不同進口角度面板對貫流風幕機內流與噪聲特性的影響

余 星，王 軍，諸永定，丁炎炎，尹國慶，楊筱沛

（1.華中科技大學 能源與動力工程學院，武漢 430074；.浙江省健康智慧廚房系統集成重點實驗室，浙江寧波 315336）

0 引言

貫流風機作為一種通用機械廣泛應用于家電行業，在倡導節能減排、提升人們生活質量的新形勢下，開發低噪聲的產品成為大勢所趨。針對傳統的貫流風機設計與優化，有許多相關研究。在進口流動影響研究方面，FUKUTOMI等［1］發現在貫流風機進口加裝導流道能提高性能。消除氣流進口的回流渦，影響內部渦流，達到提高出口風量，降低噪聲的目的。RICKETTS［2-3］發明了一種旋轉進口的貫流風機和一種V型進口的農用貫流風機，旋轉進口的貫流風機提高了出口風量和壓力，V型進口的農用貫流風機降低了噪聲同時提高了出口風速。楊彤等［4］研究了貫流風機進出口角度的比值，研究發現存在一個較合理的比值范圍，使得貫流風機的噪聲降低。胡俊偉等［5］研究發現隨著風機進口角度減小，進口流速增加，吸氣能力提升，但同時隨著進口角減小，進風面積也隨之減小，從而出口風速降低。伍禮兵等［6］研究發現空調用貫流風機中，采用不同的換熱器和進口面板，會影響貫流風機內的偏心渦位置和出口風速。在貫流風機數值模擬方面，鄒建煌［7］的研究發現，在貫流風機的數值模擬中，對數值模型進出口角度長短大小的選取，當選取值在較好的范圍時，模擬結果會比較準確。邵霖等［8］研究了貫流風機數值模擬過程中，采用不同的湍流模型對貫流風機數值模擬內流場的影響其不同。張師帥等［9］則利用CFD技術對空調用貫流風機噪聲進行預測。

目前，貫流風機的設計依舊沒有一個統一的理論方法，雖然空調貫流風機設計的經驗方法，已經得到廣泛的應用，但對傳統貫流風機而言，空調用貫流風機的經驗設計方法并不完全適用，而采用不同的進口面板來控制貫流角度，為貫流風機的噪聲優化提供了一種參考。

1 研究對象

風幕機結構如圖1所示，葉輪外徑D為120 mm，內徑d為82 mm；葉片數n為37，葉片為兩段式圓弧葉片，葉輪節數為10節，采用交錯配置，葉輪轉速為1 300 r/min；風機出風口高度b為61 mm，出口導流板在高度1/2處，風機整個軸向長度為900 mm；進口面板開孔為長方形，長為40 mm、寬為5 mm，沿Y方向上長方形孔交錯排布，交錯排布距離為長方形長的一半即20 mm，相鄰兩行之孔間距離為2.5 mm，沿Z方向上，每個長方形孔之間距離為3 mm。

圖1 風幕機結構Fig.1 Structure of air curtain machine

對4種不同進口面板（見表1）進行數值模擬與噪聲試驗，開孔位置示意如圖2所示。依據圖中所示的坐標系，以X軸為起點，X軸與進口面板開孔最上側之間的夾角控制開孔的位置，進口面板開孔的最上側與最下側之間的夾角控制開孔的數量，通過以上角度來確定進口面板的開孔范圍。

表1 面板參數Tab.1 Panel parameters

圖2 開孔位置示意Fig.2 Schematic diagram of opening position

2 數值計算

利用FLUENT 15.0軟件對貫流風機進行了三維數值模擬。貫流風機葉輪內部氣流為三維黏性湍流流動。在研究中采用三維時均雷諾N-S方程，湍流模型為RNG k-ε模型，采用二階迎風格式離散化，壓力和速度耦合采用SIMPLEC算法。貫流風機轉速相對較低，因此考慮氣體為不可壓縮，葉輪區域采用frame motion，葉輪轉速為1 300 r/min，邊界條件為壓力進出口。計算殘差值小于10-4，認為計算結果收斂。

網格分為6個區域，利用TurboGrid劃分葉輪區域網格，icem劃分其他區域的網格，其中葉輪和中心轉軸區域采用結構網格劃分方式，其他區域為非結構網格劃分方式。經過網格無關性驗證，選擇總網格數約為1 100萬的網格模型進行計算，各區域網格數見表2。網格模型如圖3所示。

表2 網格參數Tab.2 Mesh parameters

圖3 網格模型Fig.3 Mesh model

3 數值計算結果

3.1 數值方法驗證

為驗證計算模型的有效性，進行了原機試驗。試驗臺布置及測量儀表遵循GB/T 7725—2004和GB/T 1236—2000，進口處為自由進口，出口處使用牽引風機提供背壓。使用采用傳感器測量流量、壓力；使用電測法測量功率，重復性測量精度在±2%以內。測試中，通過不斷改變牽引風機的功率來提供不同的出口背壓，從而改變風機流量，得到各個工況點流量結果。性能試驗臺如圖4所示。

