的減振效果，最后進行試驗驗證，成功解決油煙機抖動問題。

2 振動頻率響應函數分析基本原理

頻率響應分析[5]可以分為直接頻率響應法和模態頻率響應法，直接頻率響應法直接求解系統的運動方程，對于自由度少的系統優先采用。模態頻率響應法將系統的自由度數縮減至各模態自由度數，同時實現了運動方程解耦，對于大量自由度的系統可以更加快速的解答。

（1）直接頻率響應法

在直接頻率響應分析[6]中，系統在簡諧激勵下的運動方程為：

假設：

將式（2）求1階導數得到速度表達式，求2階導數得到加速度表達式，同時代入式（3），得到：

簡化上式后為：

通過對式（4）進行求解，得出位移，求1階導數后得到速度，求2階導數后得加速度。

（2）模態頻率響應法

另一計算頻率響應的方法是模態頻率響應分析[7]。通過模態振型，將變量從物理坐標轉換到模態坐標，從而縮減方程的規模，提高計算效率；在推導過程中先假設：

式中的ξ(ω)為模態坐標，是由物理坐標u(ω)轉換而來。模態坐標下的運動方程為：

式（6）與式（4）類似，只是求解的是模態坐標ξ下的響應。通常情況下，模態數目少于物理變量數，因此，模態頻率響應法的計算速度更快，在大型模型的求解過程中速度優勢更為明顯。

在模態頻率響應分析中，至少需要保留外部載荷頻率范圍內的所有模態，而為了保證計算精度，通常保留2～3倍外部載荷頻率范圍的所有模態，例如：要分析系統0～100 Hz范圍內的頻率響應，則需要分析0～200 Hz內的模態。

圖2 油煙機模態測試模型

3 油煙機抖動分析及解決方案

某歐式吸油煙機在產品批產后，出現嚴重的抖動問題，其振動超過標準所規定150 um振幅，集煙腔可以看見明顯的抖動，嚴重影響產品的質量，導致產品停產。針對此款油煙機，采用模態分析及頻率響應分析相結合的方法，對抖動進行分析并提出解決方案。

3.1 模態分析及模態測試驗證

首先基于商業軟件NASTRAN進行了模態分析，結果如圖1所示，油煙機模態為17.03 Hz，振型體現為油煙機頂蓋局部模態。

圖1 油煙機17.03 Hz模態振型

圖3 油煙機測試模態17.24 Hz振型

為了驗證仿真結果的準確性，對油煙機進行模態測試。測試使用西門子XS便攜式設備，采用移動力錘法，如圖2所示，油煙機（range hood）測試模型命名為“hood”，整機劃分21個結點，固定響應點hood：2，移動敲擊hood：1～21號點。

測試結果如圖3所示，通過圖1及圖3，可以得出如下結論：

（1）仿真模態及實驗模態振型在水平蓋板圖3紅圈中所示區域處具有明顯的局部模態。

（2）仿真模態頻率17.03 Hz，實驗模態頻率17.24 Hz，仿真誤差僅為1.2%。

綜合仿真、實驗的模態振型及模態頻率對比結果，驗證了仿真模型的準確性及有效性，后續的模型優化可以基于仿真模型進行。

在無煙道阻力的情況下，吸油煙機的最大檔位的轉速為1000 r/min，轉頻為16.7 Hz，因此結構振動模態應至少大于16.7 Hz才能避免共振。由于油煙機運行過程中轉速會隨著煙道阻力升高而增大，而用戶家中存在煙道阻力，故產品在用戶使用過程中電機轉速會上升，轉動頻率容易與仿真結果17.03 Hz吻合，并發生明顯共振。因此，需要進行結構優化提升油煙機模態。通過圖1可以看出，17.03 Hz模態主要是蝸殼、電機支架、油煙機蓋板的振型，由此可以看出，蝸殼的剛度、電機支架剛度、油煙機蓋板是影響油煙機模態及減振效果的主要結構，因此，設計了五個結構優化方案。

（1）方案一、二為蝸殼底板厚度分別為1.0 mm、1.2 mm，如圖4所示。

（2）方案三為將電機支架從豎置改為橫置，如圖5所示。

（3）方案四為在電機支架處增加兩個加強支架，如圖6所示。

（4）方案五為電機支架更改為上下左右四個連接點，如圖7所示。

圖4 方案一、二：蝸殼底板厚度分別為1.0 mm、1.2 mm

圖5 方案三：電機支架橫置

圖6 方案四：增加電機加強支架

圖7 方案五：電機支架增加為上下左右四個掛點

針對優化方案及原始模型進行模態分析。模態頻率分析結果如表1所示。

表1 模態頻率（單位：Hz）

由表1可以看出：

（1）方案三模態頻率低于原始模型，沒有效果。

（2）方案一模態頻率提升至18.5 Hz，相比原始模型有一定提升。

（3）方案二、方案四、方案五的模態頻率均提高至19 Hz以上，更有效地提高油煙機模態，避免共振。

油煙機蓋板是客戶直接所見的結構，振動主要體現在油煙機蓋板振動，因此，蓋板的局部模態也需要進行優化。為了提高蓋板局部模態，在方案四的基礎上增加了蓋板與集煙腔連接螺釘，形成方案六。優化前后模態對比如圖8所示。

圖8 蓋板模態分析結果

由圖8可以看出，經過結構優化后，模態蓋板局部模態提升至19.3 Hz，遠大于電機轉頻，可以有效避免蓋板局部共振。

3.2 振動傳遞函數分析

為了驗證結構方案的有效性，針對方案一、二、四、五、六進行振動傳遞函數分析，進一步確定減振效果，振動傳遞函數結果如圖9所示。

圖9 各方案振動傳遞函數分析結果

由圖9可以看出：

（1）各方案均能有效降低20 Hz以內的振動傳遞。

（2）圖示中紅圈部分，方案六的振動傳遞有明顯下降，起到減振效果最優。

3.3 測試驗證

為了驗證方案六的有效性，進一步對振動進行了測試。振動測試選用了6個電機，5個風輪，在互相組合下進行振動測試，測點為蓋板左、中、右三個測點。測試結果如表2所示。

（1）在1號電機與5個風輪的匹配測試中，1號電機與2號風輪匹配下的振動最大。

（2）為了能找出電機與風輪互相組合下的振動最大值，進一步選擇2號風輪與其他電機進行匹配測試，其中4號電機與2號風輪匹配的振動最大，為110 um。

表2 振動測試結果

基于振動測試結果，可以得出以下結論：

（1）結構優化后，由于電機和風輪的不同，振動存在差異。

（2）不同電機和風輪的組合下，最差的的振動為110 um，遠小于原始機型，減振效果明顯。

（3）經過減振設計后，符合企業標準不大于150 um的要求。

4 結語

本文針對油煙機出現的抖動問題，將模態及振動頻率響應仿真分析相結合，提出了油煙機抖動分析及解決的方案。通過油煙機模態分析，確定影響抖動的主要結構，基于模態振型進行結構優化，然后進行振動頻率響應分析，量化各優化方案的減振效果，最后進行試驗驗證，成功解決油煙機抖動問題。