地下工程大空間室內熱濕環境及熱舒適模擬研究

王 威 葉茂林 姜建中 呂 芳

（軍事科學院國防工程研究院 北京 100850）

0 引言

該地下工程地處廣州市，位于山體內部深度300m，歷年中土壤表面年平均溫度的平均值為24.6℃；工程設集中辦公大廳，長40m，寬26m，起拱高度7m，大廳的凈面積為1040m2；辦公人數400 人，各工位配1 臺電腦，大廳另設1 臺120m2的LED 顯示屏。

該工程的集中辦公大廳屬于高大空間，其設計通風量大，人員和發熱設備多，熱濕環境復雜，因此工程內的氣流組織形式顯得尤為重要[1,2]。由于工程處于地下深處，其熱濕負荷與地面建筑有著明顯不同[3]，一方面，地下工程外圍是深厚的巖土且工程不受太陽輻射的直接影響，所以地下工程的溫度較為恒定[4,5]。此外，坑道壁面向室內有恒定強度的散濕，使得空氣的相對濕度大成為地下工程的一個突出特點，在沒有采取通風和空調等措施的地下工程中，相對濕度可達到75%甚至接近飽和[6,7]。對地下工程室內熱濕環境的研究有助于改善其內部環境狀況，提高工程內的人員舒適度，保障地下工程的正常運轉。

1 負荷計算

1.1 室內外計算參數

該地下工程的集中辦公大廳室內外計算參數如表1和表2所示。

表1 室內設計參數Table 1 Parameters of the indoor design calculation for comfort air conditioning

表2 室外計算參數Table 2 The outdoor design conditions

1.2 負荷計算方法

該地下工程的空調系統負荷由以下幾部分組成：（1）使用期坑道工程內部傳熱量和散濕量造成的圍護結構負荷；（2）人員產熱產濕；（3）燈具、設備等熱源散熱；（4）新風負荷。

其中，使用期坑道工程內部傳熱量與巖石初始溫度、坑道內的設計空氣溫度、被覆表面幾何特征、被覆內表面換熱系數、巖石的熱物理性質等參數相關，由以下公式計算確定：

式中，Q表示使用期的傳熱量，W；F表示傳熱面積；tn表示坑道內的設計空氣溫度，℃；t0表示巖石的初始溫度，℃；αn表示被覆內表面的換熱系數，W/m2·℃；Fo*為使用期傅利葉準則，Bi為比歐準則，二者均可由相應公式計算確定。

人員、燈具、設備等散熱形成的顯熱負荷，可依據不同時刻空間內各熱源的散熱量與對應的冷負荷系數計算確定。新風負荷根據房間需求新風量和室內外氣象參數共同決定。

由于工程處于地下深處，存在坑道壁面向室內恒定強度的散濕，取被覆表面散濕量為0.5g/m2·h，人體散濕量取30～40g/p·h。

2 室內熱濕環境模擬研究

2.1 模型搭建與檢驗

利用Airpak 軟件對大廳進行模型搭建，并對其室內熱濕環境模擬研究[8-10]。考慮到房間的對稱性，在Airpak 中按對稱性搭建二分之一模型（20m×13m），地下深度土壤全年溫度變化較小，將外墻為恒溫度表面，向室內以恒定速率散濕，內墻設置為絕熱表面；照明設計為頂部條形燈帶的形式；人員和設備均設置為恒定產熱產濕量的立方體；由于軟件的局限性，無法搭建圓弧性墻壁，因此模擬采用多段線逼近實際情況，且軟件無法設置恒定散發量的面濕源，因此外墻對室內的散濕，由貼合墻壁的薄立方體完成，設置該立方體對室內有一定強度的散濕。

