家用除濕機風道優(yōu)化設(shè)計李孔清U2，舒樂華\程瑩瑩2（1.奧克斯集團有限公司，浙江寧波315194；2.湖南科技大學能源與安全工程學院，湖南湘潭421201）表1多翼離心風機主要性能參數(shù)和外形尺寸葉片數(shù)葉輪外徑內(nèi)外徑比進口安裝角出口安裝角注：模型風機采用直蝸舌，蝸殼內(nèi)壁曲線為螺旋線型鑒于多冀離心風機流道曲率大，流態(tài)復雜，因此計算中采用三維雷諾平均守恒N-S方程?？紤]到多冀離心風機中壓力、速度不是很大，故可以忽略空氣密度的變化，假設(shè)流動為不可壓縮流動；假設(shè)流動中無熱量交換，不考慮能量方程；對湍流運動引入各向同性假設(shè)，采用選取RNGk+標準兩方程湍流模型，考慮到風機內(nèi)部的分離流動，壁面附近采用非平衡壁面函數(shù)（Non-EquilibriumWallFunction）。計算方法采用分離（SEGREGATED）隱式方法，湍流動能、湍流耗散項、動量方程都采用2階迎風格式離散；壓力一速度耦合采用：PISO算法。

　　多冀離心風機內(nèi)的流動是典型的旋轉(zhuǎn)流體流動。將坐標系統(tǒng)設(shè)置在旋轉(zhuǎn)的風機本體上，即采用旋轉(zhuǎn)非慣性坐標系求解。相對慣性坐標系統(tǒng)來說，其控制方程為動量守恒方程上述公：沂是相對速度（相對旋轉(zhuǎn)坐標系的速度\/是絕對速度（相對靜止坐標系的速度）；沂是旋轉(zhuǎn)坐標系的切向速度；L是旋轉(zhuǎn)角速度（這二個速度滿足：士=wXr，VR=V-4）；卞是基于相對速度的應力張量；p和P分別代表壓力與體積力；p是空氣密度。

　　動量方程中，左邊第3項的第一部分表征的是科里奧利慣性力項，相對運動與牽連運動相互作用的結(jié)果，第二部分則是牽連加速度，即僅由于牽連運動（轉(zhuǎn)動）產(chǎn)生的加速度，離心慣性力項（單位體積）。

　　RNGk-e模型與慣性坐標系下一樣，只不過用相對速度替換絕對速度而已，在此不再列出，讀者可。

　　1.2邊界條件定義葉輪區(qū)域為旋轉(zhuǎn)區(qū)，采用多重旋轉(zhuǎn)坐標系；其余區(qū)域為靜止區(qū)，采用靜止坐標系，坐標系原點位于蝸殼后蓋板中心，z軸指向進風口；葉片表面、后盤外表面為旋轉(zhuǎn)壁面，旋轉(zhuǎn)壁面與靜止壁面滿足無滑移條件；風機進氣口的進口截面及蝸殼的出口截面分別為計算域流體的進口與出口，進口給定壓力邊界條件，出口給定負進口速度邊界條件，速度大小由風機額定風量與出口截面面積計算求出。

　　1.3網(wǎng)格及邊界條件說明考慮到流道形狀的復雜性，對風機葉輪的網(wǎng)格劃分采用非結(jié)構(gòu)化六面體、四面體混合網(wǎng)格，總網(wǎng)格數(shù)量為52萬左右（4個方案略有不同），網(wǎng)格在葉尖部分適度加密處理以體現(xiàn)流動的分離與合流。進出口邊界條件選定為壓力邊界條件，固壁邊界滿足無滑移條件，近壁處應用壁面函數(shù)。仿真的風機葉輪模型如所示。

　　除濕機所用多猓型離心風機2優(yōu)化方案由于本除濕機的外形尺寸在工業(yè)設(shè)計之初已經(jīng)確定，且不允許變動。受外形尺寸的限制，蝸殼的整體曲線不在本研宄優(yōu)化的范圍內(nèi)，唯一可以優(yōu)化的項目是出口的渦舌部分。在眾多的方案中本文僅挑選列出其中4種方案，如（a）所示。方案1為產(chǎn)品初始設(shè)計方案。方案2-4為為降低噪聲，同時保證風量前提下的備選優(yōu)化方案。1方案渦舌處半徑家用除濕機風道優(yōu)化設(shè)計為5mm，方案2-4潤舌處半徑為7mm，且其喉部的直徑依次大。4方案與2方案的不同之處在于4方案的風機入口處，殼體上加了一個用以起密封作用的環(huán)，如（b）所示。

