基于阻力特性的布風器結構優化

馮國增，周志平，雷淑雅，刁海兵，沈艷琳，張東輝

(江蘇科技大學 能源與動力學院，江蘇 鎮江 212003)

0 引 言

布風器是空調通風系統的重要組成部分，它在空調送風管路中起著終端散流作用，布風器有很多分類和分類方法，按其結構分類可分為喇叭式、細孔式、轉球式和百葉箱式等[1-2]，按其安裝位置分類可分為頂置式和壁置式，按其工作性能分類可分為直布式和誘導式，直布式的工作原理是將空調器的空氣直接噴入艙室，只在室內引起一次空氣流動，原理上這種工作方式會產生很大的噪聲，為了保證其靜音效果，在其近風口處加入大型消音箱來減小噪聲，而這樣做的缺點是體積過大，僅適用于大型貨艙或客船的居住艙室[3-4]。誘導式布風器的原理是高速噴出一次風，引起一部分室內空氣（二次風）進入布風器與一次風進行混合，其優點是能使艙內氣體的速度和溫度分布均勻[5-6]。從相關企業的市場情況看，目前應用于船舶艙室的先進布風器，還是處于引進仿制階段，價位也較高，難以適應船舶艙室變風量送風的要求，布風器的設計改進是一個有待解決的課題。

從目前的研究現狀看，有關布風器的流動模擬目前已有一些先期的研究。丁亮等[7]對一種頂式布風器的內部結構優化進行了模擬分析，已改善現有布風器靜壓箱體積小、消音棉厚度薄的設計缺點，并將其應用于海洋工程領域。孫麗穎等[8]系統研究了4 種不同布風器對船舶艙室氣流分布影響的綜合評價，為提高船舶居住艙室的舒適性提供了理論基礎和技術參考。為進一步滿足船舶艙室的空調溫度靈活調節要求，邵宜南[9]提出應用于船舶的電加熱布風器，布風器內加裝電加熱器的單風管空調系統不占用更多空間，又能保持船舶艙室的送風量和新鮮空氣量，滿足不同艙室需求，目前已被船東和船員廣泛接受。

本文針對目前船舶中常用的布風器形式，通過結構參數的調整，了解其對流動阻力系數的具體影響，為布風器的優化設計打下基礎，為布風器的降噪設計打下基礎。本研究采用Ansys Fluent 軟件，對布風器內的流動進行數值模擬，計算在不同工況下的阻力系數，詳細了解不同結構參數對布風器阻力特性的影響。以期獲得更為合理的設計方案，也為后續布風器的降噪設計打下基礎。

1 物理模型與邊界條件

布風器結構如圖1 所示，布風器內部空氣流動屬于不可壓縮粘性流體流動。模擬計算過程中采用的湍流模型選擇Realizable k-ε 模型，對時間的離散采用2 階隱格式。計算中采用的流體為空氣（Pr=5.42），采用四面體非結構化網格對已建立的3 維幾何模型進行網格劃分，如圖2所示。該網格共劃分出3 個計算區域：進風段采用六面體網格；箱體、出風口均采用四面體網格，網格總數22 萬。進風口選擇為壓力入口邊界條件，出風口選擇流動出口邊界條件，布風器內部壁面設為壁面邊界條件，流動介質為空氣，最大風量為250 m3/h。針對此結構型式的布風器，模擬中對比了不同結構參數對布風器流動特性之影響，對每一結構形式分別計算了不同入口速度下的總阻力系數

Realizable κ-ε 模型的湍動能及其耗散率輸運方程為：

圖 1 原始布風器三維結構圖Fig. 1 The original three-dimensional structure of the air distributor

圖 2 布風器內部的計算區域Fig. 2 Calculation area inside the air diffuser

模擬中通過調整布風器內一些關鍵結構參數，比如擋板與壁面間的距離（即A），x 方向擋板的長度（即B），靜壓箱y 向的寬度（即C）等，以達到減小布風器流動阻力的目的。模擬中進行了6 種方案的比較：1）擋板與壁面間的距離；2）x 方向消音棉的長度所示；3）增加Y 方向外框的長度；4）同時改進方案1 和方案2；5）同時改進方案2 和方案3；6）同時改進方案1、方案2 和方案3。根據模擬結果，提出優化的布風器結構設計方案，并對其進行了降噪測試。

為保證模擬結果的準確性，首先對布風器進行網格驗證實驗，如圖3 所示。當網格數小于22 萬，總阻力系數的數值較為波動，往后在網格數的不斷增加的情況下，布風器的阻力系數值趨于平穩。所以模擬網格數選擇20 萬左右。

