家用除湿机风道设计优化研究

胡树锋

（珠海格力电器股份有限公司，广东 珠海 519070）

除湿机在我国南方地区应用比较普遍，尤其是图书馆、储藏室和档案馆等对空气干燥度有着较高要求的空间环境，随着现在人们追求高品质生活，选择除湿机的用户越来越多。家用除湿机具有尺寸小、噪声低及外形美观等特点，主要以多翼离心风机为主。对家用除湿机的设计方法进行分析，可发现与工业用风机设计相近，但是因为面对的环境场所不同，以及对风机效用要求不同，还需要对家用除湿机做针对性设计。尤其是对暴露出来的噪声大、风量小等问题，更是要加强风道设计，计算流体动力学（CFD）支持下进行综合分析，建立专业模型确定存在的各种因素，然后做针对性优化设计，在更大程度上满足实际应用需求。

1 家用除湿机应用设计

家用除湿机多数为冷冻除湿型，通过不断地设计调整，现在逐渐向小型化、低噪声及外观造型丰富的方向发展，而在外观体型不断减小的情况下，除湿机风道设计将要面临更大的难度，要避免常见的风量小、噪声大等问题存在。目前来看，家用除湿机的设计方法与工业用除湿机设计相似，但是面对不同的应用环境，需要将设计重点放在风量满足的情况下降低运行噪声，并非工业除湿机的提高效率要求。除湿机风道的结构整体上设计得比较紧凑，对于家用常见的多翼离心风机是将换热器和过滤网安装到风机进口位置。对除湿机运行噪声进行分析，噪声大小多是由风机噪声性能决定，且以气动噪声为主，分为旋转噪声与湍流噪声。其中，对旋转噪声发生原因进行分析，主要是因为工作轮安装有均匀分布的叶片，在设备运转的状态下会对周围气体产生击打作用，出现气体压力脉动造成的噪声。基于此进行结构设计方案的调整，叶片改为不等间距或者倾斜安装的方式，在实际应用中效果显著。湍流噪声的产生则是因为漩涡和漩涡分裂脱体导致的压力脉动，优化设计的方向在于减小漩涡能量与尺度。

2 冷冻除湿机运行原理

冷冻除湿机运行原理比较简单，当湿空气遇到翅片时，因为翅片温度低于露点温度，会在翅片表面凝结成液态水。大部分冷冻除湿机作业的过程可分为2个环节，即制冷系统循环与空气冷凝循环。前者作用是控制蒸发器翅片的表面温度要小于待除湿空气的露点温度，后者则是保证蒸发器翅片表面一旦有待除湿空气流过，便会通过热交换来凝结成液态水。

（1）制冷系统循环。除湿机作业的首个环节便是压缩机运行完成吸气，此时制冷剂为低温低压气体状态，然后压缩机继续做排气动作，制冷剂由开始的低温低压状态转变为高温高压气体，并且通过管道进入冷凝器内，与外界的低温空气进行热交换，完成整个等压降温的过程。随着温度的逐渐降低，制冷剂的状态在不断地发生变化，逐渐由纯气态转变为气液共存，再从冷凝器的出口部位转变为最终的纯液态。从家用除湿机结构设计方案来看，基本上冷凝器出口直接连接毛细管，不会在中间设置另外的附件，这样就保证了毛细管内制冷剂压力基本沿等焓线降低[1]。在最后的环节中，制冷剂在蒸发器内将会进入到等压升温相近的状态，制冷剂会通过管道进入到蒸发器内，再与外界较高温度的空气2者间产生热交换。在这个循环系统中，利用蒸发器实现了空气冷却、冷凝出液态水的这一过程，随着除湿进度的进展，制冷剂状态发生变化，最终会在蒸发器的出口位置转变成纯气态，并继续通过管道进入压缩机吸气口再次循环。

