刘乃玲井博凯范明昭

(1.山东建筑大学热能工程学院，山东 济南 250101；2.青岛腾远设计事务所有限公司，山东 青岛 266061)

0 引言

近年来，为了应对“能源危机”，在建筑上采取了一系列措施以达到节能目的，如增加房间的密闭性、减少送入房间的新风量。 这些措施虽然在降低能源的消耗上具有积极意义，但却会诱发“病态建筑综合征”(Sick Building Syndrome， SBS)[1-2]，严重影响长期处在封闭建筑内办公人群的健康、舒适度以及工作效率。 室内空气环境质量是决定居住者健康、舒适的重要因素，而采取最恰当的气流组织形式，实现优质高效运行，是室内空气环境营造最重要的内容[1]。

高大空间由于负荷特性特殊、功能复杂等特点，在室内热舒适性的营造上较一般的空调工程复杂，不同的空调形式及气流组织所营造的室内热舒适性存在着较大差异，同时若采用不合理的空调系统也会产生经济性较差等问题。 金盛植等[3]针对上海某大空间建筑，运用EnergyPlus 模拟软件，比较了两种不同送风方式下的空调系统的全年能耗，结果显示整个夏季采用柱状下送风的空调系统能耗较喷口上侧送风节能20.2%，整个冬季柱状下送风较喷口上侧送风节能66.2%，全年柱状下送风较喷口送风节能27.3%。 因此，高大空间建筑空调系统能否达到较好的舒适效果和节能目的，很大程度上取决于空调形式及其气流组织设计是否合理。 目前，大空间建筑室内热环境和气流组织的研究主要针对喷口送风的气流组织形式，而对其他气流组织形式的研究较少[4-7]。 XU 等[5]提出了格布哈特块(Block-Gebhart ，B-G)模型来预测采用喷嘴送风的分层空调系统的对流换热负荷，并且实验验证了B-G 模型计算的对流换热载荷的理论解，表明B-G 模型在计算大空间分层空调系统对流换热负荷时的可行性和准确性。 王海东等[8]采用计算流体力学(Computational Fluid Dynamics， CFD)模拟和缩尺模型实验，研究了大空间建筑喷口侧送风分层空调的竖直空气温度分布和负荷特性。 杨昕琦等[9]结合实验和CFD 模拟方法，研究了采用柱状下送风系统和侧壁喷口送风系统时区域间对流转移热量和区域间温差换热系数的计算方法，讨论了两种系统区域间换热情况。 CAI 等[10]提出了大空间建筑喷口送风系统下室内空气垂直温度和内壁温度的模型，并且对喷口高度、送风量、室外综合温度等参数的分析，获得了室内空气垂直和水平温度场分布特性[11]。 但由于喷口位置远高于人员区，射流下方的诱导卷吸气流无法到达人员区，因此回风口需布置在送风口同侧使观众处于喷口下部回流区。 此外，由于送风温差大、射程远，冷空气下降和热空气上升的现象十分明显[12]，并且导致系统能耗高、经济性较差等问题，但若采用普通风机盘管进行送风，又会产生风压不足的情况。

针对上述问题，文章引入一种高大空间专用的新型风机盘管空调系统，采用数值模拟的方法与传统的喷口送风形式对比，以研究该种新型风机盘管空调系统的性能，为设计人员在设计高大空间空调系统方案提供理论支撑和参考借鉴。

1 数学模型

文章采用的数学模型为标准k -ε模型[13]。k -ε模型引入了湍流动能k和湍流耗散率ε的输运方程式，通过k和ε表征湍流黏度μt完成雷诺时均模拟，是典型的涡流黏度模型[14-15]。

其基本控制方程由式(1)表示为

当φ ＝1、Γ ＝0、S ＝0 时，式(1)为质量守恒方程；当φ为分速度ui、Γ 为速度u、时(p为压强，Pa；Si为动量守恒的广义源项)，式(1)为动量守恒方程；当φ为温度T、 Γ 为扩散系数k/c、S ＝ST时(c为比热容，kJ/ (kg·℃)；ST为能量守恒的广义源项)，式(1)为能量守恒方程。

湍流动能方程(k方程)由式(2)表示为

式中σk为常数，常取1；η为动力黏性系数；ηt为涡黏性系数。

湍流能量耗散率方程(ε方程)由式(3)表示为

式中c1、c2为由实验测得的系数，分别取1.44 和1.92；σε为常数，取1.3。

在标准k - ε模型中[16]，k表示湍流耗散速度的特征尺度，ε反映长度的特征尺度，利用二者之间的函数关系来反映湍流黏度，并应用Boussinesq 假定[17]做出以下假设:(1) 室内空气为不可压缩流体且对辐射为透明体；(2) 室内空气的流动状态为稳态紊流。

