除湿机风机异常噪声分析及优化

      除湿机室内机的噪声大小主要取决于室内机风机的噪声性能。其中气动噪声是室内机风机的主要噪声源。风机的气动噪声主要由两部分组成，即旋转噪声和涡流噪声。旋转噪声是由于工作轮上均分布的叶片打击周围的气体介质，引起周围气体压力脉动而产生的，可以通过将风机叶片设置成不等间距或倾斜布置等方式，得到有效降低。近年来这方面的技术得到了广泛应用，旋转噪声问题得到了较好控制，从而湍流噪声成为影响除湿机气动噪声的主要因素。

　　湍流噪声是漩涡与漩涡分裂脱体引起叶片上压力脉动所造成，故要有效地降低湍流噪声需减小漩涡的能量和尺度。而离心风机内部流场复杂，运用试验的方法发现并有效控制漩涡难度大、成本高。

　　本文运用计算流体动力学方法对离心风机内部气流场进行了数值模拟，在此基础上通过改进蜗壳参数控制风机内部漩涡能量和尺度，达到降低湍流噪声的目的。

　　2离心风机数学模型建立及仿真分析此款前向多翼离心风机的主要性能参数如下表所示。

　　表1原离心风机主要性能参数功率P（W）噪声鉴于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Navier-Stokes方程。考虑到离心风机中压力、速度不是很大，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k-e标准方程湍流模型，壁面附近采用标准壁面函数。计算方法采用分解隐式方法，湍流动能、湍流耗散项、动量方程都采用二阶迎风格式离散；压力――速度耦合采用SIMPLE算法。

　　考虑到流道形状的复杂性，风机采用结构六面体和非结构四面体混合网格。风扇叶片所在流域采用结构六面体网格划分，其他流域采用非结构四面体网格。风机叶轮模型及其网格划分如、2所示：多翼离心风机网格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414电器2011-刊风扇网格点位于蜗壳后盖板中心，Z轴指向进风口，Y轴指向出风口；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，进出口给定压力边界条件，进口压力大小由风机额定风量与进口截面面积计算求出，进出口压力为大气压。具体计算条件为：叶轮旋转区域转速1200rpm. 2.5数值模拟结果及分析数值分析结果表明：在风机出口区域，存在一个很大的低速区域，该低速区域存在较大的漩涡。

　　出口漩涡尺寸均较大，所以可以较为稳定地存在于风机出口位置，由于其尺寸大，频率低，结构较稳定，将导致很大的湍流噪声。

　　3湍流噪声理论分析涡流噪声又称漩涡噪声，它主要是由于气流流经叶片时产生紊流附面层及漩涡与漩涡分裂脱体而引起叶片上压力脉动所造成的，其频率为：W――气体与叶片相对速度L一物体正表面宽度在垂直于速度平面上的投影原风机纵截面速度分布由式1知风机的涡流噪声频率主要与气流和叶片的相对速度见有关。F又与工作轮的圆周速度“有关是随着工作轮上各点到转轴轴心距离而变化。由内到外u是连续变化的，因而风机运转时所产生的涡流噪声是一种宽频带的连续谱。

　　根据Ligthm理论，作为偶极子声源的湍流噪声功率正比于气流速度的六次方。

　　V气流速度C――声速D――气流出口直径n――作用因子P――介质密度由于湍流噪声的宽频带特性，很难通过传播途径来控制噪声。同时根据Ligthill理论，只要降低湍流速度就可以有效地降低湍流噪声。通过采取改变风机蜗壳参数达到优化流场分布，提高风机效率，实现控制湍流噪声的目的。

　　4离心风机优化设计针对风机原型中气流分离严重、揣流噪声大的问题，对风机蜗壳进行优化设计。由于蜗壳出口扩张角度过大，导致分离严重，故将此出口扩张角度减小，如下图虚线所示：优化后风机纵截面压力分布如所示，图中有效风机出口回流区域消失，优化后风机内部涡流尺度和速度大小明显减小，根据Ligthill理论湍流噪声功率将明显降低。

　　电器2011-增刊优化风机纵截面速度分布表2优化离心风机主要性能参数功率P（W）噪声原状态优化后由试验结果可知，优化风机在转速、功率等基本参数不变的情况下，噪声降低2dB（A）左右，表明优化后风机湍流噪声得到了控制。

　　6结论经CFD模拟及实验验证，优化后，风机噪声降低2dB（A）左右，效果良好；通过合理设置蜗壳出口扩张角度可达到优化气流分布，进而达到降低湍流噪声的目标；CFD方法是一种有效地控制除湿机气流噪声的数值分析方法。