除湿机风道CFD分析及优化_王伟戈.pdf

除湿机风道 CFD 分析及优化 王伟戈刘忠民 ( 广东科龙空调器有限公司， 528303) 摘要:本文针对某除湿机风量小、 噪声大的问题， 运用计算流体动力学( CFD) 分析方法对除湿机风道流场进行数 值分析。分析结果表明， 此除湿机离心风机出口气流分离严重并存在大尺度涡流， 这是此除湿机风量小、 噪声大的原因所 在。本文对此除湿机离心风机蜗壳进行优化设计， 经实验测试证明， 改进后同等风量下除湿机电机功率降低 10%， 同时噪 声降低 3dB( A) 以上。 关键词:除湿机 离心风机气流噪声CFD The Airflow Noise Control of the Air- conditioner Based on Computed Fluid Dynamics Analysis Wang Weige，Liu Zhongmin ( Guangdong Kelon Air Conditioner Co Ltd ，528303) Abstract:Aimed at the unstable airflow noise，the flow field inside the centrifugal fan of a dehumidifier was studied by the Computed Fluid Dynamics method It indicates that there was large turbulence flow and a- sunder inside the centrifugal fan which is just the reason of unstable airflow noise An optimization design of the centrifugal fan was made The experiments indicates that under same air flow rate the motor power reduce 10%， and noise reduced 3dB ( A)above Keywords:Dehumidifier，Centrifugal fan，Airflow noise，CFD 第一作者简介: 王伟戈， 男， 工程师， 就职于广东科龙空调器有限公司， 主要从事空调风机风道优化及振动噪声控制工作。 1引言 除湿机风道结构紧凑， 它的风机一般为离心 风机， 过滤网、 换热器布置在风机进口。除湿机噪 声大小主要取决于室内机风机的噪声性能1 。其 中气动噪声是室内机风机的主要噪声源。风机的 气动噪声主要由两部分组成， 即旋转噪声和涡流 噪声。旋转噪声是由于工作轮上均匀分布的叶片 打击周围的气体介质， 引起周围气体压力脉动而 产生。旋转噪声可以通过将风机叶片设置成不等 间距或倾斜布置等方式得到有效的降低。近年来 这方面的技术得到广泛应用， 旋转噪声问题得到 较好的控制， 湍流噪声因此成为影响除湿机气动 噪声的主要因素。 湍流噪声由漩涡与漩涡分裂脱体而引起叶片 上压力脉动造成， 故要有效地降低湍流噪声则需 减小漩涡的能量和尺度。离心风机内部流场复 杂， 运用试验方法发现并有效控制漩涡难度大、 成 本高。 本文运用计算流体动力学方法( Computed Flu- id Dynamics) 对除湿机风道气流场进行数值模拟， 在 此基础上通过改进蜗壳参数控制风机内部漩涡能量 和尺度， 达到提高风量、 降低湍流噪声的目的。 2除湿机风道数值模型建立及仿真分析 2. 1三维模型 除湿机风道如图 1 所示， 风机进口布置有过 462电器 2012 增刊 滤网和换热器。换热器和过滤网的阻力特性对除 湿机风道影响显著。 图 1除湿机风道示意图 2. 2除湿机风道性能参数 此款除湿机风道的主要性能参数如表 1 所 示。 表 1原离心风机主要性能参数 转速( rpm) 风量( m3/h)功率( W) 噪声 dB( A) 112120838. 652. 9 2. 3换热器与过滤网阻力参数的获取 由于过滤网、 换热器本身的结构复杂、 细小特 征多， 通过直接建模来模拟其阻力将导致网格量 过大而无法计算。通过实验测试出其阻力特性， 然后按照软件的要求输入其阻力特性是一种常用 并且简便的方法。 CFD 软件中可运用“多孔压力跳变” ( porous jump) 边界条件来模拟换热器的阻力特性。 多孔压力跳变边界条件的压力损失可用公式 ( 1) 表示: P = ( 1v 0. 5C2v2) d ( 1) 其中， P 换热器前后的压力损失( Pa) ; v 换热器前的气流速度( m/s) ; 流体介质粘度( kg/ms) ; 流体介质密度( kg/m3) ; 换热器的渗透率( m2) ; 1 换热器的粘性阻力系数( 1/m2) ; C2 换热器的惯性阻力系数( 1/m) ; d 换热器厚度， m。 软件中只需定义换热器的惯性阻力系数 C2、 渗透率 和换热器厚度 d 就可确定其阻力特性。 、 、 d 对于给定介质和换热器是已知的， 换热器前 的气流速度 v 和换热器前后的压力损失 P 可通 过实验得到， 通过曲线拟合就可以得到换热器对 应的惯性阻力系数 C2和渗透率 。 据此， 对于给定的换热器， 可通过测试不同风 量下的压力损失， 用风量和换热器面积计算出等 效的平均风速， 从而得到风速 压力损失曲线。 换热器与过滤网阻力测试数据如表 2、 表 3 所 示。 表 2阻力测试数据 风量( m3/h) 阻力( Pa) 17127. 