家用除濕機風道設計優化研究

胡樹鋒

（珠海格力電器股份有限公司，廣東 珠海 519070）

除濕機在我國南方地區應用比較普遍，尤其是圖書館、儲藏室和檔案館等對空氣干燥度有著較高要求的空間環境，隨著現在人們追求高品質生活，選擇除濕機的用戶越來越多。家用除濕機具有尺寸小、噪聲低及外形美觀等特點，主要以多翼離心風機為主。對家用除濕機的設計方法進行分析，可發現與工業用風機設計相近，但是因為面對的環境場所不同，以及對風機效用要求不同，還需要對家用除濕機做針對性設計。尤其是對暴露出來的噪聲大、風量小等問題，更是要加強風道設計，計算流體動力學（CFD）支持下進行綜合分析，建立專業模型確定存在的各種因素，然后做針對性優化設計，在更大程度上滿足實際應用需求。

1 家用除濕機應用設計

家用除濕機多數為冷凍除濕型，通過不斷地設計調整，現在逐漸向小型化、低噪聲及外觀造型豐富的方向發展，而在外觀體型不斷減小的情況下，除濕機風道設計將要面臨更大的難度，要避免常見的風量小、噪聲大等問題存在。目前來看，家用除濕機的設計方法與工業用除濕機設計相似，但是面對不同的應用環境，需要將設計重點放在風量滿足的情況下降低運行噪聲，并非工業除濕機的提高效率要求。除濕機風道的結構整體上設計得比較緊湊，對于家用常見的多翼離心風機是將換熱器和過濾網安裝到風機進口位置。對除濕機運行噪聲進行分析，噪聲大小多是由風機噪聲性能決定，且以氣動噪聲為主，分為旋轉噪聲與湍流噪聲。其中，對旋轉噪聲發生原因進行分析，主要是因為工作輪安裝有均勻分布的葉片，在設備運轉的狀態下會對周圍氣體產生擊打作用，出現氣體壓力脈動造成的噪聲。基于此進行結構設計方案的調整，葉片改為不等間距或者傾斜安裝的方式，在實際應用中效果顯著。湍流噪聲的產生則是因為漩渦和漩渦分裂脫體導致的壓力脈動，優化設計的方向在于減小漩渦能量與尺度。

2 冷凍除濕機運行原理

冷凍除濕機運行原理比較簡單，當濕空氣遇到翅片時，因為翅片溫度低于露點溫度，會在翅片表面凝結成液態水。大部分冷凍除濕機作業的過程可分為2個環節，即制冷系統循環與空氣冷凝循環。前者作用是控制蒸發器翅片的表面溫度要小于待除濕空氣的露點溫度，后者則是保證蒸發器翅片表面一旦有待除濕空氣流過，便會通過熱交換來凝結成液態水。

（1）制冷系統循環。除濕機作業的首個環節便是壓縮機運行完成吸氣，此時制冷劑為低溫低壓氣體狀態，然后壓縮機繼續做排氣動作，制冷劑由開始的低溫低壓狀態轉變為高溫高壓氣體，并且通過管道進入冷凝器內，與外界的低溫空氣進行熱交換，完成整個等壓降溫的過程。隨著溫度的逐漸降低，制冷劑的狀態在不斷地發生變化，逐漸由純氣態轉變為氣液共存，再從冷凝器的出口部位轉變為最終的純液態。從家用除濕機結構設計方案來看，基本上冷凝器出口直接連接毛細管，不會在中間設置另外的附件，這樣就保證了毛細管內制冷劑壓力基本沿等焓線降低[1]。在最后的環節中，制冷劑在蒸發器內將會進入到等壓升溫相近的狀態，制冷劑會通過管道進入到蒸發器內，再與外界較高溫度的空氣2者間產生熱交換。在這個循環系統中，利用蒸發器實現了空氣冷卻、冷凝出液態水的這一過程，隨著除濕進度的進展，制冷劑狀態發生變化，最終會在蒸發器的出口位置轉變成純氣態，并繼續通過管道進入壓縮機吸氣口再次循環。

