張 潔

(1.安徽礦業(yè)職業(yè)技術(shù)學院，安徽 淮北 235000；2.安徽淮北煤電技師學院，安徽 淮北 235000)

0 引言

隨著空調(diào)與通風設備的普及，人們對室外機降噪需求變得越來越高，也是影響空調(diào)設備正常運轉(zhuǎn)與性能優(yōu)異的重要因素[1]?？照{(diào)室外機氣動性能的提高和噪聲的降低與其內(nèi)部流動緊密相關(guān)[2]。為了更好的分析室外機不同流動現(xiàn)象對室外機噪聲影響，人們嘗試了不同的噪聲預測方法來預測室外機輻射噪聲。其中，使用CFD(計算流體力學)方法對空調(diào)室外機內(nèi)部流場進行數(shù)值計算分析，在一定程度上取代實物試驗，省時高效，更易實現(xiàn)空調(diào)室外機降噪[3]。龐豐通過優(yōu)化空調(diào)室外機的導風圈結(jié)構(gòu)在同風量下噪音可下降0.5-1dB[4]。仲惟燕等人建立其三維全流場空調(diào)室外機整機模型和內(nèi)部穩(wěn)態(tài)流場，揭示了空調(diào)外機流場的基本特征與降噪?yún)⒖家罁?jù)[5]。在國外對于空調(diào)降噪的研究主要集中在軸流風機的研究。Gulhane N等人采用k-ε片區(qū)湍流模型和FW-H聲學模型對風扇葉片表面產(chǎn)生的噪聲進行三維預測，優(yōu)化葉片角度、葉片深度、葉片寬度和葉片尾緣的鋸齒度，達到不同工況降噪的效果[6]。Park SM等人利用有限體積計算流體動力學技術(shù)對分體式空調(diào)軸向冷卻風機整個室外機組進口半徑、頸長、出口角三個幾何參數(shù)進行了風機孔板的優(yōu)化設計實測數(shù)據(jù)證實在運行轉(zhuǎn)速下流量提高2.1%，降噪2.8 dBA，功耗降低4.0%[7]。Lim TG等人利用簡化的Ffowcs Williams和Hawkings(FW-H)方程對對風機的后掠翼和復蓋葉冠分析，發(fā)現(xiàn)室外機內(nèi)部的不對稱流動特性以及葉頂和葉冠的形狀導致葉頂泄漏渦運動不一致，從而改變了流動誘導噪聲的特性[8]。本文通過CFD軟件對空調(diào)室外機內(nèi)部流場進行數(shù)值計算分析，獲得室外機內(nèi)部流動特性，為室外機的尺寸結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化與工程應用提供依據(jù)。

1幾何建模與數(shù)值模擬

1.1幾何建模

選擇頂吹式空調(diào)器的室外機為研究對象，運用三維PROE軟件分別對葉輪，集流器，電機，支架，散熱板及機身外殼等主要部分進行建模，并最終組裝出一個裝配圖。圖1即為本次數(shù)值模擬的頂吹式空調(diào)室外機裝配示意圖。

圖1 頂吹式空調(diào)器的室外機裝配圖 圖2 計算域網(wǎng)格劃分

1.2數(shù)值模擬過程

本文采用基于有限容積法和非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格的通用CFD解算器的FLUENT商業(yè)軟件對空調(diào)室外機用軸流風扇進行了仿真模擬。模型通過ICEM劃分網(wǎng)格，導入FLUENT進行計算，利用Tecplot軟件進行分析后處理。數(shù)值分析過程參數(shù)選擇分別為：力學方程(N-S方程)；湍流模型選取K-ε標準兩方程模型。由于外界風對空調(diào)室外機出風的影響與周圍建筑情況有關(guān)[10]，本文重點在于研究室外機局部的氣流組織，不考慮外界風對空調(diào)室外機出風的影響。

1.2.1流動方程與湍流模型

流體力學的基本方程是在19世紀上半葉由C.-L.-M.-H.納維和G.G.斯托克斯等人建立的，稱為納維-斯托克斯方程，簡稱N-S方程。任意直角坐標系下的N-S方程：

(1)

式中u、v為沿著x、y方向上的速度分量；t為時間；p為壓力；ρ為密度；ν為運動粘性系數(shù)。在不同條件下，N-S方程的數(shù)學性質(zhì)也不一樣。

K-ε標準兩方程模型是通過湍動能與動能耗散情況的流動方程模型。方程是通過精確的方程推導得到，耗散率方程是通過物理推理，對于氣動阻力與分子粘性上計算精度較差。但其性能相對于RNG K-ε和Realizable K-ε模型具有更高的收斂速度與計算效率[9]，符合本文的模型設計要求。通過k方程和ε方程進行求解，方程通用形式為：

(2)

1.2.2計算網(wǎng)格

在ICEM軟件中建立幾何拓撲結(jié)構(gòu)，采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分法對室外機模型進行網(wǎng)格劃分：本文將計算域設定為一個5m×5m×4m的正六面體區(qū)域，根據(jù)氣體流動的不同階段，將總區(qū)域分為2塊，包括室外機所在的一個長方體區(qū)域(Body2)，室外機上方氣體吹出的長方體區(qū)域(Body)，如圖2所示。

