1. 서 론

실내에 설치되는 벽걸이 에어컨은 현대 소비자들의 요구에 의해 크기가 소형화되고 슬림한 형태로 설계되고 있다. 하지만 벽걸이 에어컨의 송풍역할을 하는 원심홴에서 발생하는 면외방향진동은 에어컨 슬림화 설계에 한계를 발생시킨다.

벽걸이 에어컨의 원심홴은 열교환기와 케이스 사이에 위치하고 있으며, 열교환기에서 발생한 차가운 공기를 에어컨 밖으로 내보내는 역할을 한다. 이때, 원심에서 발생하는 면외방향 진동으로 인한 열교환기 및 케이스와의 충돌을 회피하기 위하여 원심홴을 감싸고 있는 열교환기와 케이스를 충분히 이격시켜 설계 한다. 하지만 이러한 설계는 열교환기와 케이스 사이에 큰 공간을 만들어 에어컨의 슬림화에 한계를 발생시킬 뿐만 아니라 구조진동 및 이상소음, 풍량이 저하되는 현상을 야기시킬 수 있다.

에어컨 실내기 진동/소음 저감에 관한 연구는 여러 방면으로 진행 되어 왔다. Lee et al(1)은 에어컨 실내기에 장착된 모터에 의해 발생하는 음향공진에 대해 연구하였다. Choi et al(2)은 실내기 모터용 방진고무의 동특성을 분석하여 구조기인소음을 제어하는 연구를 수행하였다. Kim et al(3)은 실내기 원심홴의 설계인자에 따른 소음을 분석하였고, Min et al(4)은 실내기 내부의 유동에 의한 공력소음의 소음원에 대한 연구를 수행 하였다.

이러한 기존의 연구는 실내기에서 발생하는 진동/소음저감을 위한 연구라는 점에서 이 연구의 목적과 같은 점이 있는 반면, 구동중인 원심홴의 면외방향으로 발생하는 진동저감에 관한 내용은 고려하지 않은 경우가 대부분이다.

따라서, 이 연구에서는 실험 및 동역학 시뮬레이션을 이용하여 에어컨 슬림화 및 에어컨 구조진동의 원인이 되는 원심홴 면외방향 진동의 원인을 분석하고, 이를 저감시키는 설계방안을 제시하였다.

2. 원심홴 날개 끝단의 면외방향 진동 평가

원심홴의 실제구동 시 진동수준을 파악하기 위해 원심홴의 날개 끝단의 면외방향 진동을 측정 하였다. 원심홴 구동 시 진동수준을 측정하기 위한 실험 장치 구성은 Fig. 1과 같다. 원심홴을 정지상태에서 실제 구동속도까지 가속시키면서 비접촉 변위센서를 이용하여 날개 끝단의 면외방향 진동을 측정하였다.

Fig. 1Experimental setup for measurement for vibration in the centrifugal fan

비접촉 변위 센서를 이용한 원심홴 면외방향 진동 측정 방법은 Fig. 2에 나타내었다. 원심홴의 4지점(point 1~4)을 선정하여 위치 별 진동신호를 측정하였다. 각 위치별 측정결과는 Fig. 3에 나타내었다.

Fig. 2Vibration measurement points

Fig. 3Vibration for each measurement point

측정결과, point 1과 point 3, point 4와 point 2신호가 서로대칭이 되는 신호를 획득할 수 있었다. 여기서 point 1의 최댓값과 point 3의 최솟값의 차는 원심홴이 실제 구동 시 필요한 열교환기와 케이스 사이의 폭을 나타내며, 상하, 좌우의 정상상태의 진폭의 수렴위치가 다른 이유는 원심홴의 무게중심과 회전 중심이 일치하지 않아 원심홴의 처짐이 존재하기 때문이다. 대표적으로 원심홴 우단의 진동신호를 나타낸 Fig. 4를 보면, 초기 과도상태에서 문제가 되는 과도진동이 발생하고 정상상태 구간에서는 과도 상태보다 상대적으로 작은 진폭으로 진동하고 있음을 확인할 수 있었다.

Fig. 4Vibration of steady state and transient state of the centrifugal fan

진동신호 측정 실험은 총 3개의 모델에 대하여 수행되었으며 그 결과, 과도상태의 진동(peak to peak)은 평균 3.13 mm, 정상상태의 진동은 평균 0.34 mm이었고 모델별로 ±0.3 mm의 편차를 보였다. 위 실험결과로 확인할 수 있듯이 원심홴에서 구동초기에 발생하는 과도진동이 문제가 됨을 확인할 수 있었다.

