通風槽式地板下送風空調系統(tǒng)性能分析

朱宏輝,牛寶聯(lián),張忠斌

(南京師范大學能源與機械工程學院,江蘇 南京 210023)

隨著社會的發(fā)展和進步,人們在商業(yè)活動及日常生活中對商業(yè)機密和個人隱私的保護需求也在日益增加,在這種需求的刺激下誕生了一種可拆卸式的小型隔音會議室. 該會議室由預制好的標準化構件組成,可在原有建筑房間內根據(jù)需要臨時搭建和拆卸. 但因為隔音的特殊要求,不能采用開窗、安裝換氣扇等常規(guī)的通風方式[1],使得會議室相對密閉且人員密集. 同時,人員散發(fā)的熱量以及呼吸產(chǎn)生的代謝廢物,會嚴重影響室內的熱舒適性和空氣品質. 室內環(huán)境的好壞也影響著人員的工作效率,環(huán)境溫度過高或過低都會導致工作效率下降,其中環(huán)境較熱時下降幅度更大[2]. 因此,如何在滿足隔音等限制條件下優(yōu)化通風系統(tǒng),確保會議室內環(huán)境的舒適性以提高人員工作效率已成為研究的重點. 針對類似的問題,李安桂等[3]對將一種貼附式的氣流組織形式用于小微空間中的有效性進行了研究,劉志永等[4]基于乘客熱舒適性對空調列車氣流組織進行優(yōu)化設計使其能更好地滿足人員舒適性要求.

有研究表明,對于夏季室內空調采用地板下送上回的氣流組織形式有更好的熱舒適性和室內空氣品質[5]. 地板下送風作為一種下送上回式的送風方式,在人員密集[6]的場所使用有利于提高室內的熱舒適性和空氣品質,同時降低能耗. Li等[7]對不同回風高度的地板送風系統(tǒng)進行了研究,結論都表明降低回風口高度對降低能耗是有利的,同時室內熱舒適性沒有很大的變化,但對污染物濃度有較大的影響. 相比于常規(guī)的地板送風系統(tǒng),在小空間中送風的熱衰減[8]影響會降低,從而有更高的通風效率. 但在小空間中使用地板送風系統(tǒng),需要考慮風口離人員較近時可能帶來的“吹風”影響以及垂直溫差帶來的不適. Lin等[9]通過研究分析全尺寸室內空氣分布系統(tǒng)的熱環(huán)境特征發(fā)現(xiàn),室內垂直溫度受室內溫度場的影響很大. 在人員密集的小空間中室內溫度場較復雜,對地板送風系統(tǒng)的垂直溫度有較強影響,因此針對人員密集小空間通風的研究具有重要意義.

本文的研究對象為某小型隔音會議室,因其特殊用途,為保證隔音性能和結構強度,不能直接通風或采用靜壓層送風. 在滿足限制條件的前提下,本文設計了一種利用通風槽送風的地板下送風系統(tǒng). 該方式通過外置分配靜壓箱使風量均勻分配到各風道,因無靜壓層使送風動壓充分轉化為靜壓,氣流從地板風口送出后不會豎直向上吹向人體,避免了風口離人體較近時直吹造成的吹風感. 而后通過數(shù)值模擬方法分析了不同送回風結構對室內熱環(huán)境的影響,確定最合理的送回風結構模型. 在此基礎上考慮人員數(shù)量與送風溫度的不同組合工況對通風性能的影響,并結合實測進行驗證,為小空間地板送風系統(tǒng)的優(yōu)化設計提供參考.

1 研究方法

1.1 物理模型

以某隔音會議室為例,在模擬過程中忽略了風道內的消音隔聲結構,并對模型進行了適當簡化. 房間的外形尺寸為3 000 mm×2 000 mm×2 200 mm(長×寬×高),墻厚為60 mm且內部填充隔聲材料. 由于隔聲的要求對風道及風口大小都有嚴格限制,送風利用地板下的通風槽送風,通風槽斷面尺寸為130 mm×30 mm(寬×高);回風采用隱藏在墻內的雙回風通道回風,回風風道斷面尺寸為600 mm×20 mm;根據(jù)外部進風口與回風口的不同設置分為3種布置方式,如圖1所示. 出風口采用穿孔地板風口,尺寸為450 mm×120 mm,穿孔率為20%;回風口采用格柵風口布置在距地面1 800 mm處,尺寸為450 mm×120 mm;外部排風口為直徑160 mm的圓形風口,布置在距地面200 mm處. 由于人體幾何外形及生理熱調節(jié)的復雜性,且人體不同的部位具有不同的熱特性和熱調節(jié),使得身體不同部位的熱感覺和熱舒適指標不同,本文基于Nilsson[10]模型,經(jīng)簡化建立了接近人體實際形狀的矩形節(jié)段模型.

