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문제 정의
- 소음 발생의 근본 원인은 압력과 속도의 변화이므로, 유로 저항에 의해 소음의 발생 정도와 경향을 공학적으로 판정할 수 있다.[4,7] 본 연구에서는 이러한 접근법을 토대로, 비정상 유동소음 해석이 아닌 정상상태(steady state)의 수치해석을 수행하고, 이로부터 유로 저항(flow resistance)을 정량화하여 유동 소음 발생의 경향을 파악하고자 한다.
- 본 연구에서, 청소기 본체 내부에 존재하는 원심팬에 의해 발생하는 소음보다 큰 소음을 발생시키는 청소기 브러쉬의 주요 소음원인과 소음특성을 분석하였다. 유로 저항(flow resistance)을 분석하여 유동 소음원의 특성을 파악하고, 무향실에서의 소음측정 실험을 통해서 수치해석 결과의 타당성을 검증하였다.
- 본 연구에서는 본체의 원심팬에 의해서 생성되는 소음보다 더 큰 브러쉬 소음의 소음원과 소음 발생 특성을 명확하게 분석하기 위해서 수치해석을 수행하였다. 수치해석을 토대로 유동 저항을 분석한 결과, 일반적인 팬 소음의 원인인 팬의 고속 회전으로 인한 소음이 전체 소음레벨에 기여하는 부분은 작고, 좁은 유로와 복잡한 형상을 갖는 브러쉬 내부에 이중 블레이드 팬이 존재하여 유동저항의 증가하기 때문에 큰 유동소음이 발생함을 알았다.
제안 방법
- 공기 흡입구는 그 폭이 어느 이상 증가하면 흡입 공기의 유속이 감소하므로 이에 따른 소음 특성이 변화할 것이다. 공기 흡입구 폭, Winlet을 22 ~ 40 mm로 증가시켜 가면서 음향파워를 측정하였다. 그 결과를 Fig.
- 다음으로 청소기 브러쉬 공기 흡입구의 폭에 따른 소음 특성을 분석하였다. 공기 흡입구는 그 폭이 어느 이상 증가하면 흡입 공기의 유속이 감소하므로 이에 따른 소음 특성이 변화할 것이다.
- 유로 저항(flow resistance)을 분석하여 유동 소음원의 특성을 파악하고, 무향실에서의 소음측정 실험을 통해서 수치해석 결과의 타당성을 검증하였다. 또한, 소음 개선을 위한 연구의 일환으로 연구대상 브러쉬의 최대 소음저감 한계 특성을 실험적으로 파악하고, 팬 블레이드 개수, 공기 흡입구 확장에 따른 브러쉬의 소음 발생 특성을 고찰하였다.
- 본 연구에서는 연속방정식과 운동량 방정식, 즉 Navier-Stokes 방정식의 풀이를 통해 브러쉬내 유동장을 모사하였다.[8] 연구 대상으로, 진공청소기 고유의 기능인 먼지 흡입과 동시에 물을 함유한 걸레가 브러쉬 바닥에 장착되어 물걸레가 고속으로 회전하여 바닥을 닦아주는 기능을 동시에 수행하는 브러쉬를 선정하였고, 그 형상을 Fig.
- 본 연구에서는 위와 같은 방법과 모델을 채택하여 CFD-ACE[9]라는 수치해석 코드를 solver로 사용하여 계산을 수행하였다. 관련된 수치기법들은 참고문헌 [9]에 자세히 기술되어 있다.
- 브러쉬의 최적 설계를 통해서 저감할 수 있는 최대 소음저감 한계가 4 dBA임을 소음측정 실험을 통해서 파악하였다. 소음 저감 방안을 찾기 위한 노력의 일환으로 팬 블레이드 개수, 공기흡입구 확장에 따른 소음 특성을 분석하였다. 이로부터 최대 소음저감 한계가 너무 작아서 팬 블레이드 개수, 공기 흡입구 확장에 따른 소음 저감량이 불과 2 dBA로 작은 것을 알 수 있었다.
