张爱民，张海波

（珠海格力电器股份有限公司，珠海，519070）

1 工程概况

某城乡一体化示范区工业厂房设计了暖通空调系统，经负荷计算，厂房建筑最大总冷负荷为1308kW，总热负荷1339 kW，冷热源选用十台风冷冷（热）水模块机组，设备总冷量1300kW，考虑衰减后总制热量为982kW。夏季制取7℃的冷冻水用于空调系统的供冷，回水温度12℃；冬季制取45℃的热水用于空调系统的供暖，回水温度40 ℃。空调末端系统中，厂房新风采用全热新风交换机进行能量回收，制冷系统末端采用吊装式空调机组，供暖系统采用翅片管散热器。

采用散热器供暖的方式是普遍做法，从经济上分析其投资少，设计施工简单，后期运行管理成本低，但从技术角度分析，厂房属于高大空间，散热器容易出现较大垂直温度梯度，使得供暖空间温度均匀性较差［1-4］。本文将通过数值模拟对本工业厂房设计方案供暖效果进行分析，评估设计方案可行性，并提出优化方案。

2 仿真方法

2.1 物理模型

厂房层高10.7m，长135m，宽68m，厂房中办公室高4.5m，办公室内墙采用150 mm厚轻质墙板。在厂房及办公室墙附近布置散热器，给散热器供热水通过散热器散热采暖，散热器底部距离地面0.3m，侧面距离墙面0.1 m，布置方式如图1所示：

图1 仿真分析三维模型

图2 截面示意图

表1 散热器参数表

2.2 数学模型

①室内空气可视为不可压缩流体，空气密度符合Boussinesq假设，同时考虑空气重力及由于温差产生的浮升力［5］；

②室内气密性良好，室内无其他冷源或者障碍物；

③散热器边界为wall，设置面发热功率；

④室外温度为-6.2 ℃，墙壁及窗户设为wall边界，考虑围护结构的保温性，边界条件设置定壁温0℃；

3 仿真分析

图3为厂房室内水平截面及竖直截面的仿真温度云图。由厂房各截面温度场云图可看出，厂房的散热器供暖效果较差，在人员活动区域（1.5 m以下）几乎无温升。

图3 厂房不同截面温度分布云图

图4为办公室室内水平截面及竖直截面的仿真温度云图。从温度场云图可看出办公室离地0.5 m温升约20 ℃，水平面温度场较均匀，但存在“上暖下凉”的垂直温差。

图4 办公室不同截面温度分布云图

图5 办公室及厂房竖直截面的速度矢量图

对比办公室及厂房的供暖差异，可看出厂房供暖效果差的主要原因在于供热量不足。

表2 房间热负荷计算

从办公室速度场模拟结果分析，散热器产生的热气流沿散热器表面与外墙内表面上升，至屋顶高度后沿着天花板继续运动，直到受对面墙体阻挡后沿对面墙体内表面向下运动，室内冷气流由于密度较大，沉积在地面附近。从气流运动规律分析，冷气流蔓延在地面附近并向远离散热器方向运动，热气流沿墙体表面下降至某一高度后与冷气流相遇，冷热气流流向相反，在空间上形成大涡流［5-8］。图4截面3温度场模拟结果与上述分析相吻合，热气流经过的上部区域温度较高，而冷气流所在的地面附近温度明显较低。在整个空间高度范围内，存在垂直温度梯度［9］。

从厂房速度场模拟结果分析，热气流沿外墙内表面上升至屋顶高度后，继续沿着天花板向中心方向运动，但由于厂房高度和宽度的增加会加大热气流的失热量。当高度增加时，热气流由于失热量加大，上升高度减小，同时沉积地面附近的冷气流增加。当宽度增加时，热气流沿天花板运动过程中失热量增加，提前下降。左右两侧的热气流与冷气流形成两大涡流，在空间下方中间工作区形成明显的低温区域。对比办公室的速度场模拟结果，可看出空间的高度和宽度是影响散热器供暖效果的关键因素［9-10］。

4 优化方案

4.1 增加散热器采暖

经以上对办公室与厂房供热量与温度场、速度场仿真效果的分析，得出厂房温度低的主要原因在于供热量不足，且厂房宽度较大，厂房两侧热气流上升后在离宽度中心一定距离提前下降，致使厂房中间部位温度较低。因此，此优化方案在原有散热器基础上，在厂房中间位置增加散热器（26个SR-01，167kW），散热器间隔1m均匀排布。

