风管机的风叶和蜗壳优化研究

胡 锐 黄 强 杨 健

（珠海格力电器股份有限公司 珠海 519070）

引言

目前市面上的户式中央空调主要有三种，一是风冷热泵冷热水机组，俗称水机；二是多联机，俗称一拖多；三是风管送风式空调热泵机组，俗称风管机[1-2]。在目前家用中央空调市场日趋增长的情况下，风管机因其价格较低、具有较高的机组能效比、隐藏安装高档美观、同时便于引入新风，空气品质能得到较大改善等优点，受到广大消费者的青睐。但由于风管机采用的是离心风叶，通常会产生较大的噪声，容易受到用户的投诉，是现阶段亟需解决的问题之一。

针对某系列风管机噪声较大的问题，改进风管机的离心风叶和蜗壳，通过实验测试的方法解决了噪声较大的难题。为研发新型的风管机提供实验数据及参考意见。

1 风管机噪声产生机理

1.1 噪声形成机理

风管机的噪声来源[3-4]主要有风机振动噪声、电机噪声和气动噪声这三个方面，离心风机所产生的噪声是主要来源。离心风机噪声又包括风叶旋转噪声和涡旋噪声。

旋转噪声又称之为离散频率噪声。风叶在转动的时候，通过蜗舌会挤压空气进而形成周期性的压力和速度脉动，扩散之后就会形成噪声。在给定空间位置产生的压力，并不按正弦规律随时间变化，而是按脉冲形式。除基频外还有许多谐波成分，其频率为基频的整数倍。如果压力脉冲很尖锐，在声频范围内可以有许多谐波成分。旋转噪声的频率为

公式（1）中，

n—每分钟的转速；

z—叶片数；

i—频率谐波序号，i=1时的频率为基频。

涡旋噪声又称为紊流噪声。风叶在旋转的过程中，空气受到风叶的阻挡，进而在风叶的另一侧会存在一个相对静止的区域。空气在切向粘滞力的作用下会逐渐形成一个涡旋胚，然后沿着风叶背面滑脱，最终发展形成空气旋涡。在这个过程中，风叶要不断向周围空气施加一个周期性的反向作用力，造成了空气的压缩和稀疏的过程，从而向四周辐射声波，产生了涡旋噪声。涡旋噪声的频率为

公式（2）中，

β—斯特劳哈尔（Strouhal）系数；

β=0.14～0.2，一般随着雷诺数的增加而增加，计算中一般可取β=0.185；

v—气流与叶片的相对速度；

L—叶片正表面的宽度在垂直于速度平面上的投影；

i—频率谐波序号。

1.2 离心风机的噪声控制

从文献[5-7]中可知，控制叶片通过频率噪声是离心风机降噪的研究重点。风管机离心风机降噪的研究方法表现在以下几个方面：①增加蜗舌与离心风机之间的间距；②优化蜗舌边缘的曲率半径；③让风叶与蜗舌边缘处形成一定的倾斜角；④在进、出口周围安装金属网格；⑤不规则的叶片间距；⑥在蜗壳内部装合适的衬料；⑦离心风机本身的在声学方面的优化等。

本文中优化风管机噪音值主要从以下四个方面开展优化设计工作：①调整优化蜗舌处的间距值；②优化离心风叶的叶片倒角；③调整风叶径向的尺寸，并得到最优值；④蜗壳的边缘增加导流圈的对比测试。其目的在于通过对风叶蜗壳的优化来降低风管机运行时的噪声值大小。

2 实验原理和方法

2.1 性能测试

焓差法空调测试系统具有工况稳定快,试验室使用效率高等特点而广泛应用。本文中就是根据单元式空气调节机标准GB/T 7725[8]中的空气焓差法来计算相应的空调器的制冷能力。即制冷量等于空气质量流量与进出空调器的空气焓差值的乘积。

2.2 噪音值测试

针对风管机的噪声测试，可以参考国标GB/T 18430.1-2007[9]。一般采用半消声室进行噪声测试，噪声值的大小一般用声功率级来表示。声功率级单位为分贝（dB），记为Lw，定义如式子（6）所示。

式中，

W—声功率，

对于风管机，要测试的值是传播到风管的声功率级。以通过风管开口处的辐射声功率级来评估，由“管端修正”系数E修正。

2.3 实验方法

本文通过使用改进之后的风叶和蜗壳组合与某成熟风管机3.5 kW机型进行对比测试，并分别比较不同方案下（不同的风叶和蜗壳组合）在风量、制冷能力以及噪声的变化值。其中变化量包含蜗舌间距、风叶叶片是否倒角、风叶径向尺寸以及是否有导流圈，结构图如图1所示。