1.2 數(shù)學模型

為便于計算,對數(shù)學模型作如下假設:(1)會議室均在室內臨時使用且為空調房間,忽略太陽輻射熱和圍護結構傳熱;(2)忽略送回風通道中的消聲結構,將其簡化為同等截面的扁平風道,不考慮表面粗糙度對氣流的影響;(3)室內的空氣流動滿足Boussineq假設[11],即空氣的密度變化僅對動量方程中的浮生力項產(chǎn)生影響,其余項的密度均為常數(shù);(4)會議室內熱源只有人員和燈具;(5)房間密閉性能好,忽略漏氣的影響. 對于不可壓縮流體,其直角坐標系下的連續(xù)性方程為:

(1)

動量守恒方程為:

(2)

能量守恒方程為:

(3)

湍動能k方程為:

(4)

湍動能耗散率ε方程為:

(5)

1.3 網(wǎng)格劃分

本文采用結構化六面體網(wǎng)格劃分方法,最大網(wǎng)格尺寸不超過0.1 m,同時將外部進風口、排風口、地板送風口、回風口均進行局部加密. 進回風口同側、進回風口異側、進回風口斜對稱布置3種模型的網(wǎng)格數(shù)量分別為417 161、393 879、443 394. 利用Airpak建立相應模型并進行計算. 由于RNGk-ε模型相比標準k-ε模型具有更高的可信度和精度[12],故本文采用RNG湍流模型,并采用基于壓力的分離式求解器. 流場數(shù)值計算方法采用SIMPLE算法耦合速度場與壓力場,動量、能量、湍動能、耗散率的離散格式均設置為二階迎風格式,溫度的收斂準則設為10-6,其他參數(shù)的收斂準則設為10-3.

1.4 邊界條件

在本文的模擬研究中,先選取20 ℃作為送風溫度,4個外部進風口均定義為速度入口,通過外置的靜壓分配器實現(xiàn)等風量送風,外部排風口定義為壓力出口. 地板送風口與回風口邊界條件均設置為多孔階躍模型,設置一定的有效面積系數(shù)和阻力系數(shù). 燈具的散熱量為34 W/盞. 該會議室按最大使用人數(shù)為8人設計,人員散熱量為75 W/人[13].

1.5 實驗設備及測點布置

實驗器材:Testo425熱敏風速儀,帶有可伸縮手柄、熱敏風速探頭,可用于直接測量風速和溫度,同時還具備計算多點和時間段平均值的功能;安捷倫數(shù)據(jù)采集儀34972A并配合K型熱電偶,可實時記錄測點溫度數(shù)據(jù);AR854聲級計,探頭為電容傳感器,量程為30～130 dBA,精度為±1.5 dB,分辨率為0.1 dB,頻率計權為A權.

取房間寬度方向Y=0.2 m及Y=1.7 m兩個面為測試截面,兩個測試截面的監(jiān)測點位布置相同,如圖2所示,每個測試截面上共16個監(jiān)測點,測點分布距離地面的高度分別為0.1 m、0.5 m、1.1 m、1.7 m. 實驗開始時,人員進入室內按照一側4人就坐,通過測點記錄人體所在區(qū)域周圍的溫度場和速度場分布情況. 此外,在會議室內設置聲源,利用聲級計在會議室外測試隔音效果.

2 數(shù)值計算及結果分析

2.1 不同回風結構分析

將由Airpak計算所得的數(shù)據(jù)導入后處理軟件Tecplot中進行圖像處理,得到各隔音會議室氣流組織模型內部的溫度場和速度場. 如圖3所示,以送回風口同側模型為例,選取Y=0.35 m和X=0.4 m兩個截面作為展示截面,受送風形式影響Y=0.35 m處為最不利一側,當該側人員舒適性能得到滿足,房間內的整體舒適性都能得到滿足.X=0.4 m處的截面是人員與回風通道所處的側視截面,從該截面可以看到兩側人員周圍的溫度分布情況以及氣流流向. 圖4～6是3種模型在Y軸和X軸方向人員所在截面(Y=0.35 m和X=0.4 m)的溫度與速度分布情況. 由模擬結果可知,3種結構模型在相同送風條件下,室內的整體環(huán)境溫度均在25 ℃左右. 由于采用下送風方式,在房間的下部會形成溫度較低的“空氣湖”,氣流受熱源影響上升,特別是在Y=0.35 m處的溫度云圖可明顯看到人體周圍形成的熱羽流. 由于送風風道的尺寸較小無法起到靜壓箱作用,送風氣流的動壓不能充分轉化為靜壓. 因此,氣流從地板送風口出流之后仍會保持一定的原有送風方向分速度,從而導致圖中所示房間左側溫度要明顯低于右側,避免了因風口離人體較近且氣流直吹而造成的“吹風感”. 由此可知,小型會議室因其結構特點原因,與大型空間的送風明顯有一定的差異. 采用非靜壓箱地板送風可適度調整送風方向,明顯提升人體舒適度.

