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1、引言

窗式空調(diào)器又稱窗機，因一般安裝在窗臺上、窗戶上部或建筑預(yù)留孔中而得名，其結(jié)構(gòu)緊湊、安裝方便深受港澳和美洲地區(qū)普通消費者所青睞。但是窗機空調(diào)器因其室內(nèi)側(cè)與室外側(cè)不完全分開，室內(nèi)側(cè)能感覺到明顯的噪音。因此，噪音品質(zhì)問題是窗機產(chǎn)品質(zhì)量提升的重要因素。關(guān)注窗機空調(diào)噪音產(chǎn)生機理，降低和控制室內(nèi)側(cè)噪音，對窗機質(zhì)量提升有重要意義。

窗式空調(diào)器的噪音主要有三大來源，即氣動噪音（包括旋轉(zhuǎn)噪音、湍流噪音）、結(jié)構(gòu)噪音（包括薄壁件振動、壓縮機）和電磁噪音（包括電機、壓縮機、電路板）。其中氣 動噪音占總噪聲的68%～82%，而振動噪音雖然噪音貢獻 不大，但是容易產(chǎn)生較大的振動幅值，嚴重影響產(chǎn)品的使用壽命（疲勞安全）及用戶體驗。氣動噪音主要包括旋轉(zhuǎn)噪音和湍流噪音，旋轉(zhuǎn)噪音主要是因為葉輪周期性的拍打周圍空氣所產(chǎn)生的，而湍流噪音主要是因為葉片在旋轉(zhuǎn)過程中，與周圍空氣相互作用而產(chǎn)生的寬頻噪音。

國內(nèi)外很多學(xué)者采用數(shù)值模擬、模態(tài)分析、試驗研究等多種方法，研究空調(diào)噪聲問題。Kr?ger和Meyer運用實驗與仿真相結(jié)合的方法，模擬葉片周圍流動情況，并驗證了仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性[1]；游斌等對風(fēng)機內(nèi)部流場做了理論數(shù)值計算，得到其內(nèi)部壓力分布[2]；葉舟等針對風(fēng)機出風(fēng)口及周圍流場，運用仿真模擬，獲得其漩渦分布情況[3]；方開翔等基于Fluent對軸流風(fēng)機進行了流場模擬和噪聲評估[4]。本文以仿真模擬結(jié)合實驗的方式進行研究。

2、數(shù)學(xué)模型與算法

空調(diào)風(fēng)機運行時，內(nèi)部流場比較復(fù)雜，現(xiàn)做假設(shè)如下：

（1）空調(diào)風(fēng)機內(nèi)部氣流速度較慢，進出口壓差較小且溫差小，可以將其視作不可壓縮流動。

（2）空氣相對風(fēng)機流速低，且其內(nèi)壁面粘性摩擦系數(shù)小，可以忽略摩擦生熱，繼而忽略能量方程。采用MUSCL離散格式，進行湍動能、動量方程、湍流耗散等的求解，采用 Coupled算法進行壓力-速度耦合，同時選用 k-ε湍流模型，近壁面流動利用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)處理。

能量方程忽略的前提下，主要控制方程為動量和連續(xù)方程。由質(zhì)量守恒定律知，單位時間內(nèi)，控制體的流入量和流出量相同，質(zhì)量守恒定律對應(yīng)得到連續(xù)性方程，因此，不可壓縮流體的連續(xù)性方程為：

式中，u、v、w分別為三個坐標(biāo)方向的速度分量。

由動量守恒定律知，對于特定某個流體系統(tǒng)，其動量的時間變化率等于作用于其上的外力總和。動量守恒定律對應(yīng)得到動量守恒方程，其數(shù)學(xué)表達式即運動方 程，也就是著名的 Naiver-Stokes方程：

其中，p為流體壓力；μ為運動粘度；SMx、SMy、SMz為動量守恒方程的廣義源項。

3、風(fēng)機流場與氣動力分析

本文使用STAR-CCM+對空調(diào)進行三維仿真，由于窗機采用的前向離心風(fēng)機葉片數(shù)量較多，帶有大量工藝結(jié)構(gòu)尖角、臺階面及其他細微結(jié)構(gòu)等，復(fù)雜性高，因此采用有限體積法進行網(wǎng)格劃分，生成非結(jié)構(gòu)化的多面體網(wǎng)格，最終生成網(wǎng)格數(shù)量為680萬。

