新型封閉式桅桿空調系統數值仿真及實驗驗證

陳紅超，宋靠華，李棟，王吉

中國艦船研究設計中心，上海201108

0 引 言

由于現代艦船的作戰和使用需要，新型桅桿中集中布置了大量的電子設備，比如電子機柜、通信導航機柜等。同時考慮到電磁屏蔽和隱身要求，原本布置在桅桿的外壁和支架的電子設備，都密集布置在桅桿的封閉空間內，導致發熱量很大。對于新型桅桿發熱量大，且必須滿足溫濕度控制的要求等特點，簡單的通風換熱方式已經無法勝任，溫度過高會降低電子元器件的工作效率，在規定范圍外溫度每增加10 ℃，其工作效率約下降2%；溫度過低會導致設備無法運行以及機械結構的硬化和脆化［1］。如何在桅桿中相對較小的封閉空間內營造設備所需的熱環境，從而使設備能最大程度地發揮其功能，成為桅桿空調系統的關鍵技術。因此，開展對新型桅桿的高熱流密度空間的空調系統設計分析研究，使桅桿內密閉空間的電子機柜、設備、人員能正常有效地工作，為我國水面艦船設備集成化提供可靠的環境系統支持具有重要意義。

1 新型桅桿空調系統方案設計和研究方法

1.1 新型桅桿環境要求

某試驗用新型桅桿分為4 層：第1 層屬于通風區，第2～4 層屬于空調區（圖1），該桅桿集中布置了大量的電子設備。為了保證電子機柜的正常運行，各層溫度需要控制在一定范圍內，參照數據中心主要溫度的控制要求［2］，第1 層的溫度需控制在35 ℃以下，第2～4 層溫度需控制在27 ℃以下。通過計算各層的熱流密度（表1），可以看出艙室第2層和第3 層的熱流密度超過180 kcal/（h·m2），其中設備發熱量是艙室負荷的主要來源。第2～3 層總設備發熱量占整個艙室冷負荷的70%以上，遠超過了水面艦船一般電子機柜艙室的熱流密度值，如果不及時將高密度的熱量消除，將造成電子設備工作空間的熱環境惡化，嚴重影響甚至損壞電子設備的正常運行。

表1 各層艙室和設備的熱流密度Tab.1 Heat flux density of each layer and cabin equipment

1.2 新型桅桿空調系統設計方案

基于以上分析，擬采用3 種方案對新型桅桿的環境進行控制：方案1 是在第1 層布置1 臺直冷式循環通風裝置，并分層布置風管，即采取上送下回式通風；方案2 是采用冷水機組和風機盤管形式，即在桅桿的第1～4層分層配置風機盤管；方案3是在各分層布置立柜式空調機。江億等［3-5］采用獨立溫濕度控制的循環通風裝置可以有效控制高熱流密度數據機房的溫濕度，因而采用直冷式循環通風裝置通風是一個比較可行的方式。比較方案2 和方案3，都是目前較常用的處理船用高熱流密度艙室的通風方法，其氣流組織方式相似，但是比較風機盤管所需的冷媒水和立柜式空調機所需的冷卻海水的供應，由于冷卻海水從底艙分散輸送至各層，壓力損耗比較大，且各層配置柜機占地空間比較大，因而方案2 優于方案3。比較方案1和方案2，其氣流組織方式不同，由于桅桿內設備發熱量比較大，氣流組織不同對桅桿內的溫度分布影響較大。

計算各層負荷進行相應的空調系統設計，具體配置見表2。為了更直觀地對比方案1 和方案2，取方案2 配置的風機盤管效能等效成方案1的循環通風裝置的效能，即假設各層風機盤管的送風量與直冷式循環通風裝置的送風量相當，送風溫度也相等，取14 ℃。

表2 方案選型配置表Tab.2 Scheme selection

1.3 新型桅桿物理和數學模型

借助CFD 可以很好地模擬空調通風的氣流組織，董玉平等［6-10］應用CFD 準確模擬了空調通風的熱環境控制問題，本文擬采用CFD 來對新型桅桿的氣流組織進行模擬。