3. 원심홴 동적 특성 평가

3.1 원심홴 단품별 물성치 획득

원심홴의 동역학모델을 정립하기 위하여 원심홴을 구성하고 있는 요소들의 질량, 부피, 밀도, 질량 관성 모멘트와 무게중심을 획득하였다. Fig. 5에 도시한 것과 같이 모터축과 직접 결합되어있는 고무부싱요소1(bushing element 1), 고무부싱을 사이에 두고 고무부싱요소2(bushing element 2) 그리고 원심홴 날개부(fan)가 있다. 각 요소들의 질량은 전자저울을 이용하여 획득하였고, 각 요소의 시뮬레이션 모델을 이용하여 부피, 밀도, 질량관성모멘트 및 무게중심을 획득 하였다.

Fig. 5Components of the centrifugal fan

3.2 원심홴 구동속도 프로파일 획득

원심홴의 동역학모델을 정립하기 위한 실제 원심홴의 구동특성을 파악하기 위해서 실제 에어컨에서 작동되는 속도 프로파일을 실험적으로 측정하였으며, 실험장치는 Fig. 6과 같이 구성하였다. 타코미터(tachometer)를 이용하여 신호를 획득하고 신호 분석기를 이용하여 원심홴의 회전 속도프로파일을 획득하였다. 획득한 속도 프로파일은 7.5초에 20.5초 동안 0 r/min에서 540 r/min까지의 속도변화양상을 나타내며 Fig. 3에 도시하였다. 원심홴 회전속도는 회전을 시작하는 7.5초부터 큰 가속력을 가지고 운동하여 20.5초에 이르러 정상상태 속도 540 r/min에 도달함을 확인하였다.

Fig. 6Experimental setup for measurement of velocity profile of the centrifugal fan

Fig. 7Rotating velocity profile of the centrifugal fan

3.3 원심홴 고무부싱의 강성 및 감쇠 측정

(1) 원심홴 고무부싱의 감쇠비 측정

Fig. 5에 나타낸 고무부싱의 강성 및 감쇠를 획득하기 위하여 Fig. 8과 같이 실험장치를 구성하였다. 원심홴을 모터에 결합시키고 이를 정반 위 바이스에 수직으로 고정시켰다. 이후 원심홴 한쪽 날개 끝단에 임팩트 해머를 이용하여 가진한 후 반대편 날개 끝단에서 가속도계를 이용하여 신호를 획득 하였다. 획득된 신호를 이용하여 Fig. 9와 같은 주파수 응답 함수를 획득하여 강체모드(tilting mode)에 해당하는 원심홴의 고유 진동수가 13 Hz임을 확인하였다.

Fig. 8Experimental setup for measurements of torsional stiffness and damping coefficient

Fig. 9Frequency response function of the rubber bushing in the centrifugal fan

원심홴 고무부싱의 감쇠비를 획득하기 위하여 Q-Factor법을 이용하였다. Fig. 5에 도시한 것과 같이 고유 진동수(13 Hz)에서 최댓값(Xmax)에서 에 해당하는 지점(ω2, ω1)의 차( ω2 − ω1 = Δω)를 획득하였다.

획득한 Δω와 고유 진동수를 식 (1)에 대입하여 원심홴 고무부싱의 감쇠비를 획득하였다.

(2) 원심홴 고무부싱의 강성 및 감쇠획득

원심홴의 강성과 감쇠를 구하기 위하여 원심홴의 단순모델에 대한 운동방정식을 이용하였다. Fig. 10과 같이 원심홴을 1자유도 스프링과 감쇠 시스템으로 모델링하고 이에 대한 지배방정식을 유도하여 이를 식 (2)에 나타내었다.

Fig. 10One dimensional modeling with spring and damper of the centrifugal fan

위에서 유도한 운동방정식을 이용하여 식 (3)과 같이 tilting방향(θ방향)의 강성(k)과 감쇠(c)식을 획득하였다. 앞서 구한 강성과 감쇠식에 원심홴 무게중심으로부터 측정된 질량관성모멘트와 tilting 중심에서 무게중심까지의 거리(r), 원심홴의 무게(m)를 이용하여 O점에서부터의 질량관성모멘트(I)를 대입하여 고무부싱의 상당강성과 감쇠를 계산하였다. 계산결과 고무부싱의 상당강성(k)은 58.90 N·m/rad, 상당감쇠(c)는 0.2063 N·m·s/rad로 확인되었다.

4. 과도상태 진동의 원인규명 및 동역학 모델 정립

4.1 원심홴과 모터축사이의 축정렬 불량 규명

원심홴의 구동초기 과도상태 진동의 원인을 규명하기 위한 동역학 시뮬레이션 모델을 정립하기 위하여 먼저, 원심홴과 모터축 사이의 축정렬 불량의 존재여부를 규명하였다. 축정렬 실험장치 구성은 Fig. 11에 나타내었다.