圖 3 原始布風器網格驗證示意圖Fig. 3 Schematic of the original air distributor grid

2 模擬結果與討論

2.1 布風器流動性能的影響因子模擬分析

對布風器3 個方向進行調整分別是布風器內部擋板與壁面之間的距離A、調整X 方向2 塊擋板的長度B、調整靜壓箱的寬度C，通過計算流體動力學方法對這3 個影響因子進行模擬計算，再根據計算結果對布風器內部結構優化，3 個影響因子A，B，C 如圖4 所示。

圖 4 布風器影響因子示意圖Fig. 4 Air distributor impact factor diagram

2.1.1 影響因子A 的計算結果

適當調整布風器內部擋板與壁面之間的距離（即A=212，213，214，215，216，222，228，234，240，246 mm），建立三維幾何模型，采用四面體非結構化網格進行網格劃分，計算結果如圖5 所示。

圖 5 局部阻力系數隨影響因子A 變化圖Fig. 5 Local resistance coefficient with the impact of factor A changes

可知，以原有布風器內部結構參數A 取228 mm時為基準，當A 值增大時，計算出局部阻力系數值偏高，表明氣體流動損失大；當A 值逐漸減小時，局部阻力系數大幅降低，并最終趨于平穩狀態，整個布風器內部空氣流動性能得到大幅改善。因此，影響因子A 對該布風器的氣體流動阻力系數影響頗大，且當A 取值為215 mm 時，局部阻力系數能降低18%。

2.1.2 影響因子B 的計算結果

適當同時調整X 方向2 塊擋板的長度（即B=202，203，204，205，206，207，208，213，218，223，228，233，238，243 mm），建立三維幾何模型，采用四面體非結構化網格進行網格劃分，計算結果如圖6 所示。

圖 6 局部阻力系數隨影響因子B 變化圖Fig. 6 Local resistance coefficient with theimpact of factor B changes

可知，不斷減小布風器內部結構參數B 的值，局部阻力系數的降低速率由快到慢，直至趨于穩定；當影響因子B 取值為206 mm 時，改進后布風器的局部阻力系數降至最低，是原有布風器的85%。由此說明，優化結構參數B 對改善布風器氣體流動性能也起著不可或缺的作用。

2.1.3 影響因子C 的計算結果

適當同時調整X 方向兩塊擋板的長度（即C=390，400，410，420，430 mm），建立三維幾何模型，采用四面體非結構化網格進行網格劃分，計算結果如圖7 所示。

圖 7 局部阻力系數隨影響因子C 變化圖Fig. 7 Local resistance coefficient with the impactof factor C change chart

適當調整靜壓箱的寬度，通過數值模擬計算得出增加20 mm 時，整個氣體流動性能得到進一步改善，但由于設備安裝空間受限，所以在此不做特別詳細的研究。

2.2 小結

基于當前實用型船用布風器，本節先分析其內部結構構造情況，再分別調整3 種不同的影響因子（即A，B，C），然后采用計算流體動力學方法進行數值模擬，最后整理所有數據結果，分析得出：影響因子A 對該布風器內氣體流動阻力影響至關重要，影響因子B 則僅次之，過度減小結構參數B 會影響布風器降噪效果，影響因子C 則是在受限要求內做稍微的調整，使得布風器內空氣流動性能更佳。

3 原始與優化后布風器的流動性能對比分析

首先對原始布風器進行數值模擬，在額定風量下入口速度為8.85 m/s，壓力云圖、速度云圖以及速度流線圖如圖8～圖11 所示，由此可以很好了解布風器內部的壓力和流速分布。

由圖8 可知，原布風器進出口風壓差較大，在額定風量下，達到105 Pa 左右。由于原始布風器不合理的內部結構，導致流體剛進入靜壓箱時壓力損失嚴重，而且在出風口處會形成旋渦；改進后的布風器內部流動壓力損失下降了很多，流線分布也更均勻。從圖9 可以看出，原布風器在入口處的速度逐漸降低，當進入靜壓箱后截面上出現一大塊速度驟增區域，而流體在出來的時候速度又驟降許多，可見這樣不合理的內部結構導致內部速度場分布不均勻且速度損失大。從圖10 典型流線圖也可以清楚了解到，原布風器出口的流線中心區域流速較小，四周區域流速較大，使得送風均勻性不佳。

