通風供冷墻體隔熱降溫性能的數值模擬

楊歷全 劉澤華 蔣新波 李鵬飛 魯婧

南華大學土木工程學院

2016 年，采暖、通風等民生能耗占建筑總能耗的40%～80%[1]。相對于普通民用建筑，工業(yè)廠房內生產過程中會向廠房工作區(qū)散發(fā)大量熱量，在如此大規(guī)模的工業(yè)建筑熱車間中，需要通過通風空調系統將如此之多的余（廢）熱排除帶走，因而耗費大量的能源[2-3]。對于余熱的隔離，空氣夾層擁有較好的隔熱效果，相比于傳統墻體，在夏季采用空調制冷時，可以實現38%～60%的節(jié)能[4]。但是當設備長時間運行時，由于產生的余熱不能被快速有效的帶走，熱量不斷通過空氣夾層在車間聚集，造成工人的熱舒適性降低。對于余熱的回收，輻射冷卻系統通過毛細管內低溫水與外部高溫空氣進行熱交換后將熱量帶走。但由于輻射換熱動態(tài)響應慢、耗時時間長，這些缺點直接影響其在工程上的推廣。本文充分考慮了兩者優(yōu)缺點，將流通的空氣夾層與輻射冷卻系統結合，設計出一種通風供冷墻體，并采用Fluent 軟件對通風供冷墻體的隔熱降溫性能進行了模擬分析。

1 通風供冷墻體物理模型及傳熱性能分析

1.1 物理模型

本文研究的通風供冷墻體用于高溫熱源的降溫隔熱，可根據熱源的發(fā)熱功率來調節(jié)墻體送風速度和供水參數，保證墻體供冷量和隔熱效果。墻體物理模型幾何尺寸如表1 所示。

表1 墻體物理模型幾何尺寸

如圖1 所示，該新型墻體主要由三部分組成：紫銅輻射板內墻，中間空氣間層和聚氨酯保溫外墻。通風供冷墻體傳熱過程主要包括以下3 個方面的換熱情況：1）毛細管中水流與管壁之間的對流換熱、毛細管管壁與通風氣流之間對流換熱、空腔兩側內壁與通風氣流之間對流換熱。2）毛細管與毛細管基座之間的導熱、紫銅板內墻與基座之間的導熱、內外墻體內部的導熱。3）空腔兩側壁面之間的輻射換熱、毛細管管壁與空腔兩側內壁及通風氣流之間的輻射換熱。

圖1 通風供冷墻體物理模型示意圖

1.2 數學傳熱模型

毛細管壁與腔體內流動空氣之間的換熱屬于強迫對流換熱滿足牛頓冷卻定律，對流換熱計算式：

式中：hd為對流換熱系數；A為對流換熱面積，ΔTm為對數平均換熱溫差。

墻體內部的傳熱規(guī)律滿足傅里葉導熱規(guī)律，熱傳導方程：

式中：T為溫度；τ為時刻；λ為導熱系數。

輻射換熱計算式：

式中：ε環(huán)境間的系統發(fā)射率；cb為黑體輻射常數；T為熱力學溫度。

2 網格劃分與數值方法及邊界條件

2.1 網格劃分

網格的質量直接影響著模擬結果的精準度，在對墻體進行網格劃分時，由于毛細管內部水的流速以及溫度場變化較為明顯，因此對毛細管的網格劃分進行加密處理，提高計算的準確度。而墻體溫度場變化較小，為了減少網格劃分數量，節(jié)省計算時間，所以其網格劃分較為稀疏。

2.2 數值方法

壓力-速度的耦合方式采用coupled 算法，壓力方程離散采用標準格式，動量、能量、湍流方程等選用二階迎風格式。根據雷諾數的計算結果可知管內流動為湍流，采用湍流模型采用對黏性底層可求解的低Re數法k-ε模型，輻射計算采用DO 模型，判斷收斂的標準為X，Y，Z 方向的速度殘差達到10-4，連續(xù)性殘差和能量殘差達到10-6。

2.3 邊界條件

如表2 所示，進口邊界條件為速度入口，包括供水進口和送風入口。墻體側面和上下表面為絕熱邊界；進出風口作為黑體?？紤]到輻射影響位于模型計算區(qū)域外（環(huán)境），故定義墻體外表面使用混合熱邊界條件。由于該模型用于對高溫熱源的隔熱降溫，因此需考慮高溫熱源對墻體內表面的影響，故定義內表面為熱流密度作為其邊界條件[5]，熱流密度設為350 W/m2。

表2 邊界條件

3 模擬結果分析

3.1 不同供水參數對墻體性能影響

如圖2 和3 分別顯示了供水流速0.1 m/s，送風流速0.8 m/s，供水溫度從20 ℃升高至28 ℃時墻外側表面溫度場和墻體單位面積總供冷量、外墻單位面積散熱量的變化情況。

圖2 不同供水溫度下對墻外側溫度的影響

由圖2 可以看出供水溫度28 ℃時比供水溫度20 ℃的墻外側平均溫度提高了0.80 ℃，最高溫度提高了0.56 ℃。由圖3 可以看出墻外側的散熱量增加了0.37 W/m2，提高了11.82%，墻體單位面積供冷量降低了155.51 W/m2，降低了25.35%。這是由于在送風流量和供水流量一定時，供水溫度的不斷提高，毛細管壁內外換熱溫差不斷減小，換熱效果降低。