2 物理模型及模拟设置

2.1 物理模型

2.1.1 新型风机盘管工作原理

新型风机盘管为空调系统的末端装置，而此空调系统属于半集中式空调系统，常搭配新风系统使用。 其工作原理类似于风机盘管系统，借助此末端装置不断地循环室内空气，使之通过内流冷、热水的热交换器而被冷却或加热，以保持房间要求的温度。新型风机盘管外接水管，而热交换器使用的冷水或热水由集中冷源和热源供应；出风口一般为旋流风口，可将通过热交换器的冷、热空气由上而下均匀的分布到空间各处，消除室内不良温度层。 新型风机盘管配备的轴流风机实现空气远程射流，夏季供冷时可将高大空间内聚集在屋顶的热量消除(冬季供暖时可将这部分热量重新循环利用送至地面)。 送风模式为强制对流模式，可使高大空间内部气流分布均匀。 该装置一般适用于5 ～30 m 的建筑场所，实际安装图如图1 所示。

图1 新型风机盘管实际安装图

2.1.2 物理模型设置

以重庆市某高校综合楼的某展厅作为研究对象，展厅长(L)为30 m，宽(B)为24 m，高(H)为6 m，属于典型高大空间。 展厅的物理模型如图2(a)所示，西墙及北墙西侧16 m 的范围内为内墙，为简化模型，将此处的内门、内窗统一视为内墙。 展厅北墙的东侧8 m 范围内有一面积为16 m2的窗户，将其简化为2 m×8 m 的矩形窗。 展厅南墙最西侧2 m 范围内为玻璃幕墙，此外南墙剩余部分为外墙。 展厅东墙分布着总面积为60 m2的若干个窗户，将其简化为2 m×30 m 的矩形窗均匀分布在东墙上。 展厅人员密度为0.27 人/m2，人员活动强度为极轻，设备密度为5 人/m2，屋内共设置20 个400 W照明灯管。 该房间的室内设计参数有:干球温度为26 ℃，相对湿度为55%。 重庆市夏季室外计算参数有:干球温度为35 ℃，相对湿度为59%。

图2 三维物理模型示意图

新型风机盘管系统采用旋流风口上送下回。 在展厅顶部共设置15 个配有直径为0.2 m 的旋流风口的新型风机盘管。 回风口为两个设置在西墙底部的1.5 m×1.0 m 的矩形回风口，模型如图2(b)所示。 其中，由于该房间的东外墙与南外墙的窗户面积较小且密封性较好，此外该房间也没有与外界直接接触的外门，故在模拟中忽略门窗渗透风。

传统喷口送风为西侧墙侧送下回(侧送下回的送风方式在工作区域的舒适性更高[18])。 为了保证两种送风方式在风速相同的情况下送风量一致，就要使两种送风方式的送风口总面积相同，经计算，需在西侧墙5.5 m 处设置8 个直径为0.274 m的球形喷口进行贴附射流，回风口为两个设置在西墙底部的1.5 m×1.0 m 的矩形回风口，模型如图2(c)所示。 其中，喷口送风可满足室内正压，故在模拟中忽略门窗渗透风。

2.2 模拟设置

2.2.1 边界条件设置

文章主要分析两种送风方式在相同风速下的性能差异。 为了保证模拟的可靠性，根据空调设计[19-20]结果模拟后，选出6 种有代表性工况进行分析，具体工况见表1。 设置室内初始环境温度为30 ℃、辐射温度为32 ℃，其他边界条件见表2。

表1 不同工况条件对比表

表2 边界条件设置

为简化模型，将人员和设备散热设置为第二类边界条件并均匀分布在地板上，热流密度设置为7.62 W/m2。

2.2.2 网格划分及网格无关性检验

网格划分的数量及质量将直接影响到模拟的真实性和可靠性。 网格数量过少、质量过低可能会使模拟结果偏离实际；而网格数量过多、质量过高则会在成倍地增加模拟时间，但并不能很好地改善模拟结果[21]。

在模拟前，对4 种网格数量在工况3 的条件下进行了网格无关性检验[22]。 由于所选取的人员身高为1.7 m，当人员处于站立并进行轻度劳动时，口鼻的高度大约为1.5 m，所以选取距离地面高度为1.5 m的截面为工作面。 当模拟结果达到稳定值后，此工作面中心位置的温度和风速结果见表3。 可以看出，当网格数量低于30 万时，模拟结果均与网格数较多时的结果存在极大差异；而当网格数量超过约30 万时，再增加网格数量，模拟结果变化差异较小并趋于稳定。

表3 网格无关性检验结果(工况3)

