肖林輝，黃 樸，烏勝斌

（廣東中山百得廚衛(wèi)有限公司，廣東中山 528478）

0 引言

吸油煙機是廚房里必不可少的生活電器，隨著人們對生活質量的要求越來越高，風量大、噪聲小、能夠快速排出油煙的吸油煙機成為了人們的強烈需求。在廚電行業(yè)競爭日益激烈的情況下，高性能吸油煙機的研發(fā)成為了廚電企業(yè)占領市場的必爭高地[1]。風道系統(tǒng)由風輪、風柜和出風口座組成，是決定吸油煙機性能的核心部分，如何設計一套優(yōu)質的風道系統(tǒng)是煙機研發(fā)的重點工作[2]。近年來，隨著數(shù)值模擬（CFD）技術在各行各業(yè)的快速發(fā)展和日益成熟[3]，國內(nèi)外越來越多的工程師開始運用CFD技術模擬氣流在煙機中的流動狀態(tài)，為煙機研發(fā)提供理論支持，從而縮短研發(fā)周期。劉燦禮[4]通過數(shù)值模擬對煙機風道系統(tǒng)進行了設計優(yōu)化，改善了風機中的流動狀態(tài)，相同轉速下，新設計風機比原風機噪音相比下降了2.4 dB。馮琪[5]利用數(shù)值模擬，改善了風機葉片的進出口角、蝸殼線型、及其葉片進口直徑，使得風機效率增加了11.7%，全壓增加了20%。

本文通過數(shù)值模擬技術分析了歐式煙機中氣流的流動狀態(tài)，并結合實際試驗對其風道系統(tǒng)重新進行了設計，改善了氣流的流動狀態(tài)，減少了氣流損失，從而達到增大風量，降低噪聲的目的。

1 物理模型及算法理論

1.1 物理模型

本文以傳統(tǒng)歐式煙機為研究對象，油煙在煙機中的流動相對復雜，首先需經(jīng)過集煙罩的攏煙，通過油網(wǎng)進入箱體，隨后進入風道系統(tǒng)排出[6]。利用 CREO 對歐式煙機結構進行簡化，提取其內(nèi)部流動區(qū)域，為防止回流，增大了進口域和延長了出口域，得到仿真模型如圖1所示。

基于FLUENT 對煙機內(nèi)部進行模擬計算分析，煙機內(nèi)氣流流動如圖2所示，從圖中可以看出，箱體內(nèi)部氣流最大速度為29.5 m/s，且都集中在上進風口區(qū)域，大部分氣流均通過上進風口進入風輪，下進風口氣流流動較少。上進風口區(qū)域氣流流動較紊亂，氣流撞擊到風柜底部往上進入上進風口時有一個“爬坡”的過程，流動不順暢。

針對以上問題，將歐式煙機的風道系統(tǒng)重新設計優(yōu)化[7]，為使風柜上進風區(qū)域有足夠進風空間，將風柜風輪厚度整體減薄10 mm，在保證風輪安裝尺寸不變的情況下，將風輪中盤重新設計，同時增大葉片的進出口角。風輪結構圖如圖3所示，風輪原始結構中盤比例d/D=0.613，經(jīng)改進后中盤比例降低到0.354，原始結構中葉片出口角α=148°，葉片進口角β=9.5°，經(jīng)改進后葉片出口角增大到176°，葉片進口角增大到21.5°。

圖1 仿真模型

圖2 氣流流動示意圖

圖3 風輪結構圖

1.2 算法理論

無論湍流運動多么復雜，非穩(wěn)態(tài)連續(xù)方程和Navier-Stokes 方程對于湍流的瞬時運動仍然是適用的。為了考察脈動的影響，目前廣泛采用的方法是時間平均法，即把湍流運動看做由兩個流動疊加而成，一是時間平均流動，二是瞬時脈動流動[8]。在此將流體作為不可壓縮流體，得到其時均方程、Reynolds方程和標量Φ的時均運輸方程如下[9]：

式中：p 為靜壓力；ρ為流體密度，本文為常量1.225 kg/m3；u為速度矢量；μ為湍動粘度；xi和xj為位置坐標；t為時間。

噪聲場的計算在定常計算湍流的基礎上，采用大渦模擬計算非定常流場并結合FW-H方程[10]對近場聲源向遠場的傳播進行計算，得到遠場監(jiān)測點的壓力噪聲脈動，F(xiàn)W-H 方程是將Navier-Stokes 方程按波動方程的形式重新整理而成，其方程如下[11]：

式中：H(f)為Heaviside 廣義函數(shù)；C0為音速；t 為時間；p 為聲壓；?2為拉普拉斯算子；ρ0為未擾動空氣密度；pij為壓應力張量；Tij為Lighthill應力張量。

2 性能模擬及試驗

2.1 性能模擬

基于FLUENT對歐式煙機進行整機模擬[12]。采用k-ε湍流模型結合SIMPLEC 速度-壓力算法求解離心風機內(nèi)部穩(wěn)態(tài)流場，采用大渦模擬結合FW-H聲學方程求解瞬態(tài)遠場噪聲場[13]。風輪轉速按實際測量設為860 r/min，進出口邊界條件均采用壓力出口，相對壓力設為0，監(jiān)控模塊設置出口風量監(jiān)控。改進后的氣流流動如圖4所示，從圖中可以看出，其氣流速度最大達到了34 m/s，相比改進前提高了15.2%。風道系統(tǒng)改進后，煙機內(nèi)部氣流流動更加順暢，上進風口區(qū)域有更多的氣流涌入風輪，風柜底部氣流的“爬坡”現(xiàn)象消失。