- )을 설치하였다. 소음 측정에는 먼저, 파워미터를 Fig. 3 Schematic diagram for the noise measurement in an anechoic room Fig. 4 Measurement positions of microphones in the hemisphere이용하여 청소기의 소비전력을 1,200 W로 일정 하게 유지한 후 3분 이상 청소기를 가동시켜 안정화시킨 이후에 일정한 소음이 방사될 때에 KS C IEC 60704[11] 규격에 따라 청소기 소음을 마이크로폰으로 측정하였다. 실시간 FFT 분석기(Disc-16, Racal-Heim Co.
- 4 Measurement positions of microphones in the hemisphere이용하여 청소기의 소비전력을 1,200 W로 일정 하게 유지한 후 3분 이상 청소기를 가동시켜 안정화시킨 이후에 일정한 소음이 방사될 때에 KS C IEC 60704[11] 규격에 따라 청소기 소음을 마이크로폰으로 측정하였다. 실시간 FFT 분석기(Disc-16, Racal-Heim Co.)를 통해서 주파수 분석된 신호를 10초 동안 평균하였다. 특히 브러쉬만의 소음을 측정하기위해서 청소기 본체를 Fig.
- 앞서 살펴본 수치해석적 소음원 분석의 타당성을 검증하기 위해서 무향실에서 음향파워를 측정하였다. 청소기를 가동시킨 후, 브러쉬 내부에 장착된 팬이 회전할 때와 강제로 팬을 고정하여 회전하지 않을 때의 소음을 측정하고 주파수 분석을 수행하여 그 결과를 Fig.
- 이를 통해 기본적인 유동 양상을 파악할 수 있다. 여기에 11,200 RPM 의 고속으로 회전하는 팬이 주요 유동소음의 원인으로 예측되어 팬의 회전과 정지 상태에서 각각의 유동저항과 와류강도를 수치해석의 결과를 토대로 계산하였다. Figs.
- 유동장 해석을 통해서 브러쉬의 흡입구에서 방출되는 소음을 정량적으로 평가하기에는 어려움이 있으므로, 수치해석 결과의 타당성 검증을 위해 음향파워 측정 실험을 수행하여 최종 평가를 하였다. Fig.
- 본 연구에서, 청소기 본체 내부에 존재하는 원심팬에 의해 발생하는 소음보다 큰 소음을 발생시키는 청소기 브러쉬의 주요 소음원인과 소음특성을 분석하였다. 유로 저항(flow resistance)을 분석하여 유동 소음원의 특성을 파악하고, 무향실에서의 소음측정 실험을 통해서 수치해석 결과의 타당성을 검증하였다. 또한, 소음 개선을 위한 연구의 일환으로 연구대상 브러쉬의 최대 소음저감 한계 특성을 실험적으로 파악하고, 팬 블레이드 개수, 공기 흡입구 확장에 따른 브러쉬의 소음 발생 특성을 고찰하였다.
- )를 통해서 주파수 분석된 신호를 10초 동안 평균하였다. 특히 브러쉬만의 소음을 측정하기위해서 청소기 본체를 Fig. 5와 같이 우레탄 폼 흡음재가 충진된 흡음 박스(체적 1 m3의 정육면체)에 격리하여 본체에서 발생하는 소음을 충분히 차단시킨 후 소음을 측정하였다. 측정된 음압은 아래의 식을 사용하여 음향파워 레벨로 환산하였다.
- 이중 블레이드 팬과 물걸레는 웜기어로 연결이 되어 동력전달이 되며, 기어비는 1:70으로 팬이 70번 회전하면 물걸레가 1번 회전하도록 설계되었다. 팬의 회전을 고려하는 복잡한 과도 해석(transient analysis)을 수행하는 대신, 회전 좌표계에서의 정상상태 지배방정식을 푼 후, 절대 속도를 구하는 방법을 사용하였다.
- 흡입구의 경계조건은 입구(inlet) 조건으로 전압(total pressure)을 101,300 Pa로 부여하고, 연장관은 출구(outlet) 조건으로 정압을 100,144 Pa(저진공 상태)로 설정하였다. 브러쉬는, 물걸레의 고속회전으로 물걸레질과 이물질 흡입에 용이하도록 설계된 특수 브러쉬로서 내부의 이중 블레이드 팬(double-blade fan)이 11,200 RPM 이상으로 회전하여 물걸레를 큰 토크로 회전시킨다.