圖4 性能試驗臺Fig.4 Performance test rig

將數值模擬與實測結果進行對比分析，如圖5所示，給出了葉輪轉速為1 300 r/min時，風機流量隨風機出口背壓變化的曲線。由于模擬采用簡化模型，因此試驗與模擬存在一定誤差。模擬時對風機軸向長度進行了簡化，即取其中兩節葉輪的通流區域作為計算區域。總體上流量壓力性能曲線的趨勢相似，最大相對誤差約為6%，說明該模型的數值模擬有效。

圖5 數值模擬方法驗證Fig.5 Verification of numerical simulation

3.2 數值結果分析

取工作工況點（葉輪轉速為1 300 r/min，進口表壓為0 Pa，出口靜壓為0 Pa）作為設計工況，對改變進口面板開孔位置后的模型進行數值計算，在軸向上Z=35 mm處截取橫截面，內流結構如圖6所示。圖6（a）示出原型機內流結構，在進口位置存在上下兩個大型的回流渦結構，這是由整體結構設計所導致的。與對照組相比，模型A和模型B，由于進口上側開孔上移，回流渦1向蝸殼內側偏移，橫方向上偏移-8 mm、縱軸方向上偏移10 mm，渦流范圍減小。模型C，回流渦1向蝸殼內側偏移尺度大，沿橫軸方向上偏移-28 mm，沿縱軸方向上偏移17 mm，而渦流范圍有明顯的減小。

圖6 Z=35 mm截面流線Fig.6 Streamline diagram of Z=35 mm section

模型A和模型C，由于進口下側開孔上移，進口回流渦2流向葉輪方向偏移，沿縱軸方向上偏移13 mm，渦流范圍增大。

相對于原型機、模型A和模型B內部偏心渦3位置無明顯變化。模型C中，偏心渦3的位置在縱軸方向上偏移+3 mm，在橫軸方向上偏移-3 mm，即偏心渦渦心朝遠離蝸舌的方向移動，致使貫流區域減小、流量降低。

全壓與流量結果見表3。通過數值模擬方法對比，在設計工況下（出口壓力為大氣壓），3種方案較原型機全壓變化分別為-2.6%，3.0%，-3.9%，流量變化-1.0%，1.5%，-2.8%，與風機內部進口渦流范圍以及偏心渦位置變化一致。

表3 全壓與流量結果Tab.3 Results of total pressure and flow rate

渦心處渦量值見表4。在回流渦1處，模型A渦量降低，而模型B和模型C在此處渦量升高。回流渦2處，模型A，B，C渦量降低，模型C處渦量降低明顯。

表4 渦量結果Tab.4 Results of vorticity s-1

4 噪聲試驗結果

對以上4種進口結構風機進行噪聲試驗，采用了如圖7所示的遠場噪聲頻譜特性測量方式，麥克風對稱分布在風機4個方向上，距離風機1 m的位置上，依據測得噪聲頻譜圖，計算平均A聲級噪聲值。

圖7 遠場噪聲測量示意Fig.7 Schematic diagram of far field noise measurement

對上述4種面板貫流風機進行了噪聲試驗測試，頻譜如圖8～11所示。貫流風機基頻約為801 Hz。測量噪聲呈現指向性特性，Mic#2，Mic#3，Mic#4測得遠場噪聲頻譜圖顯示，噪聲在基頻處最高。風機兩側Mic#2，Mic#3噪聲值相近，而在風機背側Mic#4的噪聲值相對兩側噪聲值有較小的提高。在風機出口方向上的Mic#1，顯示出不同的頻譜特性，相對于其他3個方向，噪聲值在風機進出口正方向上波峰段高出4～5 dB（A），并且出現了2個波峰段，30～200 Hz之間的小波峰和600～5 000 Hz之間的大波峰。

圖8 原型機噪聲頻譜Fig.8 Noise spectrum of prototype

圖9 模型A噪聲頻譜Fig.9 Noise spectrum of model A

Mic#1所測得4組試驗噪聲頻譜圖中，模型A和模型C在小波峰處噪聲有明顯降低，即在關閉進口面板下側孔時，低頻段30～200 Hz之間的噪聲降低。數值模擬結果顯示，模型A和模型C，回流渦2范圍有一定程度增大，但是渦流強度減小，渦流區域流速降低，導致此處渦流噪聲減小［10］，同時，由于渦流范圍增大，導致流量降低，也會導致整體氣動噪聲減小。

在 Mic#1、Mic#2、Mic#3、Mic#4 所測頻譜圖中，模型A，B，C相對于原型機，在基頻處噪聲值均有降低。

4種面板風機整體噪聲測量值見表5。

表5 噪聲結果Tab.5 Results of noise dB（A）

5 結論

（1）改進貫流風幕機進口面板，能夠使進口處回流渦范圍改變，并且隨著進口開孔上移，上側回流渦的范圍縮小，下側回流渦范圍增大，下側回流渦渦流強度減小。

（2）在一定的轉速工況下，模型B所使用的進口面板開孔位置及角度，可以減小進口回流渦范圍，提升風機氣動性能，使全壓上升3.0%，流量增加1.5%。

（3）在一定轉速工況下，調整貫流風機進口面板開孔角度，能夠減小進口渦流的渦流強度，減小進口處渦流噪聲，較大幅度降低風機噪聲，同時渦流范圍增大也導致流量降低，噪聲降低。綜合以上，模型C，噪聲降低3.3 dB（A），降噪效果明顯。