新型空調(diào)室外風道系統(tǒng)優(yōu)化

龍斌華

LONG Binhua

珠海格力電器股份有限公司 廣東珠海 519070

Gree Electric Appliances,Inc. Of Zhuhai Zhuhai 519070

1 引言

空調(diào)室外側(cè)的散熱優(yōu)化設(shè)計一直是空調(diào)技術(shù)領(lǐng)域研究的重點內(nèi)容，隨著人們生活水平的日益提升，對建筑外圍的要求也越來越高。空調(diào)外機常被集中擺放在空間狹窄并用百葉等機構(gòu)進行遮蔽的建筑飄窗下的凹槽內(nèi)，這種安裝方式對室外機及整機存在較大的影響。T.T Chou[1]等用數(shù)值分析法對放置在凹槽內(nèi)的室外機散熱情況分析發(fā)現(xiàn)，這種放置方式會導(dǎo)致COP的平均值下降，姜曉東[2]等人用CFD分析方法研究了格柵孔隙率對室外機風量及性能的影響，金梧鳳[3]等人用實驗方法驗證了位于凹槽內(nèi)的單臺室外機散熱情況。

在長時間運行以及風沙等的惡劣環(huán)境下，很容易在室外換熱器翅片管表面積灰，積灰區(qū)域的風阻增加，承擔的有效散熱量減少，導(dǎo)致室外側(cè)換熱不良[4]。特別是夏季，嚴重的情況下還會導(dǎo)致電子元器件因為溫升過高而出現(xiàn)損壞或失效現(xiàn)象。

現(xiàn)有的技術(shù)手段主要研究空調(diào)室外機散熱的外圍結(jié)構(gòu)影響以及制冷系統(tǒng)流路優(yōu)化，鮮少有對室外風道系統(tǒng)的研究及優(yōu)化，無法達到治標的目的。其實，這些問題的出現(xiàn)歸根結(jié)底是因為空調(diào)運行風阻增加導(dǎo)致?lián)Q熱能力降低。因此，我們有必要研究一下風道系統(tǒng)的優(yōu)化問題。

2 新型風道系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡介

傳統(tǒng)空調(diào)室外機風道采用軸流風機，其進出風形式為：側(cè)面+后面進風，前面出風（如圖1所示），由于換熱器為“L”型，經(jīng)CFD仿真分析該類型換熱器進風側(cè)的風速分布（如圖2所示）極不均勻，導(dǎo)致?lián)Q熱效率不高，且此類風道系統(tǒng)克服靜壓能力較差，不適合管網(wǎng)阻力較大的室外機系統(tǒng)或安裝于單面墻體同時進出風帶格柵的半密閉空間（如圖3所示）。

基于此，本文以公司1.5P冷量的某款室外機殼體為研究對象優(yōu)化設(shè)計了一種新型的室外風道系統(tǒng)。該優(yōu)化設(shè)計在不增加現(xiàn)有殼體三維尺寸的情況下將原有的低壓軸流風道改變?yōu)檩^高靜壓的離心風道系統(tǒng)。原有軸流風機尺寸為D400mm*H125mm，新型風道系統(tǒng)的離心風機輸送的氣流主要是軸向進、周向出[5]，其尺寸為D440mm*H104mm。新型風道殼體的進出風方式為：前側(cè)進風，側(cè)面+頂面和/或前面出風（如圖4、圖5所示）。

3 CFD仿真分析結(jié)果

在進行CFD仿真分析時，對風道系統(tǒng)無影響的其他部分，如壓縮機側(cè)考慮忽略。以下為了簡化表示，將采用軸流風道系統(tǒng)的傳統(tǒng)室外機方案簡稱為原風道，采用離心風道系統(tǒng)的新型室外機簡稱為新型風道。

CFD仿真計算采用有限體積法的數(shù)值離散格式對方程組進行求解，湍流模型采用Realizable k-ε模型，換熱器采用多孔介質(zhì)模型[6]，原風道風機轉(zhuǎn)速800pm，新型風道風機轉(zhuǎn)速650pm。

由計算可知，兩款風道系統(tǒng)的管網(wǎng)阻力差別不大，可將殼體風阻作為相同基準進行比對。由圖6、圖7所示，原風道單個出風口外的氣流“螺旋式”排出，中心位置存在較大的氣流旋渦，對噪聲降低及循環(huán)風量的增加非常不利。而圖8、圖9所示的新型風道系統(tǒng)采用離心風機軸向單面進風，換熱器上風速分布趨于均勻化，對室外換熱能力提升有較大幫助；且周向多面出風口的氣流排出順暢，基本無回流，利于風量提升及噪聲音質(zhì)的改善。

接下來，在兩個風道方案的出風口分別施加一定的靜壓，來等同模擬安裝在不同半封閉空間位置、不同百葉角度、換熱器積灰臟堵、結(jié)霜等情況下風阻增大的現(xiàn)象。兩個風道方案的計算對比數(shù)據(jù)如表1所示。

