風(fēng)機(jī)盤管離心風(fēng)機(jī)的CFD降噪分析與優(yōu)化

余銳生，林 娟，姜燦華

（1.寧波甬仿應(yīng)用技術(shù)有限公司，浙江 寧波 315000；2.浙江國祥股份有限公司，浙江 紹興 312300）

多翼離心風(fēng)機(jī)由于具有流量系數(shù)大、壓力系數(shù)高、低噪聲及尺寸小等特點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于空調(diào)器中，特別是風(fēng)機(jī)盤管，其風(fēng)機(jī)系統(tǒng)由多個多翼離心風(fēng)機(jī)并聯(lián)而成。隨著人們對空調(diào)舒適性要求的逐漸提高，空調(diào)器的噪聲水平越來越受到企業(yè)和用戶的關(guān)注，研發(fā)出低噪聲的空調(diào)器成為產(chǎn)品開發(fā)人員所面臨的難題。

本文針對某風(fēng)機(jī)盤管的離心風(fēng)機(jī)在運(yùn)行時噪聲大的問題，采用CFD分析方法對該機(jī)組的空氣側(cè)流動進(jìn)行分析，著重研究了離心風(fēng)機(jī)的內(nèi)部流動特性，并針對其中的問題重新設(shè)計(jì)風(fēng)輪、蝸殼，CFD仿真結(jié)果顯示，新風(fēng)機(jī)內(nèi)部流場得到改善。將原方案與優(yōu)化后方案進(jìn)行實(shí)測對比，結(jié)果顯示新設(shè)計(jì)離心風(fēng)機(jī)在相同風(fēng)量下的噪聲值比原風(fēng)機(jī)下降4.7 dB(A)，增強(qiáng)了其在空調(diào)產(chǎn)品市場競爭力。

1 風(fēng)機(jī)盤管幾何模型及網(wǎng)格劃分

某風(fēng)機(jī)盤管幾何模型如圖1所示，機(jī)組內(nèi)部包含電機(jī)、蒸發(fā)器、外殼及兩個并聯(lián)運(yùn)行的多翼離心風(fēng)機(jī)等部件。

鑒于風(fēng)機(jī)區(qū)域幾何形狀復(fù)雜，整機(jī)三維模型采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，并對風(fēng)輪、蝸殼及交接面處網(wǎng)格局部加密，總網(wǎng)格數(shù)為1 400萬左右。

2 CFD數(shù)學(xué)模型

CFD數(shù)值計(jì)算中采用三維穩(wěn)態(tài)求解計(jì)算域內(nèi)流場，湍流模型采用RNGk-ε，其連續(xù)方程、動量方程以及RNGk-ε湍流雙方程分別見式（1）至式（4）[1]。壁面附近采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)。采用SIMPLE算法求解速度壓力耦合。壓力、動量離散采用2階迎風(fēng)格式離散，湍動能、湍流耗散率采用1階迎風(fēng)格式離散。蒸發(fā)器區(qū)域簡化為多孔介質(zhì)，且根據(jù)實(shí)驗(yàn)擬合得到多孔介質(zhì)模型的黏性阻力系數(shù)和慣性阻力系數(shù)。

圖1 風(fēng)管式空調(diào)器幾何模型

采用運(yùn)動參數(shù)坐標(biāo)系模型(Moving Reference Frame)實(shí)現(xiàn)離心風(fēng)扇區(qū)域的動靜界面間的數(shù)據(jù)傳遞。計(jì)算時進(jìn)出口均采用壓力邊界條件[2]。

3 原始方案模擬分析

對原始方案進(jìn)行CFD模擬分析，原始蝸殼及風(fēng)葉線型見圖2。風(fēng)葉的外徑為150 mm，風(fēng)葉厚度為196 mm，葉片數(shù)為32片。

圖2 原始方案中蝸殼、風(fēng)葉線型

截取蝸殼的內(nèi)部截面進(jìn)行分析，圖3為蝸殼內(nèi)部截面的相對流線圖。在蝸舌附近的出口處即圖中的圓圈區(qū)域，存在明顯的渦流，渦流的存在會堵塞出口，使得出口有效流通面積減小，不僅會降低風(fēng)機(jī)效率，而且會增加風(fēng)機(jī)的氣動噪聲[3]。

該風(fēng)葉葉道內(nèi)的相對流態(tài)如圖4所示，較多的葉道內(nèi)存在明顯的相對渦流，增加流動損失，使得風(fēng)機(jī)的全壓和效率減小[4]。