對比3種模型的室內溫度場,從X=0.4 m處的截面可以發(fā)現(xiàn),因送風氣流流向的原因使得房間左側人員周圍的環(huán)境溫度較低一些,而右側人員周圍的環(huán)境溫度略高. 在送回風口同側模型中,房間底部與左側人員處的溫度相比于其他兩種模型要低一些,但在右側人員處可以明顯看到,297 K的等溫線與回風口異側模型的分布情況類似,都在接近房間底部的位置. 且在同側模型中,雖然房間底部的溫度較低,但在人員以及房間上部區(qū)域有出現(xiàn)高于302 K的區(qū)域. 從X=0.4 m處截面分析其原因,主要是由于右側原本就是送風條件不利的一側,將回風口設在此處使得熱氣在該側上部聚集,同時因回風通道截面較小排風不及時,使得右側人員所處的熱環(huán)境更加惡化. 相比之下,異側布置時室內的溫度場更舒適,從圖5可以看到,兩側人員處溫度分布相比其他模型更均勻,且未出現(xiàn)局部熱點. 在斜對稱模型中,人體頭部以上區(qū)域出現(xiàn)高于302K的情況,但該范圍相較于同側模型要小得多. 從各模型的速度場分布來看,地板出風口處的風速較大,但氣流送出風口后速度會迅速衰減,在到達人員工作區(qū)周圍時風速均在0.3 m/s以下,符合舒適性要求. 在同側模型中,從X=0.4 m的截面可以看到,左側人員受送風影響較大,腿部區(qū)域的氣流速度較大,但軀干及頭部以上區(qū)域氣流速度很小;右側人員處僅在靠近回風口的地方有明顯的氣流流動,但回風口對室內氣流的影響范圍較小,且回風通道尺寸較小排風不及時,使得人員頭部以上區(qū)域會熱量積聚,出現(xiàn)溫度較高的區(qū)域從而影響熱舒適性. 在異側模型中,兩側人員處都有明顯的上升氣流,冷空氣在房間底部形成空氣湖后,受人體熱量作用形成熱羽流上升,然后經(jīng)回風口排出. 但在斜對稱模型中,因兩個回風口布置在不同方向,使得室內氣流流向更加復雜,從圖6可看到僅一側人員處有明顯的上升之流,排熱效果不如異側模型. 因此,相比于其他兩種模型,異側模型中人體周圍溫度較低,未出現(xiàn)溫度較高的區(qū)域,且房間兩側的溫度分布最均勻. 而斜對稱模型介于以上兩種模型之間,優(yōu)于同側模型,但比之異側模型有所不足. 綜上所述,針對通風槽式的地板送風系統(tǒng),采用送回風風口異側布置模型更有利于室內熱環(huán)境的優(yōu)化.

2.2 不同送風工況分析

空調送風量可由下式確定[14]:

(6)

式中,Ls為空調送風量,m3/h;Q為室內的顯熱冷負荷,W;Δt為送風溫差,℃. 由于室內的設計溫度確定為26 ℃,故影響送風量的因素只有顯熱冷負荷與送風溫度. 在本研究中室內熱源只有人員(QP)和照明(Ql),因此不同熱源在人員活動區(qū)產(chǎn)生的冷負荷可由下式給出[15]:

Q=αPQP+αlQl,

(7)

式中,αP、αl分別為人員和照明的冷負荷減小系數(shù),取0.8和0.7.

針對影響室內冷負荷的兩大因素,人員數(shù)量以2人為變化步長,送風溫度以2 ℃為變化步長,相互組合形成15個送風工況,如表1所示. 基于送回風口異側模型對這15種工況進行模擬,并對人員數(shù)量、送風溫度、風量、0.1 m與1.1 m處平均垂直溫差、呼吸區(qū)平均空氣齡和工作區(qū)(1.1 m處)通風效率進行統(tǒng)計分析,并利用Airpak軟件在室內平均選取200個狀態(tài)點,分析其有效溫度差是否在-1.7～1.1 ℃之間,從而得到空氣擴散性能指標(ADPI).