圖3 不同供水溫度下對墻體換熱性能的影響

模擬工況為：供水溫度20 ℃，送風風速0.8 m/s，供水流速從0.12 m/s 提高到0.36 m/s，供水間隔0.06 m/s。由圖4 可以看出供水流速0.36 m/s 比0.12 m/s 時墻外側平均溫度僅僅降低了0.06 ℃，墻外側最高溫度降低了0.05 ℃。由圖5 可知墻體單位面積供冷量增加了8.68 W/m2，僅僅提高了1.43%。和供水溫度相比，供水流量變化對該墻體性能影響相對較小。

圖4 不同供水流速下對墻外側溫度的影響

圖5 不同供水流速下對墻體換熱性能的影響

3.2 不同送風速度和外部環(huán)境溫度對墻體性能影響

采用貫流風機將外部空氣由送風口送入墻體，經過與空腔兩側的內壁和毛細管壁的充分換熱后由下部排風口排出進入密閉罩內。如圖6 所示，在供冷方面，送風速度變化對墻體單位面積供冷量的影響較大，其它因素不變，送風速度2.4 m/s 比0.8 m/s 時的墻體單位面積供冷量增加128.46 W/m2，提高了21.1%。如圖7 可知，在隔熱方面，當送風速度提高到2.4 m/s 時，墻外側平均溫度降低了4.15 ℃，由墻內側向墻外側的單位面積散熱量降低了62.62%。因此，送風速度對墻體供冷性能和隔熱性能的影響都較為顯著，可通過調節(jié)風速大小明顯改善墻體的性能效果。

圖6 不同送風速度下對墻體換熱性能的影響

圖7 不同送風速度下對墻外側溫度的影響

如圖8 可知，在供冷方面，外部環(huán)境溫度變化對墻體單位面積供冷量的影響較大，當其它因素不變，外部環(huán)境溫度35 ℃比29 ℃時的墻體單位面積供冷量增加156.96 W/m2，提高了31.7%。如圖9 可知，在隔熱方面，外部環(huán)境溫度提高到35 ℃時，墻外側平均溫度提高了了7.47 ℃，由墻內側向墻外側的單位面積散熱量降低了7.29%。因此，外部環(huán)境溫度變化對墻體外側的溫度和單位面積供冷量的變化影響較為顯著，對墻外側單位面積散熱量的影響相對較小。

圖8 不同環(huán)境溫度下對墻體換熱性能的影響

圖9 不同環(huán)境溫度下對墻外側溫度的影響

3.3 不同空腔厚度對墻體性能影響

如圖10 和11 分別顯示了不同通風厚度從55 mm 升高至75 mm 時墻外側表面溫度場和墻單位面積總供冷量、外墻單位面積散熱量的變化情況。

圖10 不同空腔厚度下對墻外側溫度的影響

圖11 不同空腔厚度下對墻體換熱性能的影響

隨著空腔厚度的增加，墻外側的溫度不斷升高，向外部環(huán)境的散熱量不斷增加。腔體厚度每增加20 mm 墻外側的溫度平均增加1.5 ℃，墻體單位面積供冷量隨著腔體厚度增加出現先增加后減小的變化趨勢，由此可見空腔厚度增大并不會顯著降低墻外側的溫度，反而墻體隔熱性能效果減弱，空腔的厚度應根據具體結構進行合理設計。

5 結論

本文主要研究了用于高溫熱源的通風供冷墻體隔熱降溫性能，利用有限元法建立墻體熱傳遞模型，求解得到供水參數，送風速度，外部環(huán)境和不同空腔厚度對墻體外側溫度和散熱量的影響，并分析了不同單一因素影響下的供冷量變化，得到以下結論：

1）墻體內毛細管供水參數的變化會影響墻體隔熱供冷效果。供水溫度越高，墻體供冷量越小，墻體外側溫度越高，散熱量越大。和供水溫度相比，供水流量變化對通風供冷墻體性能的影響相對較小，供水流速由0.12 m/s 增加到0.36 m/s 時，墻外側平均溫度僅降低了0.06 ℃。

2）供水參數和空腔厚度一定時，墻體的供冷能力受送風速度及外部環(huán)境的共同影響。夏季供水溫度較高時，可通過提高送風速度有效增加墻體供冷量并降低熱量由墻內側向墻外側的傳遞。通風供冷墻體利用流動空氣層阻隔了內外層墻體的導熱，并強化了墻內側的對流換熱，顯著降低了內層墻體溫度。外部環(huán)境溫度變化對墻體外側的溫度和單位面積供冷量的變化影響較為顯著，對墻外側單位面積散熱量的變化影響相對較小。

3）當其它參數一定時，隨著空腔厚度的增加，墻外側的溫度不斷升高，向外部環(huán)境的散熱量不斷增加，墻體單位面積供冷量隨著腔體厚度增加出現先增加后減小的變化趨勢，但空腔的具體厚度還要根據貫流風機的直徑進行合理設計。