大廳模擬兩種送風方式，分別為散流器送風和噴口送風，分別見圖1和圖2。其中，散流器形式：在高度7m 處設置吊頂，送風口共30 個，尺寸為0.4m*0.4m，為6 排*5 列分布，風口中心x 軸坐標分別為3.5m，6.5m，9.5m，15.5m，18.5m，21.5m，z 軸坐標分別為2.0m，6.0m，10.0m，14.0m，18.0m，y 軸坐標為6.8m；回風口共9 個，尺寸為0.6*0.6m，為3 排*3 列分布，風口中心x 軸坐標分別為1.1m，12.5m，24.5m，z 軸坐標分別為2.8m，9.1m，15.4m，y 軸坐標為6.8m。噴口形式：大廳不設置吊頂，但仍以7m 以下空間作為室內環境場的控制區域，送風口共16 個，風口中心x 軸坐標分別為1.4m，2.9m，4.4m，5.9m，7.4m，8.9m，10.4m，11.9m，13.4m，14.9m，16.4m，17.9m，19.4m，20.9m，22.4m，23.9m，y 軸坐標為7m，z 軸坐標為20m，風口尺寸為直徑0.16m 的圓形噴口；回風口共4 個，風口中心x 軸坐標分別為3.5m，9.5m，15.5m，21.5m，y 軸坐標為0.5m，z 軸坐標為20m，風口尺寸為0.8m*0.4m。

圖1 散流器送風模型示意圖Fig.1 Schematic diagram of diffuser air supply model

圖2 噴口送風模型示意圖Fig.2 Schematic diagram of nozzle air supply model

湍流模型選取k-ε兩方程模型[11-13]，收斂條件為殘差小于設置值且各監測點參數穩定，風口處的湍流邊界k-e模型：

模型條件設置：

壁面邊界條件：壁面函數采用標準壁面函數，壁面處的k和e的邊界條件：

迭代求解方法采用SIMPLE 算法，將用速度的改進值寫出的動量方程減去用速度的現時值寫出的動量方程，略去源相及對流-擴散項得ue=de(p′p-p′E),ve=dn(p′p-p′N)，代入質量守恒方程的離散形式，解出P′后用于改進壓力及速度，求解其它變量的離散方程，將修正過的壓力P處理成新的估計壓力進行迭代直至收斂。對P′亞松弛，不對差分格式及代數方程求解方法作出規定。

各送風工況的基礎參數設置如表3所示。

表3 基礎參數設置Table 3 Basic parameter setting

續表3 基礎參數設置

模型進行網格劃分時，選取了480 萬、350 萬、270 萬三種不同密度的網格進行計算，網格參數設置如表4所示。分別比較各個密度網格各監測點處的溫度、速度以及空氣齡，考察網格密度對各項參數的影響，模擬結果如圖3所示，可以看到，Grid 2 與Grid 1 結果接近，Grid 3 的模擬結果與密度較大的兩種網格具有一定偏差，因此選取Grid 2 作為最終計算網格。

表4 網格參數設置Table 4 Mesh parameter setting

圖3 網格無關性檢驗結果Fig.3 Grid independence test results

2.2 室內熱濕環境模擬

設計了兩類對比工況進行分析，一是根據計算室內負荷，得到不同風量下的送風溫濕度設計狀態點，近似保證送入房間的總冷量相同；二是根據散流器和噴口兩種送風形式進行對比分析，最終可組成4 個case 進行對比分析，工況如表5所示。對于每種送風形式，模擬了送風量為39700m3/h 和51000m3/h 的兩種工況，對應吊頂以下空間的換氣次數分別為11 次/h 和14 次/h，并按照室內負荷計算得到相應的送風溫度和送風含濕量，而后對每個工況的室內溫濕度場合氣流組織形式分別進行討論分析。

表5 工況設置Table 5 Working condition setting

2.2.1 散流器送風

以下是采用散流器上送上回送風形式下，送風溫度16℃，換氣次數為11ACH 的室內環境場模擬結果。分別選取Y=1m 和Z=10m 截面的室內環境狀況為對象對該形式進行研究，截面在模擬房間中的相對位置如圖4所示。

圖4 Y=1m 和Z=10m 截面相對位置Fig.4 Relative position of Y=1m and Z=10m sections

大廳的室內溫度場如圖5所示。其中，Y 截面為接近人員工作水平面附近的水平截面，能夠反應人員工作區域的室內環境狀況，Z 截面為通過室內圓拱形頂點處的垂直截面，能夠較好反應室內垂直環境狀況。