同時在模型內(nèi)四個封閉的區(qū)域劃分四個Body，LiveBox內(nèi)區(qū)域為Body3，換熱器內(nèi)部區(qū)域劃為Body4，機身外殼內(nèi)區(qū)域為Body5，最后，將葉輪轉(zhuǎn)軸內(nèi)部區(qū)域劃為Body6。各區(qū)域單元的網(wǎng)格數(shù)量如表1所示。

表1 網(wǎng)格數(shù)量

1.2.3設置邊界條件

邊界采用標準壁面函數(shù)，壓力邊界條件設定為標準大氣壓，風扇選用旋轉(zhuǎn)坐標系，轉(zhuǎn)速為n=780rpm，各個計算過程中數(shù)值達到10-5且風扇出口流量不再變化時，認為計算收斂。此外，本次求解采用的是多參考系方法即為MRF模型。邊界條件具體設置如下：設置Model：k-epsilon；Materials：Air；Cell Zone Condition：0×750×0；轉(zhuǎn)速：780rpm；設置邊界Type：Wall(固體壁面)；計算步數(shù)：2000。

2 不同截面的速度及壓力流場特性分析

2.1 計算域截面劃分

首先在整體計算域內(nèi)分別現(xiàn)從出口面開始截取三個平面P0、P1、P2和P3，如圖3所示，其中P1、P2、P3距離計算域地面(即P0，空調(diào)室外機軸流風機底部截面)的距離為0.3m，0.7m與2.0m。

圖3 各截面示意圖

2.2 計算域氣體流出空間內(nèi)流場分析

為分析氣體流出的流場特性，分析上面的速度與壓力數(shù)據(jù)，其結(jié)果如圖4、圖5所示。

從圖4看出，流場速度與壓力的較大值都是集中在葉輪，更確切的說實在葉尖附近。再通過對截面上速度與壓力的流場狀況分析，流場是呈現(xiàn)發(fā)射狀向四面擴散，并且漸行漸弱。同時隨著離風口處距離越遠，氣體流速逐漸降低，壓力減小，對比壓力與速度，壓力的減小速度更快，在距離出口不到0.7m處，壓力基本為零。從圖5看出，在葉尖附近存在負壓區(qū)域，此稱為葉尖渦。葉尖渦產(chǎn)生于葉片前緣葉頂區(qū)域吸力面附近，隨著往流體下游的發(fā)展，葉尖渦逐漸減弱，漸漸與主流摻混趨于一致。

圖4 不同截面速度流場(a-d分別為：P0-P3)

2.3 LIVEBOX內(nèi)流場分析

通過LIVEBOX內(nèi)流場分析模塊，分別對葉片壓力面/吸力面壓力、下游速度/壓力、湍動能以及渦量等特性進行檢測分析。結(jié)果如圖6示。其中從圖6(a，b)可以看出風機葉片壓力面和吸力面的靜態(tài)壓力分布情況，壓升主要集中在葉片的葉尖，從葉片邊緣到葉高呈逐漸減弱趨勢；而最強風壓則位于靠近導風罩的葉片后弦線處，達到15Pa和4Pa。圖6(c，d)分別為風機葉片下游的速度和總壓分布情況。與靜態(tài)壓力分布類似流量和壓升從葉片的上部葉高區(qū)域往葉尖區(qū)域呈放射性增強趨勢，最大區(qū)域位于葉尖尾緣附近，風速能達到12.8m/s。圖6(e)葉片下游湍動能的分布顯示，由于葉尖渦與導風罩的干涉作用，使得從葉片尾緣到1/3流道的葉頂區(qū)域存在較強湍動能分布。圖6(f)顯示葉片下游渦量的分布，由于葉片出口尾緣渦脫落的存在以及葉頂區(qū)域的葉尖渦及其沿周向方向發(fā)展的影響，在葉片尾緣以及葉尖到流道中部的葉頂區(qū)域存在較大的渦量分布。

3 結(jié)論

近些年，軸流風機在空調(diào)設備與通風設備中應用越來越廣泛，低噪音性能風機逐漸成為了消費者的日常需求。為此，本文通過CFD技術(shù)對通用型的室外軸流風扇進行建模與內(nèi)部流動特性數(shù)值分析，得到如下結(jié)論：

(1)通過軸流風扇不同位置截面上壓力、速度的流場特性分析：流場是呈現(xiàn)發(fā)射狀向四面擴散，并且漸行漸弱；離風口處距離越遠，氣體流速逐漸降低，壓力減??；

(2)葉尖渦產(chǎn)生于風扇葉片前緣葉頂區(qū)域吸力面附近，隨著往流體下游的發(fā)展，葉尖渦逐漸減弱；

(3)通過軸流風機的內(nèi)部流動特性分析，發(fā)現(xiàn)在葉片流道內(nèi)部，從葉片吸力面到相鄰葉片的壓力面，主要的壓升和流量向葉片中部葉高移動。

(4)葉片邊緣至1/3流道的葉頂區(qū)域具有最強的湍動能，而葉尖到流道中部的葉頂區(qū)域存在最大的渦量分布。

此外，由于技術(shù)條件的原因未能對模型進行相關(guān)的實驗論證。同時，希望本文的研究工作能夠為開展葉輪流道內(nèi)各種渦系、二次流等的流譜結(jié)構(gòu)優(yōu)化和不同導風罩形狀與葉尖渦流的關(guān)系研究提供一定的參考依據(jù)。