某移動空調貫流風道異響問題分析與改進

馬列 林健輝

廣東美的制冷設備有限公司 廣東佛山 528311

0 引言

貫流風輪具有運轉氣流平穩(wěn)、噪聲低的特點，廣泛應用于移動空調、窗機以及分體內(nèi)機中，隨著行業(yè)的發(fā)展，空調品質已經(jīng)不能僅取決于制冷、制熱能力。噪聲值和聲品質已然成為用戶挑選空調的重要因素。

貫流風機的氣動噪聲主要有旋轉噪聲和湍流噪聲。旋轉噪聲的特點是頻率離散，當工作葉輪旋轉時，葉輪產(chǎn)生的氣流周期性的作用于渦殼壁面，這種周期性的脈動產(chǎn)生的噪聲稱為旋轉噪聲，與葉輪的葉片數(shù)以及轉速正相關。湍流噪聲的特點是頻率較寬，為連續(xù)頻譜噪聲。

上世紀50年代，B.Eck[1]提出橫流風機并認為貫流風道的偏心渦的位置以及偏心渦流區(qū)的大小是貫流風道噪聲重要的影響因素。俞大邦[2]通過理論計算對貫流風道的機理進行了分析。楊波[3]通過對不同工況下的內(nèi)流場進行分析，解釋了偏心渦的產(chǎn)生以及脫落渦的形成位置。近些年，CFD隨著計算機技術的發(fā)展迅速在國內(nèi)興起，國內(nèi)學者對貫流風道的偏心渦機理、貫流風道設計的關鍵參數(shù)[4-6]、貫流風道的噪聲解決方案等[7-8]相關研究也日益深入。

本文基于某款外銷移動空調上風道試模件風量低、噪聲大，且異音明顯的問題，通過數(shù)值模擬和實驗測試的方式解決音質和噪聲的問題。

1 計算模型與方法

1.1 問題描述

某款移動空調貫流風道系統(tǒng)有明顯的“呼哧呼哧”異聲，風聲不穩(wěn)，手放在出風口可以明顯感覺風為一陣陣吹出來，異聲非常明顯。

檢查風道系統(tǒng)，由于貫流風道風輪兩邊距離底盤端壁有間隙，間隙之間的空氣是不經(jīng)過風輪的，這部分的空氣流動無法控制，對于普通的分體內(nèi)機兩邊會專門設置凹槽，以對兩端流動進行控制，防止漩渦進入主流道，干擾主流，增大湍流噪聲。由于移動空調設置凹槽不易開模，故采用手板的方式在附近設置擋塊，消除異聲，但測試風量僅為360 m3/h，低于性能所要求390 m3/h。

1.2 問題分析

貫流風輪對貫流風機的風量與流動的影響很大，從貫流風機誕生初始采用的等距分布直葉輪，到目前分體機上廣泛使用的不等距風輪、斜風輪，貫流風機的氣動性能一步步得到改善，已有文獻[5]通過數(shù)值模擬對斜風輪、不等距風輪的氣動噪聲改善機理作出分析。本文研究所采用的是不等距直葉輪，由于斜葉輪生產(chǎn)效率較低，采購成本較高，沒有特殊要求，暫不進行研究。

蝸殼與風輪的間隙及渦舌與風輪的間隙均對貫流風機的風量、噪聲具有較大影響，通過相關文獻[2-3]以及研究表明，渦舌間隙增大會導致偏心渦回流區(qū)增大，流通面積降低，流量減小。而減小渦舌間隙會增大渦舌表面的壓力脈動，對風量、風壓以及風機效率都有影響，渦舌間隙一般會有一個最佳值。

在風道曲線與間隙基本合理的情況下，改善貫流的偏心渦應該是解決問題所要尋求的方向。偏心渦具有以下特點，即貫流風機內(nèi)部的偏心渦大，則說明卷吸區(qū)域增大，偏心渦卷吸作用很強，通流面積減小，這樣對貫流風機風量噪聲不利；在軸向的其他區(qū)域，對于貫流風道直葉輪，偏心渦的徑向位置幾乎不變，因此我們可以將三維風道轉化為選取中間的2D截面對風道進行簡化。

綜合以上貫流風機原理及對本問題的分析，探尋解決該問題思路，以實現(xiàn)對偏心渦的改善。該產(chǎn)品還存在一個不同于一般貫流風機的特點，即使用直徑120 mm風輪，轉速高達1320 r/min。一般的貫流風機，若采用直徑120 mm的大直徑貫流風輪，轉速一般都比較低。產(chǎn)品的大直徑、高轉速意味著風輪圓周具有較大的切向速度，而風輪兩側不受控制的漩渦對主流會有更強的干擾性，主流的湍流度如能降低會對貫流風機整體的性能產(chǎn)生良好的作用。