　　除濕機風道改進方案圖（4方案在2風道的基礎(chǔ)上增加了如圖中圓圈所示的密封槽）3模擬及。4方案模擬的結(jié)果與2方案十分接近，很難在數(shù)值上具體體現(xiàn)出來，這或許是CFD在模擬過程中所采用的假設(shè)和數(shù)值方法帶來的誤差所致，故本文中未將其列出。

　　對比圖（3）中靜壓的分布看，1和3方案渦舌均存在靜壓高的小區(qū)域，而2方案渦舌處未存在明顯的靜壓大區(qū)域。該靜壓區(qū)的存在，勢必影響出流。實際上該靜壓區(qū)是氣流撞擊渦舌的結(jié)果，是一種能量損失，需要通過合理的設(shè)計減少這部分的撞擊損失，從而提高風機效率。

　　同時從圖（3）可以看出，由于高速旋轉(zhuǎn)的葉輪對葉輪內(nèi)部的氣流不斷吸附的結(jié)果，最高動壓和速度位于葉輪外緣蝸殼出口方向。1方案由于出口喉部尺寸較小，出口阻力較大，在蝸舌上游位于葉片出口的部分氣流又逆流回葉輪進口，在這個區(qū)域存在著一定程度的出口逆流，導致風量減少，同時出風氣流離渦舌一側(cè)，集中在靠近渦殼一側(cè)，惡化了流動，成為重要的噪聲源。3方案由于擴張?zhí)笤斐?，它使蝸殼流道的壓力超過了葉輪做功所能提高的壓力極限，使葉道內(nèi)氣體不足以克服過大的葉輪出口逆壓而產(chǎn)生了回流，從而分離損失上升，亦可造成氣流離風機中截面靜壓分布渦舌一側(cè)。這一點同樣可以從的出口速度分布明顯看出。

　　綜上模擬結(jié)果初步可以判定2方案是比較優(yōu)越的方案。為了驗證數(shù)值模擬的效果，通過CNC制作了四個模型進行了。為4個方案通過調(diào)節(jié)風機的供電電壓的方式得到的不同流量下的噪聲實驗數(shù)據(jù)。為4個方案不同流量下的對應風機功率實驗數(shù)據(jù)。

　　噪聲與振動控制功率與風量實測曲線從、6可以知道1 -3方案在同等風量情況下其噪聲是較低的，其功耗介于1和3方案之間，噪聲隨流量的變化實測結(jié)果出風口中截面的風速分布2方案功耗與原始方案相近。由于葉輪進口處不存在端盤，兩側(cè)存在著壓力差，使得蝸殼靠近輪蓋處的部分流體從高壓向低壓區(qū)域回流，這種流動源源不斷，使得回流流體從葉輪中獲得的能量白白耗散，從而降低風機效率。因此，應盡量減少泄漏量。為此4方案在入口處設(shè)置了密封，減少了無謂的漏風，其噪聲和功耗進一步下降，達到了更好的效果。

　　6結(jié)語（1）經(jīng)CFD模擬和實驗驗證，渦舌處得曲率半徑對風量和噪聲影響較大，合理的設(shè)計可以減少該處的靜壓大區(qū)域，減少氣流的撞擊損失；（2）風機出口部分的曲線形狀，直接影響出口回流區(qū)的大小，存在合理的擴張角度，使得出口的分離回流損失降低；（3）對除濕機出口風道的實驗和優(yōu)化研宄表明，CFD模擬與傳統(tǒng)的模型實驗方法相比，開發(fā)周期短、耗費低、有良好的復現(xiàn)性，可進行優(yōu)化處理，與實驗結(jié)論基本相符。但CFD方法不能完全替代現(xiàn)場實驗研宄，在實際應用中，應將二者結(jié)合。