图6为厂房室内水平截面及竖直截面的仿真温度云图，人员活动区域温度约为6 ℃。

图6 厂房不同截面温度分布云图

4.2 采用散热器+吊柜采暖

从供暖空间的速度场仿真效果可看出，散热器的热气流主要受浮升力驱动，沿外墙内表面上升至屋顶高度后沿着天花板继续向空间中心方向运动，与空间冷气流形成涡流，致使冷气流沉积于地面附近，形成“上热下冷”效果，导致厂房人员活动区域温度较低。由于厂房高度较高，人员活动区域主要为1.5m以下高度，为供暖控制区域，为节省能源，需将热气流主要控制于此区域中。因此，此优化方案在原有散热器基础上增加制冷系统末端吊柜进行制热供暖，吊柜离墙3.3 m，底部离地6.25m。所有主机全开供热量为982.5 kW，散热器供热量为389.83kW，则吊柜供热量为592.67kW，计算得到吊柜进出风温差为7.72 ℃，设置吊柜回风温度10 ℃，送风温度17.72 ℃。

表3 吊柜参数表

图7为厂房室内水平截面及竖直截面的仿真温度云图，人员活动区域温度约为12 ℃，温度提升效果明显。

图7 厂房不同截面温度分布云图

4.3 采用吊柜采暖

从以上两个优化方案可看出，散热器采暖不可避免的存在较大垂直温差问题，对目标供暖区域温升效果较差，采用吊柜采暖可增加对热气流方向的控制，使热气流主要作用于目标供暖区域，优化效果明显［11-12］。因此，此优化方案取消原设计方案的散热器，采用制冷系统末端吊柜制热采暖，节省初投资。吊柜安装于厂房东西墙两侧，离墙3.3m，底部离地6.25m。根据主机总制热量982.5 kW，计算吊柜送回风温差为12.8℃，回风温度设置为10℃，出风温度为22.8℃，球形喷口水平向下45°送风。

图8为厂房室内水平截面及竖直截面的仿真温度云图，人员活动区域温度约为15℃，温度提升效果明显。

图8 厂房不同截面温度分布云图

5 经济性分析

以单日供暖设备用电量计算，每天运行24小时；室外温度低于10 ℃时系统供暖；单台主机输入电功率41.5kW，输出制热量98.25kW；冬季供暖运行中，随室外温度变化，机组自动调节；供热系统单台循环水泵功率15 kW，共4台，配合主机自动调节；查询典型年逐时气象参数，统计各室外温度区间的累计小时数，计算其所占时间百分数及系统负荷率；

用电量=设备功率×每天运行时数×时间百分数×负荷百分数。

5.1 原设计方案

常规散热器采暖方案（表4），总供热量389.83kW，开4台主机，2台水泵。

表4 常规散热器采暖方案

5.2 增加散热器采暖

优化散热器采暖方案（增加26个SR-01），总供热量557kW，开6台主机，3台水泵。

表5 优化散热器采暖方案

5.3 采用散热器+吊柜采暖

室外温度<0 ℃时散热器+吊柜采暖，开10台主机，4台水泵，室外温度≥0 ℃时散热器采暖，开4台主机，2台水泵。

表6 散热器+吊柜采暖方案

5.4 采用吊柜采暖

总供热量982.5kW，开10台主机，4台水泵。

表7 吊柜采暖方案

6 分析结论

本文采用CFD数值模拟手段，模拟了散热器供暖条件下厂房和办公室的温度场和速度场分布情况，模拟结果表明：

①厂房的散热器供暖效果较差，办公室水平温度场较均匀，但存在垂直温差；厂房温度低的主要原因在于供热量不足；

②厂房下方中间工作区形成明显的低温区域，办公室存在垂直温度梯度；空间的高度和宽度是影响散热器供暖效果的关键因素。

由于原有设计方案可行性较低，本文提出了增加散热器采暖、采用散热器+吊柜采暖及采用吊柜采暖三种优化方案。

通过对比三种方案的温度场模拟结果，可以发现采用散热器+吊柜采暖及吊柜采暖方案温度提升效果明显。进一步展开经济性分析，可以看出吊柜采暖方案总用电量较高，采用散热器+吊柜采暖经济性更优。

综上所述，在满足高大空间供暖需求的情况下，兼顾经济性的要求，本文推荐采用散热器+吊柜的供暖方式。