Fig. 11Experimental setup for measurement of misalignment

모터축에 결합된 수평상태의 원심홴을 저속으로 회전시켜 1회전당 발생하는 변위차를 이용하여 축정렬 불량을 측정하였고, 그 결과를 Fig. 12에 나타내었다. 실험 결과, 원심홴의 저속회전 시 원심홴 끝단의 변위차가 1.1 mm정도 발생하였고, 이를 환산하면 0.41˚의 축정렬 불량이 원심홴과 모터축 사이에 발생함을 계산할 수 있다.

Fig. 12Shaft misalignment measurement results

4.2 동역학 모델 정립

실험을 통해 획득한 축정렬 불량을 적용한 원심홴 시뮬레이션 모델을 정립하였다. 원심홴을 구성하고있는 요소들의 질량과 무게중심 그리고 질량관성모멘트를 각 요소정보에 입력하고, 고무부싱은 부싱툴을 이용하였다. 고무부싱에는 앞서 실험을 통해 획득한 강성과 감쇳값을 부여하여 실제 고무부싱의 동특성을 적용하였다. 또한, 부싱의 원심홴 회전방향과 병진운동에 관한 강성과 감쇠는 tilting방향에 비하여 상대적으로 큰 값을 부여하여 그 영향을 무시할 수 있도록 하였다. 또한, Fig. 4에 나타낸 정상상태의 진동을 구현하기 위하여 원심홴 날개끝단에 불평형 질량 5.93 g을 부여하였다. 불평형 질량의 위치는 실제 원심홴의 밸런싱을 위하여 클립이 부착되는 위치에 부여하였고, 이를 Fig. 13에 나타내었다. 불평형 질량을 부과하는 이유는 시뮬레이션에서의 원심홴은 실제 실험대상에 존재하는 불평형 질량이 존재하지 않아 원심홴 회전 시에 진동이 발생하지 않기 때문이다. 불평형 질량만을 부과한 원심홴의 진동을 Fig. 15(a)에 나타내었다.

Fig. 13Position of the unbalance mass

그리고, 동역학 모델에 사용되는 속도 프로파일은 앞서 측정된 속도프로파일을 보간하여 시뮬레이션에 입력하였다. 또한, 앞서 실험을 통하여 획득한 모터축과 원심홴 사이의 축정렬 불량(0.41˚)을 부여하여 실제 구동시스템의 특성을 구현하였고, 시뮬레이션에 적용된 속도프로파일과 축정렬불량이 적용된 동역학 모델을 Fig. 14에 나타내었다.

Fig. 14Interpolated velocity profile of the centrifugal f-an (a), simulation model applied with misalignment (b)

5. 원심홴 진동 원인규명 및 저감방안

앞서 정립된 동역학모델을 이용하여 시뮬레이션을 수행 하였다. 축정렬 불량이 없고, 불평형 질량만 부여된 시뮬레이션 결과를 보면 Fig. 15(a)와 같다. 이는 실험으로 획득한 시간응답인 Fig. 4와 비교 해보면 과도상태에서의 진동이 많은 차이가 있음을 알 수 있다. Fig. 15(b)는 축정렬 불량(0.41˚)을 부과하여 해석한 결과이다. 이는 앞서 Fig. 4에 나타낸 결과와 같이 과도상태의 진동이 정상상태의 진동보다 크게 나타남을 확인할 수 있다.

축정렬 불량이 없는 모델과 축정렬 불량이 있는 모델에 대한 시뮬레이션 결과를 통해, 원심홴 구동시 발생하는 과도진동의 원인은 원심홴 모터축과 원심홴 사이에 발생하는 축정렬 불량임을 확인할 수 있었다.

Fig. 15Simulation results of the centrifugal fan if there is no misalignment (a), if there is misalignment (b)

여기서, 축정렬불량이 존재하는 시뮬레이션 결과에서 과도상태의 진동이 정상상태의 진동보다 크게 나오는 이유는 과도상태가 정상상태 보다 축정렬불량의 영향을 많이 받기 때문이다. 정상상태는 과도상태보다 상대적으로 고속으로 회전하게 되어 원심홴에 발생하는 관성력이 커지게 된다. 이때 발생하는 관성력은 원심홴 고무부싱에서 축정렬불량을 야기하는 힘보다 크게 원심홴에 작용하여 축정렬 불량은 저감 시킨다. 이러한 이유로 인해 고속으로 회전하는 정상상태의 축정렬 불량이 저속으로 회전하는 과도상태보다 작아지는 효과가 발생하여 정상상태의 진동이 과도상태의 진동보다 작아지는 것이다.