圖4 改進后氣流流動示意圖

圖5 出口風量曲線圖

煙機出口風量曲線圖如圖5 所示，從圖中可以看出，改進前煙機出口的風量為19 m3/min，改進后煙機的出口風量增加到21.9 m3/min，相比提高了15%。煙機負壓云圖如圖6 所示，改進前煙機攏煙區(qū)域負壓最大值僅10.34 Pa，改進后攏煙區(qū)域負壓最大值為20.55 Pa，相比提升了98.7%，且改進后煙機攏煙區(qū)域負壓分布更加均勻，有利于提升吸煙效果。

圖6 煙機負壓圖

（a）改進前 （b）改進后

采用大渦模擬可得到風輪表面噪聲源[14]，基于LightHill方法的FW-H 方程可得到遠場噪聲場[15]。依據(jù)全球包絡法測噪音，取1個噪聲監(jiān)控點A位于煙機下方，其位置坐標為（0,-1,1）。在比較噪音時，通常是在同風量的情況下進行比較，所以將改進后的風道系統(tǒng)轉速由860 r/min降至740 r/min，使得出口風量值與改進前相同均為19 m3/min，然后進行噪聲的模擬比較。圖7所示為風輪噪聲源表面分布圖，從圖中可以看出改進前風輪表面噪聲源最大值為67.2 dB，改進后風輪表面噪聲源最大值為62.1 dB，相比下降了5.1 dB，改進后風輪所產(chǎn)生的噪聲源有所下降，其產(chǎn)生的遠場噪聲也必然有所下降。風輪遠場噪聲頻譜圖如圖8所示，氣動噪聲在機理上可以分為湍流噪聲和旋轉噪聲，湍流噪聲在聲壓頻譜圖中表現(xiàn)為連續(xù)相，而旋轉噪聲在頻譜圖中表現(xiàn)為離散相，從圖中可以看出，風機噪聲基本以湍流噪聲為主，頻譜圖中的峰值為旋轉噪聲的體現(xiàn)[15]?；贔LUENT可得到，改進前的風輪噪聲為54.6 dB，改進后風輪噪聲值為50.7 dB，相比下降了3.9 dB，取得了明顯的降噪效果。

圖7 風輪噪聲源分布圖

圖8 改進前噪聲頻譜圖

2.2 試驗驗證

本次風量測試設備如圖9 所示，設備型號為F-401-025，其原理是在測試風洞中模擬試品的實際工作狀態(tài)，變換出風口的孔板直徑，然后測出風口的每次靜壓值，再由標準公式計算出此時對應的的流量系數(shù)及風量等參數(shù)，從而得到煙機性能的P-Q 曲線。依據(jù)國標對煙機進行空氣動力性能測試，將吸油煙機熱機30 min 后接入擴壓筒進行測試，電壓220 V，頻率50 Hz。在消音室對煙機進行噪聲測試，噪聲測試裝置如圖10 所示。待煙機熱機后，在煙機斜下方距離風輪中心1 m處，依據(jù)國際標準IEC 651 TYPE II 用噪聲儀進行風機噪聲實際測量[16]。

圖9 風量測試設備

圖10 噪聲測試裝置

將所實際測得的風量噪聲值與模擬出來的風量噪聲值進行比較，氣動性能數(shù)據(jù)如表1所示。從表1可以看出，氣動性能仿真值與實際值的誤差在10%左右，風道系統(tǒng)改進后，風量實測值為19.8 m3/min，相比提高了14.5%。通過調(diào)整電壓使得改進前和改進后的煙機出口風量保持一致為17.3 m3/min，實測噪聲數(shù)據(jù)如表2所示。從表中可以看出，改進前歐式煙機測得噪聲值為59.5 dB，與仿真值誤差為8.9%，改進后歐式煙機實測噪聲值為57.3 dB，與仿真值誤差較大為13%，實測噪聲值下降了2.2 dB，表明對風道系統(tǒng)的優(yōu)化取得了明顯降噪效果。

表1 氣動性能數(shù)據(jù)

表2 噪聲數(shù)據(jù)

3 結束語

本文通過CFD 數(shù)值仿真技術對歐式煙機的風道系統(tǒng)進行了模擬優(yōu)化，重點對風輪進行了重新設計，改善了煙機內(nèi)部氣流流動狀態(tài)，實驗表明新設計的風道系統(tǒng)提升了其空氣動力性能，并有效的降低了噪聲。

（1）風道系統(tǒng)改進后的煙機，實測風量為19.8 m3/min，相比改進前提高了14.5%，與仿真值的誤差在10%。

（2）風道系統(tǒng)改進后的歐式煙機，在風量和改進前煙機一致均為17.3 m3/min 的情況下，其實測噪聲為57.3 dB，相比改進前下降了2.2 dB。

（3）CFD 數(shù)值仿真技術所得風量、噪聲數(shù)據(jù)與實驗測量數(shù)據(jù)的誤差在10%左右，能夠在一定程度上為生產(chǎn)設計提供理論支持。