表1所示為各工況的統(tǒng)計數(shù)據(jù). 隨著人員數(shù)量的增加,室內熱負荷也相應增加,為了維持室內熱環(huán)境的舒適性,在送風溫度不變的情況需增大風量. 在人員相同的情況下,送風溫度的提升會使得送風風量增加,但送風量的增加會令0.1 m與1.1 m處的平均垂直溫差相應減小,房間整體溫度更均勻,舒適性更好. 從總體情況來看,各工況下0.1 m與1.1 m處的平均垂直溫差均不超過3 ℃,大部分工況都在1.5 ℃左右,少數(shù)情況能達到1 ℃以下,說明在該送風方式下不會產(chǎn)生較大的垂直溫差,符合地板送風的舒適性要求. 此外,送風量的增加會使房間換氣次數(shù)增多,空氣齡減小,有利于提高房間內的空氣品質. 但送風量過大會造成能耗的增加,同時會產(chǎn)生強烈的吹風感影響人體舒適性體驗,且因排風通道的限制當風量達到一定量時很難及時排出,使得室內正壓升高影響送風及人體舒適性體驗. ADPI作為舒適性空調的一個重要評價條件,可以判別一個空調系統(tǒng)能否滿足舒適性要求. 表1中顯示了ADPI指標基本與通風效率保持相同的趨勢且大部分都能保持在70%以上,雖略低于舒適性空調的要求,但作為一個人員密集的小空間且人員停留時間較短,對舒適性的要求可以適當降低. 因此,在人員較少時采用小溫差大風量效率更高,人員較多時采用大溫差送風更能滿足舒適性要求.

表1 不同工況下的通風性能統(tǒng)計Table 1 Statistical table of ventilation performance under different working conditions

2.3 模擬與實測結果對比

根據(jù)我國的測量行業(yè)標準JJF1059—2012[16],測量不確定度是根據(jù)所用到的信息來表征賦予被測量值分散性的一個非負參數(shù),用來評價測量結果質量,綜合了所有誤差因素對測量結果的影響. 隨著不確定度分析理論的不斷發(fā)展,可將不確定度分A類隨機不確定度和B類系統(tǒng)不確定度. 合成不確定度可由下式求出:

(8)

式中,ΔX為合成不確定度,即所求的最終不確定度;ΔXA為隨機不確定度;ΔXB為系統(tǒng)不確定度,通常取ΔXB=ΔX儀.

本文以工況11和13作為典型工況,取Y=0.2 m截面為實測面,將實測所得數(shù)據(jù)根據(jù)式(8)計算得出,工況11溫度和風速的不確定度分別為:ΔXT1=0.143,ΔXV1=0.037;工況13溫度和風速的不確定度分別為:ΔXT2=0.108,ΔXV2=0.034.

圖7所示為模擬與實測的對比結果,可以看出,室內的溫度場在高度方向上有一定的垂直溫差. 當大溫差送風時,工況11送風量較少,在垂直方向上最大有1.5 ℃的溫差,此時冷量雖滿足負荷要求,但風量不足使得房間局部溫度偏低而整體溫度較高,同時新風量的不足也會導致室內污染物濃度升高,空氣品質下降. 相比之下,工況13減小溫差增大風量,使得室內整體溫度降低且垂直溫差較小,更好地稀釋室內的污染物使人員呼吸到更新鮮的空氣. 此外,兩種工況下各測點高度的風速均未超過0.3 m/s,能滿足舒適性要求. 工況11溫度模擬值與實測值的最大誤差為1.7%,速度模擬值與實測值的最大誤差為33.3%;工況13溫度模擬值與實測值的最大誤差為1.5%,速度模擬值與實測值的最大誤差為38.4%. 由于實際風速較小,相對偏差并不大,因此結果均在可接受范圍,故本文的模擬結果與實際相符合,模擬結果對實際工程具有參考價值. 同時對會議室的隔音性能進行檢測,結果顯示采用本結構的隔音會議室隔音量能達到35 dB以上,按照正常人語音在40～60 dB之間,而人耳能聽清語音需要在25 dB以上,所以能滿足隔音的要求.

3 結論

本文以小型隔音會議室為研究對象,在滿足限制條件的基礎上設計了一種通風槽式地板下送風系統(tǒng),并通過數(shù)值模擬與實驗驗證相結合的方法對其送回風結構及多種送風工況進行了分析,并得出以下結論:

(1)通過對比3種送回風結構模型發(fā)現(xiàn),采用通風槽式的地板下送風形式,選擇送回風風口異側布置結構,有利于改善氣流組織,兩側人員的舒適性更好;

(2)當室內人員較少時,采用小溫差的送風形式通風效率高、空氣齡小,有利于提高室內空氣品質. 當室內人員較多時,采用大溫差的送風方式更節(jié)能,舒適性更好,但考慮到空氣品質,送風溫度不宜低于18 ℃,否則易造成垂直溫差過大、室內新風量不足從而導致空氣品質下降等問題;

(3)采用本通風結構及送風工況確定方法時,各工況下最小垂直溫差為0.53 ℃,最大為2.45 ℃;通風效率最低為83.60%,最高為97.65%;ADPI最小值為67.60%,最大值為80.26%;說明在不同工況時,對送風參數(shù)進行適當調整,就能滿足人員短時間停留的舒適性要求.