模拟达到稳态值后，在高度为1.5 m 的工作面上找到南墙和北墙的一条对称轴，取值点即为这条对称轴上跨度为0.5 m 的一系列点，不同网格数量下温度的分布情况如图3 所示。 可以看出，温度分布的模拟情况很依赖于网格的数量。 在网格数量达到约30 万时，模拟结果差异不大，即此时增加网格的数量对结果的影响并不大。 综合考虑时间成本与模拟的可靠性，可以认为网格数量为332 640(工况3)已满足网格数量的无关性要求。 在工况3 的条件下网格划分结果如图4 所示。 同理可得，工况1、3、5 的网格数为332 640，工况2、4、6 的网格数为526 144。

图3 不同网格数下的温度分布(工况3)

图4 网格划分结果(工况3)

3 建筑环境评价指标

3.1 PMV-PPD 指标

预测平均投票数(Predicted Mean Vote，PMV)代表了大多数人对热环境的平均投票值[23-24]，由冷到热有7 个层次(-3 ～＋3)的感觉。 当PMV 为0 时，意味着室内热环境是最佳的热舒适状态。 然而，不同人之间存在着生理上的差异，PMV 指标可能代表不了所有人的感觉。 由此引入与此相关的预测不满意百分比(Predicted Percentage Dispsatisfied， PPD)，表示人们对热环境的不满程度的百分比。 PMVPPD 热舒适模型是最早的人体温度调节数学模型。在国际热舒适标准中，PMV 指标推荐值为-0.5 ～＋0.5，即某环境中90%的人觉得处于热中性环境中，则该环境为热舒适环境[24]，此时的PPD 值为10%。

3.2 空气龄

空气龄是指新鲜空气进入房间后存在的时间。当污染源在室内均匀分布且空气为新鲜空气时，某一点的空气龄越小，该点的污染物浓度越低，空气质量越好。 空气龄的平均值越小，清除污染物的能力就越强。 空气龄已广泛用作衡量空调房间空气新鲜程度和通风能力的重要指标。 为了全面评估整个通风系统的效果，包括回风、混合空气和管道中的空气流动过程，有学者提出了全程空气龄的概念，即微团空气从通风系统入口开始所花费的时间[25-26]。 将房间入口处作为起点，得到的空气龄称为房间空气龄[1]。 文章所使用的空气龄为房间空气龄。

4 结果分析

4.1 室内温度分析

不同工况下室内温度分布如图5 所示。 从工况1 的模拟结果中可以发现，当风速为2.73 m/s 时，存在温度较低(约26 ℃)的圆形区域，这是因为新型风机盘管系统采用旋流风口向下垂直送风，使得旋流风口下方的小部分区域内温度低于周围温度。 其他区域内温度均约为27 ℃，高于设计温度，且温度分布不均匀，所以2.73 m/s 的风速无法满足此房间热舒适性需求。 从工况2 的模拟结果中可以发现，同为2.73 m/s 的出口风速，与该种新型风机盘管相比，传统喷口送风室内热环境的营造效果稍差，室内平均温度过高且分布更不均匀。

图5 不同工况夏模拟的温度分布图

在出口风速相同的条件下，新型风机盘管的室内温度分布是优于传统喷口送风的，而且在送风方式一定的情况下，风速越高，环境的平均温度就越低。 这是因为送风温度一定时，风速越高，单位时间内向房间内输送的冷量就越多，这就导致了房间平均温度的下降。 新型风机盘管送风在工况3(送风风速为3.73 m/s)时的室内温度分布较为理想，但传统喷口送风在工况6(送风风速为4.73 m/s)时的室内温度分布才达到较为理想的状态，而增加风速不但增加了冷量，而且增加了风阻，这将导致系统能耗显著提升。 所以采用新型风机盘管达到理想的室内温度分布所需的出口风速更低，其经济性更好。 但在工况5 的模拟结果中可以发现，如果出口风速过高，将在此类型风机盘管的下部位置产生一个圆形的低温区，温度明显低于周围环境。

4.2 室内空气龄分析

不同工况下模拟的空气龄分布如图6 所示。 工况3 的模拟结果如图6(c)所示，可以发现部分圆形区域内的空气龄约为400 s，其他大部分区域的空气龄都约为550 s 且分布较为均匀。 平均空气龄较为均匀地分布在500 s，相当于换气次数7.2 次/h，符合设计和人员对新鲜空气的要求。

工况4 的模拟结果如图6(d)所示，可以看出其空气龄分布不均匀，回风口附近空气龄较小，其值约在300 s。 而靠近外墙、外窗处的空气龄却较大，在550 s(部分区域甚至达600 s 以上)，平均空气龄约在500 s 以上，虽然也能基本满足设计和人员的需求，但分布不均匀，与工况3 相比，空气龄分布均匀性较差。