（2）空气冷凝循环。在湿空气流经蒸发器翅片前端时，湿空气将会与翅片产生热交换量，此时空气只会被冷却到露点，并不会在翅片表面形成凝结水。在湿空气与蒸发器热交换不断深入的过程中，湿空气温度将会逐渐降到露点温度以下，此时蒸发器翅片便会有液态水凝结出现[2]。其中，在空气达到最低温度后，空气的低温低含湿量会达到饱和状态。市场上存在的小型家用除湿机，在结构设计上蒸发器与冷凝器安装位置相接近，蒸发器的出口便是冷凝器的入口。对整个空气冷凝循环进行概括，便是温度与含湿量较低的空气可以直接进入到冷凝器并在内部完成热交换，达到空气除湿的根本目的。

3 除湿机风道三维模型建立与仿真分析

3.1 除湿机风道参数

除湿机风机结构设计也会对风道运行产生一定影响，尤其是进口位置所安装的过滤网及换热器影响明显。参与本次家用除湿机风道研究的设备各项性能参数为转速1 122 rpm、风量208 m3/h、功率38.6 W、噪声52.8dB（A）。

3.2 过滤网与换热器阻力参数

风机进口位置安装的过滤网和换热器结构设计比较复杂，存在着较多的细小特征，如果是采用直接建模的方法对其阻力进行模拟分析，会因为网格量非常大而无法满足计算条件[3]。通过实验来测试确定构件的阻力特性，在将其输入到专业软件内进行分析，便可得到相应的阻力参数。本次采用的是通过CFD软件来对除湿机的换热器物理特性进行模拟分析，其中边界条件设定的依据是“多空压力跳变”，并且可以通过公式来表示其对应的压力损失

式中：△P为换热器前后压力损失，Pa；v为换热器前气流速度，m/s；μ为流体介质黏度，kg/m·s；ρ为流体介质密度，kg/m2；α为换热器渗透率，%；α-1为换热器黏性阻力系数，1/m2；C2为换热器惯性阻力系数，1/m。

只需要在软件内对换热器惯性阻力系数、渗透率α及换热器厚度d这3项参数进行定义，便能够确定换热器的阻力特性。在给定介质和换热器分析汇总，μ、ρ及d均是已知参数，并且通过实验可以获得气流速度v与前后压力损失△P，通过曲线拟合可确定换热器惯性阻力系数C2及渗透率α[4]。参与研究的除湿机换热器在风量参数改变的条件下，其所对应的压力损失有着明显差异，并且可以准确测试获得结果。再利用风量参数和换热器面积参数便能够进一步计算得到等效平均速度，由此便可以确定最终的风速数值。阻力测试数据见表1。经过曲线拟合得到阻力参数：惯性阻力系数C2为279.3；渗透率α为5.654 8%；厚度为0.054 84 m。

表1 阻力测试数据

3.3 建立数字模型

离心风机存在着较大的流道曲率，并且因为流态复杂，最终确定采用纳维-斯托克斯（Navier-Stokes）方程进行计算。压力和速度小也是离心风机所具有的特点，这样在计算时就可以将空气密度产生的影响忽略掉，不将其作为计算的必要条件，而是直接假设流动条件不可压缩流动。并且，流动中不考虑热量交换情况，因此无须采用能量方程进行计算。将各向同性假设应用到湍流运动中，利用分解因式法进行计算，并通过二阶迎风格式来对湍流动能、湍流耗散项及动量方程进行离散处理，最后将压力修正算法（SIMPLE算法）用于压力-速度耦合计算[5]。

3.4 网格划分

网格的划分需要与流道特征进行综合分析，比较复杂的情况需要采用结构六面体网格及非结构四面体网格混合设计的方式；风扇叶所面向的流域则需要应用结构六面体的方式划分。除此之外的其他流域则全部对应结构四面体网格。

3.5 边界条件及说明

定义叶轮区域对应旋转区，利用多重旋转坐标系来表示，那么其他区域所对应的便是静止区，且采用的是静止坐标系。将坐标系的原点确定为蜗壳后盖板中心，并以风机的进风口位置和出风口方向分别为坐标系Z轴与Y轴。另外，风机的进气口进口截面与蜗壳出口截面均与计算域流体的进出口相互对应，以及确定的进出口压力边界条件对应压力参数，便是大气压[6]。以“porous-jump”边界条件为依据，模拟过滤网及换热器的阻力。