圖5 散流器16℃，11ACH 送風溫度場分布Fig.5 Distribution of air supply temperature field of diffuser 16 ℃,11ACH

室內整體溫度控制在設計范圍內，且較為均勻穩定，整體環境保障良好。人員工作區設備的發熱量被送風有效帶走，人員區域室內溫度保持在合理范圍。顯示大屏的發熱量被有效排除，前方工作區空間無人員和設備發熱，故室內溫度略低于人員設備區域，但仍有效控制在設計范圍內。采用散流器送風形式下室內送風速度場分布如圖6所示。對散流器形式下送風速度場進一步分析可以看到，室內整體風速小于0.2m/s，無人員吹風感，風速保障良好。靠近墻面的部分區域風速略高于工作區中間區域。

圖6 散流器16℃，11ACH 送風速度場分布Fig.6 Distribution of air supply velocity field of diffuser at 16 ℃,11ACH

以下是采用散流器上送上回送風形式下，送風溫度18℃，換氣次數為14ACH 的室內環境場模擬結果。大廳的室內溫度場如圖7所示。室內整體溫度均控制在設計范圍內，整體環境保障良好。對比16℃送風的形式，由于送風溫度提高，室內溫度保障更加均勻穩定，設備和顯示大屏的發熱量被快速排出，工作區溫度得到良好控制。得到的室內送風速度場分布如圖8所示。

圖7 散流器18℃，14ACH 送風溫度場分布Fig.7 Distribution of air supply temperature field of diffuser at 18 ℃,14ACH

圖8 散流器18℃，14ACH 送風速度場分布Fig.8 Distribution of air supply velocity field of diffuser at 18 ℃,14ACH

對散流器形式下送風速度場進一步分析可以看到，室內整體風速小于0.2m/s，無人員吹風感，風速保障良好。但由于送風量增大，靠近墻面一部分區域達到0.3-0.4m/s，略有吹風感。

2.2.2 噴口送風

以下是采用噴口送風形式下，送風溫度16℃，換氣次數為11ACH 的室內環境場模擬結果。采用噴口送風形式下大廳的室內溫度場如圖9所示。類似的，分別選取Y=1m 的工作區水平截面和Z=10m的垂直截面的室內環境狀況為對象研究。室內整體溫度保持在24～26℃之間，控制在設計范圍內，且較為均勻穩定，電腦設備和顯示大屏的熱量被有效排除，整體環境保障良好。顯示大屏前方區域內的溫度略微低于工作區域。

圖9 噴口16℃，11ACH 送風溫度場分布Fig.9 Distribution of air supply temperature field at nozzle 16 ℃,11ACH

采用噴口送風形式下室內送風速度場分布如圖10所示。室內整體風速小于0.2m/s，無人員吹風感，風速保障良好。中間部分區域風速約0.3-0.4m/s，靠近回風附近風速較大。

圖10 噴口16℃，11ACH 送風速度場分布Fig.10 Distribution of air supply velocity field at nozzle 16 ℃,11ACH

以下是采用噴口送風形式下，送風溫度18℃，換氣次數為14ACH 的室內環境場模擬結果。大廳的室內溫度場如圖11所示。室內整體溫度均控制在設計范圍內，整體環境保障良好。對比16℃送風的形式，由于送風溫度提高，室內溫度保障更加均勻穩定。

圖11 噴口18℃，14ACH 送風溫度場分布Fig.11 Distribution of air supply temperature field at nozzle 18 ℃,14ACH

室內送風速度場分布如圖12所示。室內工作區整體風速小于0.2m/s，無人員吹風感，風速保障良好。但由于送風量增大，中間一部分區域達到0.3-0.4m/s，會造成略微有吹風感，靠近回風附近的風速較大。

圖12 噴口18℃，14ACH 送風速度場分布Fig.12 Distribution of air supply velocity field at nozzle 18 ℃,14ACH

采用噴口送風形式下噴口的風速衰減過程如圖13所示，可以看到噴口送風的風速衰減值約為0.5-1.5m/s，風速快速與室內空氣摻混并發生衰減，保障工作區風速不會過高。室內沒有出現明顯渦旋，環境保障良好。