1.3 問題優(yōu)化方案

改模方案如圖1所示，改模方案修改了蝸殼型線，以圖中所示風輪中心74°為分界點，右邊的曲線由新的曲線代替。

圖1 試驗模和改模方案風道曲線對比

2 計算模型與方法

2.1 物理模型

本文研究的貫流風道結構如圖2所示。模型采用2D分析方法進行，幾何建模取貫流風輪3D三維實體中心，并進行簡化，翅片在建模型中被簡化掉，蒸發(fā)器及系統(tǒng)的壓力采用設定背壓20 Pa代替。

圖2 原方案風道曲線

2.2 網(wǎng)格劃分

按照貫流風輪的結構特點，建立以轉子、流道及邊界的動、靜和邊界三層網(wǎng)格，采用非結構化網(wǎng)格，網(wǎng)格生成采用gambit2.3.16版本，如圖3所示。對試模件方案，計算動區(qū)域劃分網(wǎng)格單元為39073個，靜區(qū)域劃分網(wǎng)格單元為136659；對于改模方案，計算動區(qū)域劃分網(wǎng)格單元為41229個，靜區(qū)域劃分網(wǎng)格單元為119359。

圖3 網(wǎng)格劃分圖

利用fluent6.3.26計算流體動力學軟件，進行2-D-simple方法求解，采用標準k-epsilon湍流模型，壁面附近處理標準壁面函數(shù)，收斂條件：連續(xù)性0.001；X，Y，方向速度，K，0.001；Epsilon，0.001。

2.3 仿真模型驗證

由表1可以看出，CFD模擬風量值與實驗值比較接近，誤差值為4%以內(nèi)，因此可以認為本文的計算方法和湍流模型是準確的。

表1 實驗風量值與CFD計算風量值的對比

2.4 實驗結果及分析

采用上述方法通過對圖1兩種方案進行仿真計算，對比結果可由圖4～圖6所示的跡線圖、速度云圖、湍流等值線圖明顯看出兩者的內(nèi)流改善，主要看蝸殼的位置大小，湍流強度的比較。兩者的差別主要體現(xiàn)在：（1）偏心渦核的位置發(fā)生了改變，偏心渦核朝靠近渦舌的方向移動了半個葉片的距離，此點非常明顯，這樣偏心渦卷吸區(qū)域向上部偏移，增大了貫流風輪通流面積。卷吸區(qū)向一邊偏移，意味著貫流高速區(qū)域向遠離蝸殼方向移動，有利于降低葉輪出口湍流噪聲，這點在第二點中可以得以體現(xiàn)。（2）從圖6湍流圖可以看出，改模后湍流峰值由25.79647 m2/s2下降到21.02053 m2/s2，湍流強度整體上得到改善。

圖4 跡線圖

圖6 湍流強度圖

通過表2所示的原方案與改進方案對比表明，經(jīng)過風道型線的調整，風道噪聲值降低了0.7 dB(A)并且解決了風道異響問題。

表2 原方案與改進方案噪聲值對比

圖5 速度云圖

3 結論

本文以移動空調的貫流風道為研究對象，采用調整風道曲線的改型設計，對多種型線方案進行數(shù)值模擬和實驗測試，研究了風道曲線對貫流風機氣動特性以及噪聲的影響，獲得了以下主要結論：

（1）對于風機的提風量、降噪聲的問題，到目前的研究階段，雖然很多流動理論還存在不確定性，但思路都很清晰：即改善內(nèi)流，減少或消除漩渦，降低旋轉噪聲，消弱葉片尾跡的影響，對于貫流風機則還要注意如何控制好偏心渦的分布等等，這些都是獲得大風量低噪聲的關鍵。但在實際的操作過程中，由于開發(fā)進度的要求，需要在短時間內(nèi)對問題提出解決方案，為了實現(xiàn)這一目標，除了正確的理論方向，還需要豐富的實踐經(jīng)驗，對問題作出準確判斷。

（2）貫流風機流動復雜，整個流道涉及多個因素，蝸殼型線不宜隨意修改。

（3）從此機型的內(nèi)流場來看，來流仍有改善余地，偏心渦的控制可以進一步改善。限于已經(jīng)是試模件，改模需要更多的時間與費用，而且改動太大，還可能涉及其他結構件的進一步修改，故在可以解決問題的情況下，提供最簡單快捷的改模方案。