图1 风叶和蜗壳结构图

3 结果分析

本文通过测试不同的改进方案以期选出一最优方案，比较分析风量大小，性能能力大小和噪声大小，最终与某成熟机型的各个参数进行对比分析。

3.1 风量对比

首先对某风管机3.5 kW机型测试不同电机档位下的风量大小，风量的测试在空气焓差法实验台进行。其测试工况如表1所示。

在工况稳定之后，调节电机档位（不同的电机档位电机转速不同），等待风量稳定之后，每10 min记录一组数据。同时记录风管机在不同的静压下，风量的变化情况。其测试结果如P-Q曲线图（其中P表示静压，Q表示风量大小）所示。

从图2中可以看出，在电机转速为900 rpm时，风量大小为569.2 m3/h，随着静压的增大风量的大小也随着减小。同时可以发现转速的增大与减少对风管机的风量影响值很大。

之后对不同的风叶与蜗壳组合进行风量测试，由于篇幅有限不能将所有组合的测试结果进行一一列举，将选取有代表性的组合的测试结果进行对比分析。

蜗舌间距。改进之后的蜗舌间距有两种，分别为蜗舌间距Δt=9 mm和蜗舌间距Δt=11 mm。在保证其余参数不变的情况进行蜗舌间距大小的判定测试，其结果图3所示。

由图3可以看出，在相同的转速下，蜗舌间距Δt=11 mm的风量要比蜗舌间距Δt=9 mm的风量大，并且随着静压的增大，也有着同样的趋势。

风叶叶片倒角。在其他参数一致的情况下，选取风叶叶片没有倒角与叶片有倒角进行对比测试。其测试结果如图4所示。

图4显示出，在风叶叶片增加倒角之后，风管机的风量也随之有一定的增长，同时在静压增大的情况下也有相同的变化规律。

此外，通过实验测试得出，风叶径向长度126 mm和增加导流圈的情况下，风量的大小为较大值。

表1 试验工况条件

图2 风管机3.5 kW机型P-Q曲线图

图3 蜗舌间距风量对比测试

图4 风叶叶片倒角对比测试

3.2 性能对比

在确定最优风叶和蜗壳组合，在同一焓差实验台进行性能测试，减少因实验台而引起的误差。风管机的制冷测试工况如表3所示。

在工况稳定后，开机运行一段时间后，在能力稳定1 h后记录实验数据。其测试结果如表4所示。从表4中，可以看出3.5 kW机型高风档以及最优方案的三个电机档位都能满足该机型下的3.5 kW的制冷量。但是比较其能效比（EER）可以发现，最优方案的三个档位下的能效比都要比成熟的3.5 kW机型的能效比高。说明，在相同转速下，最优方案的风管机的制冷能力要优于该成熟机型，同时提高了其能效比。

3.3 噪声对比

本文的目的是通过改进风叶和蜗壳的组合，在达到相同能力的情况降低风管机的噪声值大小。因此，将成熟的3.5 kW机型与最优方案的风管机在半消音实验室进行噪声测试。其测试结果如表5和表6所示。

针对风叶蜗壳改进前后的两种方案，对相同风量下的噪声值大小进行对比分析，如图5所示。

从图5可以看出，在相同转速的情况下，最优方案的噪声值还要大于3.5 kW成熟机型的噪声值，这是由于最优方案在相同转速下风量值增大的缘故。但是由前文性能比较分析可以知道，两种方案在保持相同的风量大小的情况下，风管机的制冷能力同样可以得到保证。因此，对比分析两种方案下，相同风量情况下噪声值大小的比较。图5中虚线标示了最优方案的风量与成熟机型高风档风量一致的情况下的噪声，成熟机型高风档的噪声值大小为32.85 dB，而最有方案相同风量下噪声值大小为30.46 dB，噪声降低了2.39 dB。说明了在达到相同风量和制冷能力的前提下，改进后的风叶蜗壳组合要优于该成熟机型的风叶蜗壳组合， 能够降低风管机噪声值大小。

表2 实验得到的最佳方案

表3 额定制冷运行试验工况

表4 制冷能力测试结果

表5 3.5 kW机型噪声测试结果

表6 最优方案噪声测试结果

图5 风叶蜗壳改进前后噪声—风量曲线图

4 结论

本文设计改进了风管机的风叶和蜗壳组合来解决当前风管机运行时噪声值较大的问题。通过与某成熟3.5 kW机型在风量、制冷能力、噪声三个方面的对比测试，得出一最优方案，并且该最优方案能够降低风管机的噪声值。具体的结论为：

1）在相同转速的情况下，最优风叶和蜗壳的方案下的风管机风量和制冷能力都有了很大程度上的提高；

2）在达到相同风量和制冷能力的情况下，最优的风叶和蜗壳的方案下的风管机能够降低噪声2.39分贝。为研发新型的静音型风管机提供了一定的实验依据。