圖13 噴口送風風速衰減過程Fig.13 Attenuation process of nozzle supply air velocity

3 室內熱濕環境評價分析

3.1 熱舒適指標評價

人體熱舒適指標可由PMV 和PPD 評價[14]。PMV 指標是引入反映人體熱平衡偏離程度的人體熱負荷而得出的，其理論依據是當人體處于穩態的熱環境下，人體的熱負荷越大，人體偏離熱舒適狀態就越遠。PMV 指標代表了同一環境下絕大多數人的感覺，可以用來評價一個熱環境舒適與否。其采用了7 級分度，如表6所示。

表6 PMV 熱感覺標尺Table 6 PMV thermal sense scale

PPD 指標是指預測不滿意百分比，是通過概率分析確定某環境條件下人群不滿意的百分數，可由以下公式計算得到[15]。PPD 指標的計算公式表明，即便達到PMV＝0，仍然有5%的人不滿意，反映了人的個體差異。

以Z=10m 的垂直截面為例，各種送風形式下的PMV 和PPD 場如圖14和圖15所示。

圖14 不同Case 工作截面PMV 場Fig.14 PMV field of different case working sections

圖15 不同Case 工作截面PPD 場Fig.15 PPD fields with different case working sections

可以看到，在各種送風形式下，室內整體PMV保持在-1 到1 之間，在靠近熱源處的人員PMV 略微偏高，表明采用各種送風形式，整體上人員熱感覺為適中。采用噴口形式時，工作區下方的PMV和人員不滿意率略有偏高，采用散流器形式時室內PMV 更加均勻穩定。室內整體PPD 保持在30%以下，表明采用各種送風形式下人員不滿意度均較低，人員熱舒適保障良好。其中，采用噴口形式時，噴口下方的人員不滿意度偏高，高于散流器形式。

各種送風形式下房間平均PMV 和PPD 如表7所示。可以看到，室內整體PMV 保持在-1 到1 之間，熱環境適中。整體人員不滿意率小于30%，保障良好。散流器形式下室內整體不滿意率低于噴口形式。

表7 房間平均PMV 和PPD 統計Table 7 Room average PMV and PPD statistics

3.2 評價指標分析

根據風口設置，送風量為Q，房間體積為V，可以算得房間的名義時間常數τn=V/Q。房間平均空氣齡τp反映了房間的空氣新鮮程度[16]，其值可根據Airpak 模擬結果得到。換氣效率ηa是實際通風條件下房間平均空氣齡與活塞流下的比值，反映了新鮮空氣置換原有空氣的快慢與活塞通風下置換快慢的比較。換氣效率ηa計算式如下：

因此得到了各項評價指標，總結如表8所示，其中平均空氣齡僅考慮7m 以下為控制空間進行計算。由于散流器形式設置吊頂，噴口形式不設置吊頂，故散流器送風形式下7m 以下空間的平均空氣齡顯著低于噴口形式，換氣效率更高。噴口形式下實際的換氣形式為全空間內的換氣，故僅考慮7m以下空間時，整體換氣效率較低。當送風量降低后，房間溫度變化不大，但隨著風量降低，房間空氣流動減弱，房間平均空氣齡增加，換氣效率基本不變。散流器送風和噴口送風對比，噴口送風下房間平均溫度略微較低，各種形式下房間平均溫度保障在合理范圍內。

表8 房間空氣齡、換氣效率、平均溫度統計Table 8 Statistics of room air age,ventilation efficiency and average temperature

4 總結

綜合溫濕度、風速和人員熱舒適等各項評價指標，對于空間大、人員密度高的地下工程而言，采用散流器和噴口送風形式均能夠保障室內熱濕環境和人員熱舒適性，PMV 均可保持在-1 到1 之間，不滿意率PPD 均小于30%。其中，散流器送風室內PMV 更加均勻穩定，整體不滿意率低于噴口形式，平均空氣齡約為噴口形式的50%左右；噴口送風室內平均溫度更低，空氣流動性更強，靠近回風附近的風速偏大，略微有吹風感。為保證工作環境更加舒適，采用散流器16℃11ACH 的室內熱濕環境保障效果最優，舒適度最佳。