축정렬 불량의 크기에 따른 과도상태 진동의 크기를 확인하기 위하여 축정렬 불량을 일정 하게 개선시켜 기존 모델과 동일한 해석 조건에서 원심홴 날개 끝단의 진동신호를 획득하였고 이를 Fig. 16에 나타내었다. Fig. 16으로 부터 확인할 수 있듯이 원심홴 과도상태의 진동의 크키는 축정렬 불량과 선형적으로 비례하여 증가함을 확인할 수 있었다.

Fig. 16Change of the vibration of the transient state in accordance with misalignment

6. 축정렬 불량 개선을 위한 장치 개발

원심홴 과도상태 진동의 원인인 축정렬 불량을 개선하기 위한 장치를 고안하였다. 기존에는 원심홴과 모터를 고정하기 위하여 일반 너트만을 이용하였다. 이 연구에서는 축정렬 불량을 개선하기 위하여 Fig. 17과 같은 축정렬불량 개선을 위한 와셔(washer)를 고안하였다.

Fig. 17Improved washer for misalignment reduction

축정렬 불량 개선을 위한 와셔의 지름은 37 mm이고 두께는 1 mm이다. 그리고 고무의 두께는 1 mm로 제작하였다.

제작된 와셔를 고무부분이 Fig. 18의 A부분인 원심홴 고무부싱요소2의 평탄한 부위에 접촉되어 설치하였고, 고안된 와셔가 장착된 원심홴을 Fig. 19에 나타내었다.

Fig. 18Contact point between washer and bushing element 2 of the centrifugal fan

Fig. 19Centrifugal fan with improved washer

고안된 와셔의 고무부분과 Fig. 5에서 확인할 수 있는 고무부싱요소2를 부착하여 고정하고, 이를 너트를 이용하여 모터축과 고정하면, 와셔에 의하여 원심홴과 모터축 사이에 발생하는 축정렬 불량을 줄일 수 있다.

고안된 와셔의 효과는 Fig. 20에 나타낸 실험결과로부터 확인할 수 있다.

Fig. 20Experimental results of the centrifugal fan if there is no washer (a), if there is developed washer (b)

Fig. 20(a)는 와셔를 사용하지 않고 너트만을 사용하였을 경우 그리고 Fig. 20(b)는 개선된 와셔를 사용했을 경우의 원심홴 끝단 진동을 측정한 것이다. 원심홴과 모터축을 너트로만 고정시켰던 기존 원심홴과 개선된 고정장치를 사용한 원심홴 날개 끝단의 진동신호의 정량적인 비교를 위해 원심홴 상단에 동일한 측정위치를 지정하여 측정하였다. 원심홴 별로 축정렬 불량 정도의 편차가 존재하므로 기존의 고정장치를 장착했을 때 나타나는 진동신호와 개선된 고정장치를 장착했을 때 나타나는 진동신호를 3개의 원심홴을 대상으로 각 지점(상단, 하단, 좌단, 우단)의 평균을 계산해 Table 1에 나타내었다. 개선된 고정장치를 장착한 원심홴 날개끝단의 진동신호는 초기 과도상태가 거의 나타나지 않았고, 정상상태 진동 역시 약간 줄어드는 경향을 보였다. 수치적으로는 초기 과도상태 peak to peak은 50 % 정도로 크게 감소하는 것을 보였고, 정상상태 RMS는 5 % 정도 개선됨을 확인하였다.

Table 1Improvement of vibration of centrifugal fan

7. 결 론

이 논문은 벽걸이 에어컨에 사용되는 원심홴의 면외방향 진동을 저감시키는 기술을 개발하는 것이 목표이다. 원심홴 과도상태의 진동원인을 규명하기 위하여 실험 및 동역학 시뮬레이션 해석을 이용하였고, 이에 연구 결과는 다음과 같다.

실험을 통해 획득한 원심홴 구성요소의 물성치와 모터축 사이와 원심홴 사이에 존재하는 축정렬 불량을 부여하여 실제 시스템의 동특성을 구현할 수 있는 동역학 해석모델을 정립하고, 정립된 동역학 해석모델에 실제 구동하는 속도 프로파일을 부여하여 해석을 수행 하였다. 해석결과, 원심홴 과도상태에서 발생하는 진동의 원인은 모터축과 원심홴 사이에 발생하는 축정렬 불량이며 축정렬 불량이 감소할수록 과도상태의 진동도 감소함을 확인할 수 있었다.

축정렬 불량을 보완할 수 있는 와셔를 고안하고 이를 원심홴에 장착하여 개선정도를 확인한 결과, 도상태의 진동(peak to peak)은 50 %정도 개선되었고 정상상태는 5 %전도 개선됨을 확인할 수 있었다.