通过对比各工况可以发现，在出口风速相同的条件下，两种送风方式的空气龄相差不大，这是因为换气次数主要与送风量有关，在风速与送风口面积相同的条件下，平均换气次数也近似相同。 并且在送风方式一定的条件下，出口风速越大，送风量越大，空气龄越小，空气越新鲜。 但在出口风速相同的条件下，新型风机盘管送风的空气龄分布要好于传统喷口送风，并且风速越低，传统喷口送风的空气龄分布不均匀的现象越明显。 若要营造分布较为均匀的空气龄就势必要增大送风风速，这就增大了能耗，较新型风机盘管其经济性较差。

4.3 室内PMV-PPD 指标分析

不同工况下模拟的PMV-PPD 分布如图7 所示。 当工况3 的出口风速为3.73 m/s 时，除外窗附近小部分区域内的PMV 值接近1.0，其余区域内PMV 值在-0.5～＋0.5 范围内且分布均匀，即此时室内热感觉为适中，是较为理想的热舒适状态。 工况4 的PMV 模拟结果中，当送风形式为喷口送风时且出口风速为3.73 m/s 时，靠近外窗的小部分区域内PMV 值达到了2.0 以上，剩余区域内的PMV 值也较大，在0 ～＋1.5 之间且分布极不均匀，热感觉为暖，并且此时工况3 的平均PMV 值为0.3，而工况4 的平均PMV 值为0.7，即传统喷口送风的平均PMV 较新型风机盘管所营造的高了0.4，室内人员在夏季可能会较热，无法满足人体对热舒适性的要求。

图7 不同工况下模拟PMV-PPD 分布图

工况3 下的PPD 值靠近窗的小部分区域内在7.5%以上，其他区域则稳定在2.5%～6.0%的范围内且均匀分布，说明人们对热环境的不满度仅占2.5%～6.0%，可以很好的满足了大部分室内人员对热舒适性的要求。 而工况4 中靠近窗的部分区域内PPD 值达到20%以上，说明在这个位置人们对热舒适的不满意度达到20%以上。 房间中大部分区域内的PPD 值是要明显的高于采用新型风机盘管中的情况，即工况4 相对于工况3 来说，对热环境不满意的人员更多，热舒适度不及工况3，只有靠近回风口的位置人们对热舒适的不满意度达到7.5%以下，并且此时工况3 的平均PPD 值为4.6%，而工况4 的平均PPD值为15.6%，即传统喷口送风的平均PPD 较新型风机盘管所营造的高了11.0%，热舒适性较差。

分别对比工况1 与2、工况3 与4、工况5 与6的模拟结果，可以发现在出口风速相同的条件下，无论是PMV 值还是PPD 值，新型风机盘管都是优于传统喷口送风的，并且在送风方式一定的条件下，出口风速越大，PMV 和PPD 值就越理想，分布就越均匀。 在模拟的6 种工况中，新型风机盘管的PMVPPD 值在工况3(出口风速为3.73 m/s)时无论是大小和分布都达到最佳状态，但是传统喷口送风的PMV-PPD 值则在工况6(出口风速为4.73 m/s)达才到最佳状态。 这就说明如果采用新型风机盘管达到理想的PMV-PPD 值将比传统喷口送风达到相同的效果所需的出口风速更低，由于送风温度一定，出口风速低就导致单位时间内向屋内输送的冷量更少，用较少的冷量来营造较好的气流组织，经济性较好。 但是，在工况5 的模拟结果中可以发现，若出口风速过高将在新型风机盘管的下部位置产生一个圆形低温区，这些区域内的PMV 值在-2 以下，会使人员感到寒冷。 此外这些区域内的PPD 值也达到20%以上，说明该区域不满意的人数达到20%以上。

5 结论

文章以重庆某大学综合楼的备用展厅为研究对象，引入了新型风机盘管空调系统，采用数值模拟的手段与传统的喷口送风形式对比，分析了两种送风方式的温度场、空气龄以及PMV-PPD 值，得到主要结论如下:

(1) 在两种送风方式出口风速都在3.73 m/s的情况下，新型风机盘管条件下的空气龄均约为500 s 且分布均匀，而传统喷口送风条件下部分区域的空气龄达到了550 s 以上且分布极不均匀；传统喷口送风条件下的平均PMV 和平均PPD 较新型风机盘管条件下分别高了0.4 和11.0%。 故在相同出口风速下，该种新型风机盘管的气流组织是明显优于传统喷口送风的。

(2) 提高喷口送风的出口风速可以优化送风的气流组织，但这将导致系统的冷量与风阻同时增大，故室内在达到相同热环境时，新型风机盘管送风的经济性优于传统喷口。

(3) 如果新型风机盘管出口风速过高，则在风口垂直向下的区域内会产生一块热舒适性较差的低温区，因此在设计该新型风机盘管的出口风速时应考虑此因素。