通過簡化模型，剔除掉影響桅桿內熱分布小的因素，建立桅桿1∶1 物理模型，并進行以下3 點假設：

1）省略空調出口到各層間的送風管，由各層風管入口直接送入空調風；

2）循環通風裝置的回風口可以等效成一個通風出口（600 mm×600 mm）；

3）桅桿內各臺設備散熱形式等效成設備頂部的散熱面散熱。

建立方案1 和方案2 的物理模型（圖2～圖3）。

圖2 桅桿風管布置模型Fig.2 The air duct layout model

圖3 桅桿風機盤管布置模型Fig.3 The fan coil layout model

仿真模型的數學物理方程如下。

連續性方程：

式中：ρ 為空氣密度；u，v，w 分別為x，y，z 方向上的氣流速度；t 為時間。

動量守恒方程：

式中：p 為壓強；cp為比熱容；T 為溫度；k 為流體的傳熱系數；ST為流體的內熱源，即粘性耗散項；g 為重力加速度。

空調通風流場屬于強制對流場，空調通風都屬于小溫差的流動，對密度的處理選用Boussinesq模型可以達到很高的精度，另本湍流模型中選用低雷諾數模型k-ε 模型，該模型不僅對于近壁面的高熱流量梯度與近壁面函數一樣有很好的適應性，而且在湍流區與標準k-ε 一樣有很高的精度［11］。夏季時桅桿的表面溫度可達50 ℃，由于桅桿空調通風氣流與桅桿內表面存在輻射和對流換熱2 種換熱方式，故壁面選用對流和外部輻射混合邊界條件。模型網格劃分全部采用結構性網格，計算區域通量采用二階迎風格式。綜上所述，選取2種方案的送風量和送風溫度相同，2 種模型具體的邊界條件如表3 所示。

表3 邊界條件Tab.3 Boundary conditions

2 方案對比分析

基于上述仿真模型，計算夏季工況條件下桅桿空調區的溫度場，先觀察各個典型切面在桅桿各個位置的分布（圖4），分別為第1～4 層的頂部平面（距甲板面50 mm）和2 個垂直中剖面圖，由于熱氣流向上運動，頂部的溫度相對較高，可以客觀地反映艙室的排風溫度。

圖4 桅桿內總溫度云圖Fig.4 The contours of total temperature in the mast

現分別觀察2 種方案下各個切面的溫度分布。圖5 為第1～4 層頂部平面溫度分布圖（圖中空缺部分表示溫度超出對照的最高溫度；其中圖5（f）整體溫度都超過對照圖，應全部為空缺顯示，為了便于觀察全部用對照色最高溫度顯示），圖6 為中縱剖面溫度分布圖。從圖5（a）、圖5（c）、圖5（e）和圖5（g）中的溫度分布可以看出，采用循環通風方式的第1 層整體溫度都在27 ℃左右，靠近空調器回風口的溫度偏高，在30 ℃左右，計算面平均溫度為27.6 ℃；第2 層頂部平面溫度分布比較均勻；第3 層頂部雖然平均溫度為28.8 ℃，滿足將溫度控制在27±2 ℃的設計要求，但平面溫度分布很不均勻，局部高溫超過32 ℃，分析其原因是機柜處的熱流密度比較大，局部高達2 100 W/m2，并且靠近發熱機柜頂部，在設計時可以適當加大此處送風量。

圖5 第1～4 層頂部平面溫度分布云圖Fig.5 The temperature contours of ceiling from floor one to floor four

從圖6（a）和圖6（c）可以看出，中縱平面熱分布沿高度方向分布比較均勻。對比風機盤管通風方式，圖5（b）、圖5（d）、圖5（f）和圖5（h）中，各層頂部平面溫度分布極不均勻，局部靠近壁面和設備頂部出現超過52 ℃的高溫，可能由于風機盤管對角布置，靠近邊壁的設備氣流組織不均勻；從第3 層平面圖可以更明顯地看出，整個頂部平面的溫度都在32 ℃以上，平均溫度為39.1 ℃，顯然不符合設計要求，同時從圖6（b）和圖6（f）這2 個中縱平面圖也可以看出各層沿高度方向溫度分布也極其不均，整個頂部平面的溫度都在32 ℃以上。

