干熱氣候區(qū)高大空間夏季置換通風(fēng)空調(diào)熱環(huán)境及節(jié)能效果分析

趙健翔 劉 鳴 曾婷婷

(1.新疆大學(xué),烏魯木齊;2.新疆建筑設(shè)計(jì)研究院,烏魯木齊)

0 引言

高大空間建筑面積較大、層高較高、人員流動性強(qiáng)。傳統(tǒng)的噴口射流送風(fēng)方式將系統(tǒng)送風(fēng)與室內(nèi)空氣充分混合,可有效降低大空間室內(nèi)環(huán)境溫度,但受其風(fēng)速大、射流距離遠(yuǎn)、風(fēng)口位置高等因素的影響,高大空間區(qū)域熱環(huán)境舒適度均勻性差、冷量損耗增加。置換通風(fēng)作為一種典型的分層空調(diào)送風(fēng)方式,相較于混合式送風(fēng)方式,置換風(fēng)口送出的低溫新風(fēng)主要用于保證室內(nèi)人員活動區(qū)(2 m以下)的熱舒適環(huán)境,使空調(diào)系統(tǒng)作用建筑空間的能耗大幅減少,帶來更好的室內(nèi)空氣質(zhì)量和節(jié)能收益[1]。

置換通風(fēng)通常在供冷期內(nèi)采用,具有較好的排熱排污能力[2-6],其氣流特征也有利于維持較好的環(huán)境舒適度[7-8]。工程中對混合送風(fēng)和置換通風(fēng)的節(jié)能效果[9-11]及工程實(shí)踐[12-13]均有研究及應(yīng)用。干熱氣候區(qū)因其獨(dú)特的氣候特征,具有豐富的干空氣能,為使用蒸發(fā)冷卻降溫技術(shù)創(chuàng)造了得天獨(dú)厚的條件,但由于其送風(fēng)溫度較高,使得推廣應(yīng)用受到限制。

本文針對新疆干熱氣候區(qū)氣候特征,利用Ansys Fluent數(shù)值模擬軟件研究新疆某高大空間建筑不同氣流組織對室內(nèi)環(huán)境熱舒適性的影響,對比分析蒸發(fā)冷卻空調(diào)系統(tǒng)采用置換通風(fēng)送風(fēng)方式的節(jié)能效果。

1 工程概況及邊界條件

新疆吐魯番某機(jī)場航站樓總建筑面積10 236 m2,地上2層、地下1層,建筑高度23 m,夏季總冷負(fù)荷507 kW。本文對航站樓2層候機(jī)廳(建筑面積800 m2、層高10 m)夏季室內(nèi)熱環(huán)境進(jìn)行數(shù)值模擬分析,以x=10.1、20.0 m平面的數(shù)據(jù)展示模擬結(jié)果,并在x=20.0 m平面內(nèi)設(shè)置豎直測溫線(編號A、B、C、D、E)5條,間距4 m,各測溫線上均勻布置50個(gè)間距為0.2 m的熱電偶。

該工程原設(shè)計(jì)采用上送下回式全空氣系統(tǒng),設(shè)7個(gè)直徑450 mm的圓形射流噴口,風(fēng)口中心距地面4 m,設(shè)2個(gè)5 400 mm×300 mm單層百葉回風(fēng)口。噴口射流空調(diào)系統(tǒng)物理模型如圖1所示。

圖1 噴口射流空調(diào)系統(tǒng)物理模型

另以上述候機(jī)廳為研究對象,模擬設(shè)置30個(gè)半圓柱形置換送風(fēng)口(直徑630 mm、高1 300 mm)、房間頂部區(qū)域設(shè)置排風(fēng)口的置換通風(fēng)方式,物理模型如圖2所示,分析此置換通風(fēng)方式對建筑室內(nèi)熱舒適性的影響。