仿真模型分為外部流域、旋轉(zhuǎn)流域以及換熱器區(qū)域，為簡化計算，換熱器區(qū)域采用多孔介質(zhì)模型，湍流模型采用K-Epsilon Turbulence模型。

3.1 技術(shù)路線

經(jīng)過評估，該空調(diào)系統(tǒng)阻力較小，風(fēng)機不需要太多的抗壓能力。該項目主要是降噪，所以采用先提升風(fēng)機抗壓能力，然后將風(fēng)機做小，再給其匹配蝸殼的技術(shù)路線。經(jīng)過優(yōu)化后，新風(fēng)機的直徑大大低于原方案，為降噪提供了可能。

3.2 實驗數(shù)據(jù)對比分析

實驗結(jié)果如表1所示，在保證功率基本不變的情況下，優(yōu)化后室內(nèi)側(cè)的風(fēng)量提升 20m3/h，且降噪效果顯著，噪音降低3.5dB。從圖1和圖2的頻譜圖可以看出，優(yōu)化后的方案噪音峰值波動范圍更小，尤其在1000Hz位置處，原機有一個明顯的波峰值，經(jīng)過優(yōu)化后，該位置的波峰值被消除，由此可見，新方案的離散噪音有很大改善。

圖1 原機噪音頻譜圖 （dB(A)/Hz）

圖2 優(yōu)化方案噪音頻譜圖 （dB(A)/Hz）

3.3 數(shù)值模擬結(jié)果分析

結(jié)合表1和表2可以看出，仿真的風(fēng)量與功率和實驗結(jié)果基本一致，證明了仿真結(jié)果的可靠性，所以可以通過仿真來指導(dǎo)項目的優(yōu)化。

3.4 流場分析

從圖4中截面一和截面二的速度矢量圖可以看出，優(yōu)化后的流場更加順暢，尤其是在圖中紅框所示的位置處，優(yōu)化方案的渦更小，效率更高，噪音更低。在截面三紅框區(qū)域處，優(yōu)化方案流場的徑向流動更強，降低了對蝸舌的沖擊，對噪音更有利。而原機橫向流動更強，送風(fēng)效率比較低。在截面四處兩方案流場基本一致。

圖3 截面示意圖

圖4 速度矢量圖對比分析

3.5 特性曲線對比分析

從圖5可以看出，在風(fēng)量為480m3/h的工況處，優(yōu)化方案的抗壓能力要高于原方案，這與設(shè)計的初衷一致，所以風(fēng)量得到了保證。從圖6可以看出，優(yōu)化方案的功率略低于原方案。從圖7可以看出，優(yōu)化方案的效率得到了更大的提升?？傮w而言，優(yōu)化方案在三項重要指標(biāo)中，都優(yōu)于原方案。

圖5 P-Q曲線對比分析

4、結(jié)論

通過仿真模擬與實驗驗證，這種先提升離心風(fēng)機的抗壓能力，然后將風(fēng)機尺寸減小的技術(shù)路線，在保證了風(fēng)量與功率的基礎(chǔ)上，將原方案噪音降低了3.5dB，達到了行業(yè)領(lǐng)先水平，且通過對比優(yōu)化前后風(fēng)機的P-Q曲線、功率 曲線和效率曲線，優(yōu)化后風(fēng)機的各項參數(shù)皆優(yōu)于原方案。

參考文獻

[1] Meyer C. J, Kr?ger D. G. Numerical simulation of the flow field in the vicinity of an axial flow fan[J]. Inter-national journal for numerical methods in fluids，2001，36(8) : 947-969．

[2] 游斌，謝軍龍，等.多翼離心風(fēng)機的三維數(shù)值分析[J]．工程熱物理學(xué)報，2003，24(3)：419-422.

[3] 葉舟，王企鯤，鄭勝.離心通風(fēng)機蝸舌及出口流場的數(shù)值模擬分析 [J]. 風(fēng)機技術(shù)，2008，(5): 15-19．

[4] 方開翔，李豪杰，高慧.基于Fluent6.0的風(fēng)機流場模擬與噪聲預(yù) 估[J]. 江蘇科技大學(xué)學(xué)報，2008，22(4): 42-47．