圖10、圖11分別為根據(jù)表1繪制的計算方案加壓后的風量—靜壓曲線以及風量—功率曲線對比圖，從圖中可以看出：0Pa靜壓代表室外機安裝在無任何遮擋的全敞開式空間中，原風道風量性能優(yōu)于新型風道6.2%；當施加一定靜壓時，兩者的風量均隨之衰減，新型風道系統(tǒng)衰減的速率＜原風道系統(tǒng)。55Pa，1530mh為兩者的交點，此時兩者相當。當繼續(xù)施加風阻后，原風道風量迅速衰減；26Pa靜壓時，風量已衰減50%，新型風道系統(tǒng)風量僅衰減15%；63Pa靜壓時，風量才衰減50%。除風道系統(tǒng)外，其克服靜壓能力為原風道系統(tǒng)的1.25倍，隨著靜壓的提升，原風道功率隨風量降低而有輕微增加，新型風道方案在加壓后，其風量衰減少，功率反而更小，這與風道采用的兩款風機類型本身的特性曲線變化趨勢一致，同時也說明：原風道系統(tǒng)風機不適合頻繁關(guān)閉啟動。

4 實驗驗證

為驗證仿真計算對比方案變化趨勢的一致性及優(yōu)化設(shè)計方案的合理性，對仿真計算的兩個方案分別進行了實驗測試驗證。風量、噪聲測試參照GB/T 12362000工業(yè)通風機用標準化風道進行性能試驗GB/T 77252016房間空氣調(diào)節(jié)器標準執(zhí)行，原風道測試最高轉(zhuǎn)速1100rpm，新風道測試最高轉(zhuǎn)速90pm。

圖1 傳統(tǒng)室外風道系統(tǒng)

圖2 傳統(tǒng)室外風道換熱器風速分布

圖3 室外機組群安裝示意圖

圖4 新型風道系統(tǒng)示意圖1

圖5 新型風道系統(tǒng)示意圖2

圖6 原風道截面速度矢量圖

圖7 原風道跡線圖

圖9 新型風道跡線圖

實驗測試得到的換熱器迎風面風速分布如圖12所示，與仿真計算獲取的換熱器風速分布基本一致，有差異的地方是圖12的中間低速區(qū)向左偏斜，這主要是由于實驗采用了一款較大直徑電機，擋住了部分進風，且因?qū)嶒灉y試殼體軸向上的中隔板不對稱，導(dǎo)致風機旋轉(zhuǎn)軸心比進風口處換熱器中心偏左。

圖13、圖14表明：在現(xiàn)有風道殼體不變的情況下，滿足性能的同時加壓40Pa，軸流風機則急速衰減85%，克服靜壓能力差；而離心風機風量緩慢衰減20%，克服靜壓能力比原風道殼體提升150%，可解決現(xiàn)有室外風道風阻增大引起的散熱不良現(xiàn)象。

圖8 新型風道換熱器風速分布

圖10 計算方案風量靜壓對比

實驗在高轉(zhuǎn)速條件也進一步證實了新型風道克服靜壓能力強勁，更加適合高靜壓工況，40Pa靜壓以內(nèi)性能衰減小，可長久保持高效運行，成為特殊運行環(huán)境下的首選室外風道方案。

本文僅是對優(yōu)化的新型風道方案進行初步研究，其噪聲及整機換熱情況將在后續(xù)的研究工作中進一步開展驗證。

圖11 計算方案風量功率對比

圖13 實測方案風量—靜壓對比

圖14 實測方案風量—功率對比

5 結(jié)論

本文對現(xiàn)有通用的室外空調(diào)風道系統(tǒng)進行利弊分析，重新優(yōu)化設(shè)計了一款新型風道系統(tǒng)，并對原風道與新型風道系統(tǒng)展開了仿真及試驗測試驗證，得出如下結(jié)論：

（1）CFD仿傷真與實驗測試的對比方案變化趨勢完全一致，說明CFD仿真對于研究設(shè)計具有很好的指導(dǎo)意義；

（2）新型風道系統(tǒng)采用“平板”型換熱器比原風道系統(tǒng)的“L”型換熱器上的風速分布更加均勻，可提升對流換熱系數(shù)，增強換熱能力；

（3）新型風道系統(tǒng)采用較高靜壓離心風機，抗外界靜壓能力可提升150%，當施加相同靜壓時，其風量衰減速度較原風道慢；

（4）新型風道系統(tǒng)具有優(yōu)良的抗靜壓、進風風速更加均勻，后續(xù)可通過整機性能匹配，調(diào)節(jié)風機轉(zhuǎn)速，實現(xiàn)降低新型風道系統(tǒng)噪聲的可能性；

（5）本文對于研究新型高靜壓室外機風道系統(tǒng)方案進行了研究初探，對于今后的研究具有很好的指導(dǎo)意義。