대상 데이터
- 유동장 해석을 통해서 브러쉬의 흡입구에서 방출되는 소음을 정량적으로 평가하기에는 어려움이 있으므로, 수치해석 결과의 타당성 검증을 위해 음향파워 측정 실험을 수행하여 최종 평가를 하였다. Fig. 3에 나타낸 것과 같이 가로 5 m, 세로 4 m, 높이 5 m인 무향실에서 소음을 측정하였다. 소음 측정전에 무향실의 배경소음은 18 dB(A)이고, 소음 측정 대상인 청소기의 체적이 무향실 체적의 2% 이내임을 확인하였다.
- [8] 연구 대상으로, 진공청소기 고유의 기능인 먼지 흡입과 동시에 물을 함유한 걸레가 브러쉬 바닥에 장착되어 물걸레가 고속으로 회전하여 바닥을 닦아주는 기능을 동시에 수행하는 브러쉬를 선정하였고, 그 형상을 Fig. 1에 나타내었다. 해석 영역으로 브러쉬의 흡입구부터 브러쉬의 연장관까지의 부분을 채택하였으며, Fig.
- 낸 바와 같이 무향실내 반구면상의 10개 지점에 마이크로폰(40AE, piezoelectric type, Grass Co.)을 설치하였다. 소음 측정에는 먼저, 파워미터를 Fig.
- 6∼8에 나타내었다. 블레이드의 기본 개수는 8개이다. 이를 통해 기본적인 유동 양상을 파악할 수 있다.
데이터처리
- 은 기본 노즐, 즉 브러쉬에서 팬을 제거한 상태에서의 평균 속력을 의미한다. 평균 속력은 연장관의 끝에서 흡입구 방향으로 5 mm 떨어진 위치의 단면에서의 평균 값을 사용하였다.
이론/모형
- 격자수는 약 20만개로, 이를 더 증가시켜도 해의 변화가 충분히 작음을 확인하였다. 공간차분에는 2차 정확도를 갖는 전방차분법(upwind difference scheme)을 사용하였다. 난류 모델로는 표준 k-ε모델과 벽함수를 사용하였다.
- 난류 모델로는 표준 k-ε모델과 벽함수를 사용하였다.
성능/효과
- 먼저 블레이드 개수가 7 ∼ 9 개 일 때의 주파수 분석 결과를 나타낸 Fig. 11(a)를 살펴보면, 팬 회전에 의한 톤 소음이 발생하는 것을 알 수 있고, 블레이드 개수가 많아지면 최저 모드의 톤 소음의 주파수도 그에 따라 고주파로 이동한다는 것을 알 수 있다. 이와 같은 결과는 팬 회전 소음의 일반적인 특성이다.
- 팬 소음과 밀접한 관계가 있는 블레이드 끝부분은 조밀하게 격자를 생성하였다. 격자수는 약 20만개로, 이를 더 증가시켜도 해의 변화가 충분히 작음을 확인하였다. 공간차분에는 2차 정확도를 갖는 전방차분법(upwind difference scheme)을 사용하였다.
- 이로부터 최대 소음저감 한계가 너무 작아서 팬 블레이드 개수, 공기 흡입구 확장에 따른 소음 저감량이 불과 2 dBA로 작은 것을 알 수 있었다. 결과적으로, 청소기 브러쉬의 소음을 효과적으로 저감하려면 톤 소음을 줄이는 것보다 유동저항을 감소시켜 광대역 소음을 줄이는 것이 효과적임을 알 수 있었다.
- 1차 날개깃 통과 주파수에서의 톤소음은 기저소음(광대역소음)보다 6 dBA 가량 높았는데, 이 수치는 일반적인 팬회전 톤 소음이 기저소음에 비해서 20 ~ 30 dBA 가량 높은것에 비하면 상당히 작은 수치이다. 따라서 주파수 분석 결과를 토대로 전체 소음레벨을 산출해 보아도 팬이 회전할 때는 85.6 dBA, 회전하지 않을 때는 85.4 dBA로 팬회전에 의한 톤 소음이 전체 소음레벨에 미치는 영향이 상당히 작다. 이로부터 수치해석적으로 분석된 브러쉬의 소음원이 타당함을 검증할 수 있다.
- 이로부터 수치해석적으로 분석된 브러쉬의 소음원이 타당함을 검증할 수 있다. 또한, 팬이 회전하지 않을 때의 주파수 분석 결과를 통해서, 본 연구 대상의 브러쉬에서는 광대역 소음 중에서도 1000 ~ 2000 Hz의 광대역 소음이 지배적으로 발생함을 알 수 있었다.