2 19031. 5 21036. 3 23041. 2 25146. 6 经过曲线拟合得到的阻力参数如表 3 所示。 表 3阻力参数 惯性阻力系数 C2渗透率 厚度( m) 279. 25. 6485E 80. 05484 2. 4数学模型的建立 鉴于离心风机流道曲率大， 流态复杂， 因此计 算中采用三维雷诺平均守恒 Navier Stokes 方程。 考虑到离心风机中压力、 速度不是很大， 故可以忽 略空气密度的变化， 假设流动为不可压缩流动; 假 设流动中无热量交换， 不考虑能量方程; 对湍流运 动引入各向同性假设， 采用选取 k 标准两方程 湍流模型， 壁面附近采用标准壁面函数。计算方 法采用分解隐式方法， 湍流动能、 湍流耗散项、 动 量方程都采用二阶迎风格式离散， 压力 速度 耦合采用 SIMPLE 算法。 562 电器 2012 增刊 2. 5网格划分 考虑到流道形状的复杂性， 风机采用结构六 面体和非结构四面体混合网格。风扇叶片所在流 域采用结构六面体网格划分， 其他流域采用非结 构四面体网格。风机叶轮模型及其网格划分如图 2、 3 所示。 图 2除湿机风道网格 图 3风扇网格 3. 1边界条件 定义叶轮区域为旋转区， 采用多重旋转坐标 系; 其余区域为静止区， 采用静止坐标系， 坐标系 原点位于蜗壳后盖板中心， z 轴指向进风口， Y 轴 指向出风口; 叶片表面、 后盘外表面为旋转壁面， 旋转壁面与静止壁面满足无滑移条件; 风机进气 口进口截面及蜗壳出口截面分别为计算域流体的 进口与出口， 进出口给定压力边界条件， 进出口压 力为大气压。过滤网与换热器阻力通过“porous jump” 边界条件来模拟， 具体参数见表 3。叶轮旋 转区域转速为 1120rpm。 3. 2数值模拟结果及分析 数值分析结果表明: 在风机出口区域， 存在一 个很大的低速区域， 该低速区域存在较大的漩涡。 出口漩涡尺寸均较大， 所以可以较为稳定的存在 于风机出口位置， 由于其尺寸大， 频率低， 结构较 为稳定， 这将导致很大的湍流噪声。同时会增加 风道内阻力， 导致风机效率降低。 图 4风机截面气流分布 3湍流噪声理论分析 涡流噪声又称漩涡噪声， 主要是气流流经叶 片时产生紊流附面层及漩涡与漩涡分裂脱体而引 起叶片上压力脉动所造成的， 其频率为: f = ( S W/L) i( 2) 公式( 2) 中 S =0. 14 0. 20， 一般可取 0. 185。 W 气体与叶片相对速度( m/s) ; L 物体正表面宽度在垂直于速度平面上 的投影( m) ; i =1、 2、 3谐波序号。 由公式( 2) 可知风机的涡流噪声频率主要与 气流和叶片的相对速度 W 有关。W 又与工作轮的 圆周速度 u 有关， u 随着工作轮上各点到转轴轴心 距离而变化。由内到外 u 是连续变化的， 因而风 机运转时所产生的涡流噪声是一种宽频带的连续 谱。 根据 Ligthill 理论， 作为偶极子声源的湍流噪 662电器 2012 增刊 声声功率正比于气流速度的六次方。 W = P2vnD2 0c3 ( 3) 公式( 3) 中 v 气流速度， m/s; c 声速， m/s; D 气流出口直径， m; n 作用因子。 由于湍流噪声的宽频带特性， 很难通过传播 途径来控制噪声。同时根据 Ligthill 理论， 只要降 低湍流速度就可以有效降低湍流噪声。可以通过 采取改变风机蜗壳参数达到优化流场分布、 提高 风机效率、 降低湍流噪声的目的。 4离心风机优化设计 针对风机原型中气流分离严重、 湍流噪声大 的问题， 对风机蜗壳进行优化设计。由于蜗壳出 口扩张角度过大， 导致分离严重。故拟将此出否 扩张角度减小。同时原离心风机蜗壳流道内加压 段也存在很多低速区域( 图 4 所示) 。通过对照此 风机蜗壳型线与标准的蜗壳型线发现， 此款蜗壳 型线设计不当， 张开度不够， 加压段太宽， 导致加 压段气流分离。 图 5蜗壳型线对比 据此， 对此款蜗壳进行重新设计， 并根据 CFD 计算结果调整涡舌参数。 优化后风机纵截面压力分布如图 6 所示， 由 图中有效风机出口回流区域消失， 优化后风机内 部涡流尺度和速度大小明显减小， 根据 Ligthill 理 论湍流噪声声功率将明显降低。同时风道内气流 分布均匀， 无明显低速区域， 这将会减小风道内阻 力损失， 从而提高风道效率。 图 6优化风机纵截面气流分布 5实验验证 对新设计蜗壳进行手板制作并进行风量和噪 声测试， 结果如表 4、 表 5 所示。 表 4 70 品脱除湿机实验结果 风量( m3/h)噪声 dB( A) 功率( W) 原状态24157. 157. 2 新设计蜗壳25855. 656. 3 新设计蜗壳( 107V)24153. 950. 4 表 5 35 品脱除湿机实验结果 风量( m3/h)噪声 dB( A) 功率( W) 原状态20852. 938. 6 新设计蜗壳22151. 138. 4 新设计蜗壳( 107V)20849. 434. 4 由实验结果可知， 同等风量下 70 品脱、 35 品 脱除湿机的噪声分别降低 3. 2dB( A) 、 3. 5dB( A) 。 异常噪声消除， 噪声主观评价明显好转。同等 风量下， 70、 35 品脱除湿机的风扇电机消耗功 率分别降低 12% 和 11% ， 说明风机效率有较大 提升。 762 电器 2012 增刊 6结论 ( 1) 经 CFD 模拟及实验验证， 优化后除湿机 异常噪声消失， 同等风量下噪声降低 3d