（2）空氣冷凝循環。在濕空氣流經蒸發器翅片前端時，濕空氣將會與翅片產生熱交換量，此時空氣只會被冷卻到露點，并不會在翅片表面形成凝結水。在濕空氣與蒸發器熱交換不斷深入的過程中，濕空氣溫度將會逐漸降到露點溫度以下，此時蒸發器翅片便會有液態水凝結出現[2]。其中，在空氣達到最低溫度后，空氣的低溫低含濕量會達到飽和狀態。市場上存在的小型家用除濕機，在結構設計上蒸發器與冷凝器安裝位置相接近，蒸發器的出口便是冷凝器的入口。對整個空氣冷凝循環進行概括，便是溫度與含濕量較低的空氣可以直接進入到冷凝器并在內部完成熱交換，達到空氣除濕的根本目的。

3 除濕機風道三維模型建立與仿真分析

3.1 除濕機風道參數

除濕機風機結構設計也會對風道運行產生一定影響，尤其是進口位置所安裝的過濾網及換熱器影響明顯。參與本次家用除濕機風道研究的設備各項性能參數為轉速1 122 rpm、風量208 m3/h、功率38.6 W、噪聲52.8dB（A）。

3.2 過濾網與換熱器阻力參數

風機進口位置安裝的過濾網和換熱器結構設計比較復雜，存在著較多的細小特征，如果是采用直接建模的方法對其阻力進行模擬分析，會因為網格量非常大而無法滿足計算條件[3]。通過實驗來測試確定構件的阻力特性，在將其輸入到專業軟件內進行分析，便可得到相應的阻力參數。本次采用的是通過CFD軟件來對除濕機的換熱器物理特性進行模擬分析，其中邊界條件設定的依據是“多空壓力跳變”，并且可以通過公式來表示其對應的壓力損失

式中：△P為換熱器前后壓力損失，Pa；v為換熱器前氣流速度，m/s；μ為流體介質黏度，kg/m·s；ρ為流體介質密度，kg/m2；α為換熱器滲透率，%；α-1為換熱器黏性阻力系數，1/m2；C2為換熱器慣性阻力系數，1/m。

只需要在軟件內對換熱器慣性阻力系數、滲透率α及換熱器厚度d這3項參數進行定義，便能夠確定換熱器的阻力特性。在給定介質和換熱器分析匯總，μ、ρ及d均是已知參數，并且通過實驗可以獲得氣流速度v與前后壓力損失△P，通過曲線擬合可確定換熱器慣性阻力系數C2及滲透率α[4]。參與研究的除濕機換熱器在風量參數改變的條件下，其所對應的壓力損失有著明顯差異，并且可以準確測試獲得結果。再利用風量參數和換熱器面積參數便能夠進一步計算得到等效平均速度，由此便可以確定最終的風速數值。阻力測試數據見表1。經過曲線擬合得到阻力參數：慣性阻力系數C2為279.3；滲透率α為5.654 8%；厚度為0.054 84 m。

表1 阻力測試數據

3.3 建立數字模型

離心風機存在著較大的流道曲率，并且因為流態復雜，最終確定采用納維-斯托克斯（Navier-Stokes）方程進行計算。壓力和速度小也是離心風機所具有的特點，這樣在計算時就可以將空氣密度產生的影響忽略掉，不將其作為計算的必要條件，而是直接假設流動條件不可壓縮流動。并且，流動中不考慮熱量交換情況，因此無須采用能量方程進行計算。將各向同性假設應用到湍流運動中，利用分解因式法進行計算，并通過二階迎風格式來對湍流動能、湍流耗散項及動量方程進行離散處理，最后將壓力修正算法（SIMPLE算法）用于壓力-速度耦合計算[5]。

3.4 網格劃分

網格的劃分需要與流道特征進行綜合分析，比較復雜的情況需要采用結構六面體網格及非結構四面體網格混合設計的方式；風扇葉所面向的流域則需要應用結構六面體的方式劃分。除此之外的其他流域則全部對應結構四面體網格。

3.5 邊界條件及說明

定義葉輪區域對應旋轉區，利用多重旋轉坐標系來表示，那么其他區域所對應的便是靜止區，且采用的是靜止坐標系。將坐標系的原點確定為蝸殼后蓋板中心，并以風機的進風口位置和出風口方向分別為坐標系Z軸與Y軸。另外，風機的進氣口進口截面與蝸殼出口截面均與計算域流體的進出口相互對應，以及確定的進出口壓力邊界條件對應壓力參數，便是大氣壓[6]。以“porous-jump”邊界條件為依據，模擬過濾網及換熱器的阻力。