圖 8 原始布風器的壓力場Fig. 8 Original air blower pressure field

圖 9 原始布風器的速度場Fig. 9 Velocity field of the original air distributor

圖 10 原始布風器速度場流線圖（正視方向）Fig. 10 Original air distributor velocity field flow chart （frontal direction）

圖 11 原始布風器速度場流線圖（俯視方向）Fig. 11 Original cloth velocity field flow diagram（looking down）

速度場流線圖，它們主要是為了能更加直觀地表達各處速度大小的分布，流線越密集的地方速度就越大。從圖中還可以直觀地看出速度流線的走向，原始布風器不合理的內部結構導致出來的速度流線糾纏在一起，在局部形成旋渦。

進一步對原始布風器的4 種工況（即進口流量100 m3/h，150 m3/h，200 m3/h，250 m3/h）進行分析研究，發現大部分工況壓力分布極不均勻，在出口截面處的速度大小差異太大，經過研究分析，得出擋板與壁面間的距離大小對整個布風器的流動性能影響最大。而且，布風器內的噪聲與流動阻力存在著相互關聯，一般而言，流動阻力越大，噪聲也越大。所以這里從減小布風器內的流動阻力角度對其內部結構進行優化。經大量的模擬分析，最終采用以下綜合的優化方案：“回”字型布風器的消音棉沿Y 向內縮共13 mm，沿X 方向上下均向左縮減22 mm，另外適當擴大外框Y 向距離變為430 mm。

圖12～圖15 是布風器改進方案6 的壓力云圖、速度云圖以及速度流線分布，入口流速為8.85 m/s。由圖14 可知，改進后的布風器流線分布更加平順，走向基本一致，沒有出現速度驟增驟減的情況，而且相對原布風器來講，流線分布較為混亂的區域也更少，也就是布風器內的旋渦區域得以縮小。當入口流速為8.85 m/s時，改進方案6 的布風器壓力損失大約為75 Pa，較原始布風器下降很多。這表明改進后的效果顯著良好。

圖 12 改進方案6 布風器的壓力場Fig. 12 Improvement scheme six pressure field of the air diffuser

圖 13 改進方案6 布風器的速度場Fig. 13 Improvement program six velocity field of the air diffuser

圖 14 改進方案6 布風器速度場流線圖（正視方向）Fig. 14 Improvement scheme six blower velocity field flow chart （frontal direction）

圖 15 改進方案6 布風器速度場流線圖（俯視方向）Fig. 15 Improvement scheme six blower velocity fieldflow chart （looking down）

圖 16 不同改進方案下的阻力系數變化Fig. 16 Changes in the resistance coefficient under different improvements

圖 17 不同改進方案下的靜壓降Fig. 17 Static pressure drop with different improvements

從圖16 和圖17 可以看出，在同一工況下，原始布風器阻力系數最大，這意味著氣流在布風器內的能量損失也是最大；通過調整布風器內部結構參數，可使布風器的流動性能得以改善。出口截面的壓力和速度分布均勻性比原始布風器更好。

表1～表3 為原布風器和不同改進方案的靜壓損失和總阻力系數對比，在不同的改進方案中，方案6 的總阻力系數比原始布風器降低20%左右，效果最為顯著。顯然，改型后的布風器減阻效果很明顯，更具有實用價值。

布風器阻力系數和降噪設計之間存在緊密聯系，氣動噪聲的主要來源就是流體的旋渦，一般而言，布風器內旋渦強度越大，噪聲就越大。下一步研究的主要方向是將阻力特性、流動旋渦特性與噪聲相關聯。

表 1 原始布風器的壓損和總阻力系數Tab. 1 The original air pressure loss and the overall drag coefficient

表 2 改進方案2 的靜壓損失和總阻力系數Tab. 2 Improved scheme 2 static pressure loss and total drag coefficient

表 3 改進方案6 的靜壓損失和總阻力系數Tab. 3 Static pressure loss and total resistance coefficient for improved scheme six

4 結 語

通過系統的模擬分析，研究發現：所提出來的6 種方案均能有效改進此“回”字型布風器。改進方案1～改進方案3 均是從單方面因素進行改進的，其中改進方案2 的效果更為明顯，即消音棉的長度適當減小，這意味著這一因素是影響布風器綜合性能的重要影響因子。綜合比較，改進方案6 的方案局部阻力系數可降至1.60，達到預期目標，布風器的結構優化方案優先選擇此改進方案。這些工作也為后期的降噪設計打下基礎。