4 離心風(fēng)機(jī)優(yōu)化方案

4.1 蝸殼優(yōu)化

蝸舌的作用是防止部分氣體在蝸殼內(nèi)循環(huán)流動，蝸舌附近的流動較為復(fù)雜，是多翼離心風(fēng)機(jī)的主要噪聲源之一[5]。蝸舌設(shè)計(jì)時主要考慮蝸舌間隙以及圓角半徑兩個參數(shù)的影響。間隙過大可以減小氣流對蝸舌的沖擊，但會增大氣流回流，降低風(fēng)機(jī)效率，而間隙過小時情況恰好相反[6]。

圖3 原始方案中蝸殼內(nèi)部截面的相對流線圖

圖4 原始方案中葉道內(nèi)的相對流線圖

本文基于原方案的CFD仿真結(jié)果，采用對數(shù)螺旋線法重新設(shè)計(jì)蝸殼線型，重點(diǎn)改進(jìn)蝸舌結(jié)構(gòu)以及蝸殼出口結(jié)構(gòu)，通過CFD仿真優(yōu)化設(shè)計(jì)合理的蝸舌間隙、蝸舌半徑以及出口擴(kuò)壓角[7-8]，盡可能消除蝸舌附近及蝸殼出口的渦流,以此來提高風(fēng)機(jī)的效率及降低噪聲。

4.2 風(fēng)葉優(yōu)化

由于原方案中風(fēng)葉葉道內(nèi)存在明顯的相對渦流，因此需要對風(fēng)葉進(jìn)行優(yōu)化?？紤]葉片通用化問題，僅對葉片數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，不進(jìn)行葉型調(diào)整。

對每一種葉輪，當(dāng)葉片數(shù)過多時，葉道內(nèi)的有效過流面積減少，摩擦損失增大，風(fēng)機(jī)效率降低，當(dāng)葉片數(shù)過少時，葉輪中的軸向渦流強(qiáng)度上升，渦流損失增加，同樣會降低風(fēng)機(jī)效率[4，9]。在特定的風(fēng)道內(nèi)，存在著一個最佳葉片數(shù)，目前沒有可靠的理論方法求解出最佳葉片數(shù)。本文利用CFD仿真分析，確定該風(fēng)葉在此風(fēng)盤上的最佳葉片數(shù)為43。優(yōu)化方案中的風(fēng)輪和蝸殼如圖5所示。

圖5 優(yōu)化風(fēng)機(jī)方案

5 優(yōu)化方案模擬分析

分析新離心風(fēng)機(jī)的相同位置的截面流態(tài)，圖6為該截面的相對流線圖，所示蝸舌區(qū)域出風(fēng)口附近無明顯渦流，出風(fēng)更為順暢。

圖6 優(yōu)化方案中蝸殼內(nèi)部截面的相對流線圖

葉道內(nèi)的流態(tài)見圖7。相對于原方案的風(fēng)葉，增加葉片數(shù)后，葉道內(nèi)渦流明顯減小，可減小葉道內(nèi)的渦流損失。

圖7 原始方案中葉道內(nèi)的相對流線圖

6 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

按GB/T 19232-2003《風(fēng)機(jī)盤管機(jī)組》標(biāo)準(zhǔn)中所規(guī)定的噪聲測試方法，在相同外殼中進(jìn)行風(fēng)量、噪聲測試，將優(yōu)化離心風(fēng)機(jī)方案與原始離心風(fēng)機(jī)方案對比，測試結(jié)果如表1所示。

表1 根據(jù)原始方案與優(yōu)化方案所得仿真與實(shí)測值

圖8、圖9為實(shí)測的噪聲頻譜圖。實(shí)驗(yàn)結(jié)果顯示，仿真風(fēng)量與實(shí)測風(fēng)量誤差小于1%。相同風(fēng)量下，優(yōu)化方案噪聲降低4.7 dB(A)。

7 結(jié)語

本文利用CFD方法分析了風(fēng)管式空調(diào)器的內(nèi)部流場，針對內(nèi)部流場渦流問題優(yōu)化了風(fēng)輪和蝸殼結(jié)構(gòu)。通過CFD仿真對比及實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證可得到如下結(jié)論：

（1）通過蝸殼優(yōu)化，減少風(fēng)機(jī)蝸舌和出口區(qū)域的渦流能有效降低離心風(fēng)機(jī)氣動噪聲。

圖8 原始方案噪聲頻譜圖

圖9 優(yōu)化方案噪聲頻譜圖

（2）通過CFD對比分析，確定最優(yōu)葉片數(shù)，能抑制葉道內(nèi)的相對渦流，從而起到降低噪聲的效果。

（3）試驗(yàn)結(jié)果證明，仿真風(fēng)量與實(shí)測風(fēng)量誤差小于1%。在相同風(fēng)量下，噪聲降低4.7 dB(A)。實(shí)測結(jié)果驗(yàn)證了本文分析方法的可靠性，其對于解決同類型產(chǎn)品噪聲問題具有參考價值。