圖6 中縱剖面溫度分布圖Fig.6 The temperature contours of longitudinal section

圖7 為采用循環通風和風機盤管2 種通風方式各層的溫度分布。從圖7 可以看出，除第1 層溫度相當外，第2 層到整體采用風機盤管通風方式的溫度分布都高于采用空調循環通風方式的溫度分布，其中第3 層甚至高出10.3 ℃，比循環通風方式高出35.8%；另外，采用風機盤管通風方式的整體平均溫度比循環通風方式的整體平均溫度高3.5 ℃（12.7%）；從圖6 中縱剖面溫度分布圖可以看出，采用循環通風方式比采用風機盤管通風方式在整個空間的溫度分布更均勻。以設計時的27 ℃為基準，計算2 種通風方式各層平均溫度的均方差分別為1.65 和25.2，可見采用循環通風方式的各層平均溫度方差比采用風機盤管通風方式的方差更小。綜上所述，采用空調循環通風方式明顯優于采用風機盤管方式。

圖7 2 種通風方式的各層溫度分布Fig.7 The temperature distribution of fan coil ventilation and circulation ventilation

3 仿真結果驗證

通過綜合分析，本文選用了空調循環通風方案，并實測一組桅桿內的環境溫度進行驗證。桅桿內布置12 個溫度傳感器，2 個信號采集模塊，1個環境監測裝置，圖8 為桅桿環境監測系統示意圖。信號采集模塊用于采集溫度信號并將溫度信號傳輸給環境監測裝置，環境監測裝置記錄各層的溫度數據和設備運行參數。在各層頂部不同位置布置3 個溫度傳感器，傳感器避免布置在設備正上方或氣流擾動比較大的地方。圖9 為現場溫度傳感器，圖10 為各層溫度傳感器分布圖，其中單位為mm。記錄桅桿的空調循環通風裝置的技術參數：送風溫度17.7 ℃，回風溫度21.5 ℃，外界溫度22.3 ℃。當各層的溫度趨于穩定時，記錄各層傳感器數據（表4）。從表4 中可以看出第1～4層的平均溫度分別為25.0，27.0，25.5，22.2 ℃（保留一位小數）。通過FLUENT 軟件仿真，計算出第1～4 層頂部平面（距甲板50 mm）的溫度，對比實測的溫度和CFD 仿真溫度（圖11）。從圖11可以看出各層的實測溫度和仿真相當，整體平均溫度相差0.65 ℃，整體相對誤差為2.6%?？梢妼崪y數據很好地驗證了仿真結果的可靠性。

圖8 環境監測系統示意圖Fig.8 Schematic diagram of environmental monitoring system

圖9 溫度傳感器Fig.9 Temperature sensor

圖10 各層溫度傳感器分布圖Fig.10 Distribution of temperature sensors

表4 各層溫度記錄表Tab.4 Temperature records for each layer

圖11 桅桿內實測和仿真溫度對比Fig.11 Measured temperature versus simulation temperature

4 結 論

本文主要通過分析新型桅桿內熱負荷分布，設計了3 種環境控制方案，重點對比分析了循環通風方案和風機盤管通風方案在桅桿中的熱分布情況，同時通過實測數據驗證了桅桿空調通風的數學仿真模型。通過對比分析，發現對于桅桿的環境控制采用空調循環通風的方式優于采用風機盤管的通風方案，在控制多層高熱流密度桅桿的溫度時，具有以下優勢：

1）可消除設備發熱量，明顯降低艙內平均溫度。

2）有效促進艙內氣流混合，使桅桿內的氣流分布更均勻。

3）靈活布置風管，解決艙內發熱設備分布不均的問題。

本文建立的新型桅桿仿真模型可以較準確地預測桅桿熱分布狀況，可以應用于桅桿的空調系統優化設計，對提高我國水面艦船新型桅桿環境控制技術具有重要的參考價值。

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