3.6 數值模擬結果分析

通過對模擬數值的分析可以確定，除濕機的風機出口存在低速區域，并且面積比較大，并且與之對應的還存在較大的漩渦。其中，雖然出口漩渦尺寸大，但是卻具有較高的穩定性，始終處于風機出口位置。另外，伴隨漩渦尺寸大這一特點而來的是頻率低、結構穩定性較強，在除濕機運行時便會產生明顯的湍流噪聲。另外，還會造成風道內阻力增大，影響風機的實際運行效率，產生更多運行能耗。

4 除濕機湍流噪聲理論分析

家用除濕機風機運行時產生的湍流噪聲又可稱為漩渦噪聲，是因為葉片中有氣流通過，造成壓力脈動產生噪聲。其頻率為

式中：S為氣流流通系數，取值范圍在0.14～0.20之間，本次取值0.185；W為氣體及葉片的相對速度，m/s；L為結構正表面寬度與速度平面垂直狀態下形成的投影，m；i為1、2、3……諧波序號。

結合公式進行分析可以得知，氣流和葉片的相對速度與風機湍流噪聲的頻率之間有著密切聯系，同時相對速度的大小又受到了工作輪圓周速度μ的影響。在風機正常運轉過程中，工作輪上各點與轉軸軸心間距的變化會帶動圓周速度的變化，且由內到外圓周速度的數值大小存在連續變化的特征，利用此來完成風機轉動狀態下所形成的湍流噪聲的判斷，即為寬頻帶連續譜噪聲。

從Ligthill理論來分析，可確定湍流噪聲功率和氣流速度之間的關系，可用公式表示

式中：v為氣流速度，m/s；c為聲速，m/s；D為氣流出口直徑，m；n為作用因子。

寬頻帶為風機湍流噪聲所具有的特點，想要通過控制傳播途徑的方式來降低運行噪聲顯然是行不通的。在Ligthill理論支持下，如果湍流速度有所減小，則相應的湍流噪聲也會隨之降低，達到降噪的效果。這樣便可以采用調整風機蝸殼參數的方式來對流場分布進行優化，同時進一步提高風機效率及降低湍流噪聲。

5 除濕機優化設計與實驗驗證

5.1 離心風機優化設計

風機蝸殼出口擴張角度大，造成了比較嚴重的分離情況，因此可以從此方面進行調整設計。并且，離心風機蝸殼流道內加壓段同時存在著多個區域對此風機蝸殼型線與標準蝸殼型線進行比較，可確定原型風機蝸殼存在型線設計不合理的問題，例如加壓段寬度過大及張開度較小，造成了加壓段氣流分離。為解決湍流噪聲問題，就需要重新設計風機蝸殼，并根據CFD計算結果對渦舌參數進行相應調整。

經過優化設計后，去除風機出口存在的所有回流區域，風機內部渦流尺寸及速度大小也進行了適當的調整，相比開始有顯著降低。基于Ligthill理論，設計后的風機湍流噪聲聲功率也進一步減小。并且，風道內氣流可做到均勻分布，沒有發現明顯的低速區域，能夠有效降低風道內的阻力損失，確保了風道的高效率。

5.2 實驗驗證分析

針對優化設計后的蝸殼進行針對性實驗，包括風量和噪聲測試，結果見表2、表3。

表2 70品脫優化設計后除濕機測試結果

表3 35品脫優化設計后除濕機測試結果

對實驗檢測的結果進行分析可發現，風量參數相同的條件下，70品脫和35品脫的除濕機噪聲在原有程度上降低了3.6 dB（A）與3.5 dB（A），觀察后確認沒有異常噪聲的現象存在。在風量等同的條件下，70品脫和35品脫的除濕機風扇消耗功率均有所降低，分別降低了12%與11%，由此可以說明優化設計后風機的效率有明顯地提升。

6 結束語

通過實驗研究分析確定，通過增加渦舌處的曲率半徑可以進一步降低氣流的撞擊損失，以及通過對出風張角的適當調整，則能夠降低分離回流損失。另外，對風機入口密封性的優化，能夠有效降低漏風造成的功耗，除濕機運行時的噪聲降低。并且，風機出口部分的曲線形狀對出口回流區的大小有著直接影響，因此在進行風道優化設計時，便可以適當地調整擴張角度大小，以達到降低出口分離回流損失的目的。