3.6 数值模拟结果分析

通过对模拟数值的分析可以确定，除湿机的风机出口存在低速区域，并且面积比较大，并且与之对应的还存在较大的漩涡。其中，虽然出口漩涡尺寸大，但是却具有较高的稳定性，始终处于风机出口位置。另外，伴随漩涡尺寸大这一特点而来的是频率低、结构稳定性较强，在除湿机运行时便会产生明显的湍流噪声。另外，还会造成风道内阻力增大，影响风机的实际运行效率，产生更多运行能耗。

4 除湿机湍流噪声理论分析

家用除湿机风机运行时产生的湍流噪声又可称为漩涡噪声，是因为叶片中有气流通过，造成压力脉动产生噪声。其频率为

式中：S为气流流通系数，取值范围在0.14～0.20之间，本次取值0.185；W为气体及叶片的相对速度，m/s；L为结构正表面宽度与速度平面垂直状态下形成的投影，m；i为1、2、3……谐波序号。

结合公式进行分析可以得知，气流和叶片的相对速度与风机湍流噪声的频率之间有着密切联系，同时相对速度的大小又受到了工作轮圆周速度μ的影响。在风机正常运转过程中，工作轮上各点与转轴轴心间距的变化会带动圆周速度的变化，且由内到外圆周速度的数值大小存在连续变化的特征，利用此来完成风机转动状态下所形成的湍流噪声的判断，即为宽频带连续谱噪声。

从Ligthill理论来分析，可确定湍流噪声功率和气流速度之间的关系，可用公式表示

式中：v为气流速度，m/s；c为声速，m/s；D为气流出口直径，m；n为作用因子。

宽频带为风机湍流噪声所具有的特点，想要通过控制传播途径的方式来降低运行噪声显然是行不通的。在Ligthill理论支持下，如果湍流速度有所减小，则相应的湍流噪声也会随之降低，达到降噪的效果。这样便可以采用调整风机蜗壳参数的方式来对流场分布进行优化，同时进一步提高风机效率及降低湍流噪声。

5 除湿机优化设计与实验验证

5.1 离心风机优化设计

风机蜗壳出口扩张角度大，造成了比较严重的分离情况，因此可以从此方面进行调整设计。并且，离心风机蜗壳流道内加压段同时存在着多个区域对此风机蜗壳型线与标准蜗壳型线进行比较，可确定原型风机蜗壳存在型线设计不合理的问题，例如加压段宽度过大及张开度较小，造成了加压段气流分离。为解决湍流噪声问题，就需要重新设计风机蜗壳，并根据CFD计算结果对涡舌参数进行相应调整。

经过优化设计后，去除风机出口存在的所有回流区域，风机内部涡流尺寸及速度大小也进行了适当的调整，相比开始有显著降低。基于Ligthill理论，设计后的风机湍流噪声声功率也进一步减小。并且，风道内气流可做到均匀分布，没有发现明显的低速区域，能够有效降低风道内的阻力损失，确保了风道的高效率。

5.2 实验验证分析

针对优化设计后的蜗壳进行针对性实验，包括风量和噪声测试，结果见表2、表3。

表2 70品脱优化设计后除湿机测试结果

表3 35品脱优化设计后除湿机测试结果

对实验检测的结果进行分析可发现，风量参数相同的条件下，70品脱和35品脱的除湿机噪声在原有程度上降低了3.6 dB（A）与3.5 dB（A），观察后确认没有异常噪声的现象存在。在风量等同的条件下，70品脱和35品脱的除湿机风扇消耗功率均有所降低，分别降低了12%与11%，由此可以说明优化设计后风机的效率有明显地提升。

6 结束语

通过实验研究分析确定，通过增加涡舌处的曲率半径可以进一步降低气流的撞击损失，以及通过对出风张角的适当调整，则能够降低分离回流损失。另外，对风机入口密封性的优化，能够有效降低漏风造成的功耗，除湿机运行时的噪声降低。并且，风机出口部分的曲线形状对出口回流区的大小有着直接影响，因此在进行风道优化设计时，便可以适当地调整扩张角度大小，以达到降低出口分离回流损失的目的。