家用除湿机风道优化设计

    家用除湿机风道优化设计李孔清U2，舒乐华\程莹莹2（1.奥克斯集团有限公司，浙江宁波315194；2.湖南科技大学能源与安全工程学院，湖南湘潭421201）表1多翼离心风机主要性能参数和外形尺寸叶片数叶轮外径内外径比进口安装角出口安装角注：模型风机采用直蜗舌，蜗壳内壁曲线为螺旋线型鉴于多冀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N-S方程。考虑到多冀离心风机中压力、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RNGk+标准两方程湍流模型，考虑到风机内部的分离流动，壁面附近采用非平衡壁面函数（Non-EquilibriumWallFunction）。计算方法采用分离（SEGREGATED）隐式方法，湍流动能、湍流耗散项、动量方程都采用2阶迎风格式离散；压力一速度耦合采用：PISO算法。

　　多冀离心风机内的流动是典型的旋转流体流动。将坐标系统设置在旋转的风机本体上，即采用旋转非惯性坐标系求解。相对惯性坐标系统来说，其控制方程为动量守恒方程上述公：沂是相对速度（相对旋转坐标系的速度\/是绝对速度（相对静止坐标系的速度）；沂是旋转坐标系的切向速度；L是旋转角速度（这二个速度满足：士=wXr，VR=V-4）；卞是基于相对速度的应力张量；p和P分别代表压力与体积力；p是空气密度。

　　动量方程中，左边第3项的第一部分表征的是科里奥利惯性力项，相对运动与牵连运动相互作用的结果，第二部分则是牵连加速度，即仅由于牵连运动（转动）产生的加速度，离心惯性力项（单位体积）。

　　RNGk-e模型与惯性坐标系下一样，只不过用相对速度替换绝对速度而已，在此不再列出，读者可。

　　1.2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；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；风机进气口的进口截面及蜗壳的出口截面分别为计算域流体的进口与出口，进口给定压力边界条件，出口给定负进口速度边界条件，速度大小由风机额定风量与出口截面面积计算求出。

　　1.3网格及边界条件说明考虑到流道形状的复杂性，对风机叶轮的网格划分采用非结构化六面体、四面体混合网格，总网格数量为52万左右（4个方案略有不同），网格在叶尖部分适度加密处理以体现流动的分离与合流。进出口边界条件选定为压力边界条件，固壁边界满足无滑移条件，近壁处应用壁面函数。仿真的风机叶轮模型如所示。

　　除湿机所用多猓型离心风机2优化方案由于本除湿机的外形尺寸在工业设计之初已经确定，且不允许变动。受外形尺寸的限制，蜗壳的整体曲线不在本研宄优化的范围内，唯一可以优化的项目是出口的涡舌部分。在众多的方案中本文仅挑选列出其中4种方案，如（a）所示。方案1为产品初始设计方案。方案2-4为为降低噪声，同时保证风量前提下的备选优化方案。1方案涡舌处半径家用除湿机风道优化设计为5mm，方案2-4润舌处半径为7mm，且其喉部的直径依次大。4方案与2方案的不同之处在于4方案的风机入口处，壳体上加了一个用以起密封作用的环，如（b）所示。

　　除湿机风道改进方案图（4方案在2风道的基础上增加了如图中圆圈所示的密封槽）3模拟及。4方案模拟的结果与2方案十分接近，很难在数值上具体体现出来，这或许是CFD在模拟过程中所采用的假设和数值方法带来的误差所致，故本文中未将其列出。

　　对比图（3）中静压的分布看，1和3方案涡舌均存在静压高的小区域，而2方案涡舌处未存在明显的静压大区域。该静压区的存在，势必影响出流。实际上该静压区是气流撞击涡舌的结果，是一种能量损失，需要通过合理的设计减少这部分的撞击损失，从而提高风机效率。

　　同时从图（3）可以看出，由于高速旋转的叶轮对叶轮内部的气流不断吸附的结果，最高动压和速度位于叶轮外缘蜗壳出口方向。1方案由于出口喉部尺寸较小，出口阻力较大，在蜗舌上游位于叶片出口的部分气流又逆流回叶轮进口，在这个区域存在着一定程度的出口逆流，导致风量减少，同时出风气流离涡舌一侧，集中在靠近涡壳一侧，恶化了流动，成为重要的噪声源。3方案由于扩张太大造成，它使蜗壳流道的压力超过了叶轮做功所能提高的压力极限，使叶道内气体不足以克服过大的叶轮出口逆压而产生了回流，从而分离损失上升，亦可造成气流离风机中截面静压分布涡舌一侧。这一点同样可以从的出口速度分布明显看出。

　　综上模拟结果初步可以判定2方案是比较优越的方案。为了验证数值模拟的效果，通过CNC制作了四个模型进行了。为4个方案通过调节风机的供电电压的方式得到的不同流量下的噪声实验数据。为4个方案不同流量下的对应风机功率实验数据。

　　噪声与振动控制功率与风量实测曲线从、6可以知道1 -3方案在同等风量情况下其噪声是较低的，其功耗介于1和3方案之间，噪声随流量的变化实测结果出风口中截面的风速分布2方案功耗与原始方案相近。由于叶轮进口处不存在端盘，两侧存在着压力差，使得蜗壳靠近轮盖处的部分流体从高压向低压区域回流，这种流动源源不断，使得回流流体从叶轮中获得的能量白白耗散，从而降低风机效率。因此，应尽量减少泄漏量。为此4方案在入口处设置了密封，减少了无谓的漏风，其噪声和功耗进一步下降，达到了更好的效果。

　　6结语（1）经CFD模拟和实验验证，涡舌处得曲率半径对风量和噪声影响较大，合理的设计可以减少该处的静压大区域，减少气流的撞击损失；（2）风机出口部分的曲线形状，直接影响出口回流区的大小，存在合理的扩张角度，使得出口的分离回流损失降低；（3）对除湿机出口风道的实验和优化研宄表明，CFD模拟与传统的模型实验方法相比，开发周期短、耗费低、有良好的复现性，可进行优化处理，与实验结论基本相符。但CFD方法不能完全替代现场实验研宄，在实际应用中，应将二者结合。