- 9에 나타내었다. 먼저, 청소기의 일반적인 작동상태인 팬이 회전할 때의 스펙트럼을 살펴보면, 날개깃 통과 주파수(BPF; blade passage frequency)에 해당하는 톤 소음(tonal noise)이 1,480 Hz에서 관찰되었다. 최저 모드(mode)의 BPF는 ‘팬 회전수 ÷ 60 × 블레이드 개수’로 계산된다.
- 이에 따라, 본 연구 대상인 브러쉬는 유로 저항의 대부분이 팬 자체에 의해서 형성되는 것을 알 수 있었다. 브러쉬가 장착되지 않은 연장관만의 소음측정에 대한 주파수 분석 결과를 보면, 톤 소음이 전체 소음레벨을 결정한다는 것을 알 수 있다. 톤 소음의 정체를 파악하기위해서 주파수 분석의 결과를 자세히 나타낸 Fig 10(b)를 살펴보면, 톤소음의 주파수가 각각 650 Hz, 830 Hz, 1050 Hz, 1230 Hz으로서 길이가 약 1 m 인 연장관(양쪽 끝은 음향학적으로 열린 조건 적용)의 종방향 공진 주파수와 일치하였다.
- 11(b)에는 블레이드 개수에 따른 회전수와 전체 소음레벨을 나타내었다. 블레이드 개수가 7개에서 10개로 변경이 되어도 지속적으로 소음이 증가 또는 감소하는 양상은 보이지 않으며, 전체 소음레벨은 불과 2 dBA의 차이를 보이고 있다. 이것은 일반적인 팬 회전 소음의 특성과 다른 것으로 전체 소음레벨을 결정함에 있어 다른 인자가 복합적으로 작용하고 있음을 의미한다.
- 3에 나타낸 것과 같이 가로 5 m, 세로 4 m, 높이 5 m인 무향실에서 소음을 측정하였다. 소음 측정전에 무향실의 배경소음은 18 dB(A)이고, 소음 측정 대상인 청소기의 체적이 무향실 체적의 2% 이내임을 확인하였다. 내부의 온도는 섭씨 20도를 유지하였다.
- 본 연구에서는 본체의 원심팬에 의해서 생성되는 소음보다 더 큰 브러쉬 소음의 소음원과 소음 발생 특성을 명확하게 분석하기 위해서 수치해석을 수행하였다. 수치해석을 토대로 유동 저항을 분석한 결과, 일반적인 팬 소음의 원인인 팬의 고속 회전으로 인한 소음이 전체 소음레벨에 기여하는 부분은 작고, 좁은 유로와 복잡한 형상을 갖는 브러쉬 내부에 이중 블레이드 팬이 존재하여 유동저항의 증가하기 때문에 큰 유동소음이 발생함을 알았다. 이러한 수치해석 결과의 타당성은 실험을 통하여 검증되었다.
- 앞 절에서의 분석 결과를 통해, 브러쉬의 소음은 유동저항에 의해서 대부분 발생하기 때문에 팬의 회전과는 크게 상관관계가 없음을 알았다. 따라서, 팬에 의한 유동 저항은, 팬 블레이드 수에 따른 형상의 변경으로 인해 변화할 것으로 예측된다.
- 소음 저감 방안을 찾기 위한 노력의 일환으로 팬 블레이드 개수, 공기흡입구 확장에 따른 소음 특성을 분석하였다. 이로부터 최대 소음저감 한계가 너무 작아서 팬 블레이드 개수, 공기 흡입구 확장에 따른 소음 저감량이 불과 2 dBA로 작은 것을 알 수 있었다. 결과적으로, 청소기 브러쉬의 소음을 효과적으로 저감하려면 톤 소음을 줄이는 것보다 유동저항을 감소시켜 광대역 소음을 줄이는 것이 효과적임을 알 수 있었다.
후속연구
- 이러한 수치해석 결과의 타당성은 실험을 통하여 검증되었다. 즉, 본 연구에서 채택한 유동 저항 평가에 따른 소음 분석 방법은 공학적으로 소음 특성을 파악하고, 저감 방안을 찾는데 유용하게 활용될 수 있다.
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