圖2 置換通風(fēng)空調(diào)系統(tǒng)物理模型

室內(nèi)冷負(fù)荷按既有建筑的實(shí)際冷負(fù)荷設(shè)置,頂部照明及屋頂換熱量為12 kW(數(shù)值模擬時(shí)處理為屋頂散熱),北向、南向、東向及西向外墻換熱量分別為20、8、7、9 kW。模型模擬人數(shù)設(shè)為96人,且均為放松站立的狀態(tài),其代謝率為70 W/m2。

為避免Ansys Fluent數(shù)值模擬軟件因豎直方向溫度分層造成的計(jì)算誤差,將該建筑的圍護(hù)結(jié)構(gòu)冷負(fù)荷按圍護(hù)結(jié)構(gòu)面積換算成常熱流形式的邊界條件,換算后的數(shù)據(jù)符合該建筑的圍護(hù)結(jié)構(gòu)冷負(fù)荷大小。模擬分析設(shè)置的邊界條件類型及數(shù)據(jù)情況見表1。

表1 邊界條件類型及數(shù)據(jù)

2 置換通風(fēng)設(shè)計(jì)計(jì)算及數(shù)值模擬

該建筑為重要的公共交通建筑,室內(nèi)冷負(fù)荷及人員多分布或活動在建筑室內(nèi)2 m以下的環(huán)境中,置換通風(fēng)口采用在地面上放置的半圓柱形風(fēng)口,低溫氣流直接作用于熱源周圍,能有效減少非工作區(qū)內(nèi)的冷量損耗。本文中的冷負(fù)荷計(jì)算均與原項(xiàng)目空調(diào)系統(tǒng)的要求一致,并滿足分層空調(diào)冷負(fù)荷設(shè)計(jì)要求。置換通風(fēng)室內(nèi)的氣流流動主要受羽流影響,因此空調(diào)設(shè)計(jì)中應(yīng)充分考慮羽流作用。

置換風(fēng)口送出的氣流在地面形成的低溫“冷空氣湖”會使人體腳踝產(chǎn)生不適感。因此在置換通風(fēng)的設(shè)計(jì)計(jì)算中,風(fēng)量應(yīng)在保證室內(nèi)羽流形成的基礎(chǔ)上,滿足室內(nèi)人員熱舒適度。

歐洲暖通協(xié)會REHVA發(fā)布的《非工業(yè)建筑置換通風(fēng)指導(dǎo)手冊》[1]中詳細(xì)介紹了置換通風(fēng)的相關(guān)理論原理及計(jì)算基礎(chǔ),本文中涉及的送風(fēng)參數(shù)及相關(guān)計(jì)算方法參考該手冊。

為保證室內(nèi)居住人員的熱舒適度,對于站立狀態(tài)的人員,頭部與足部溫差Δthf≤3 ℃[2],室內(nèi)所需換氣次數(shù)n為[14]

(1)

式中ρ為空氣密度,kg/m3;cp為空氣比定壓熱容,kJ/(kg·℃);H為房間高度,m;A為建筑空調(diào)房間面積,m2;αoe、αl和αex分別為對應(yīng)冷負(fù)荷進(jìn)入工作區(qū)的比例,取0.295、0.132和0.185;Qoe為工作區(qū)內(nèi)人員及設(shè)備的冷負(fù)荷,kW;Ql為非工作區(qū)內(nèi)的照明冷負(fù)荷,kW;Qex為建筑圍護(hù)結(jié)構(gòu)與太陽輻射冷負(fù)荷,kW。

滿足熱舒適性條件的最小送風(fēng)量為

(2)

式中Vmin為最小送風(fēng)量,m3/s。

置換通風(fēng)工作區(qū)內(nèi)的通風(fēng)效率為

(3)

式中η為通風(fēng)效率;Qt為空調(diào)房間總冷負(fù)荷,kW。

根據(jù)通風(fēng)效率,計(jì)算得到置換通風(fēng)房間的新風(fēng)量:

(4)

式中Vx為置換通風(fēng)房間新風(fēng)量,m3/s;Vr為混合送風(fēng)時(shí)室內(nèi)人員可接受空氣質(zhì)量所需的新風(fēng)量,m3/s。

送風(fēng)量Vs取Vr和Vmin中的大值,并以分層高度上的羽流流量對其進(jìn)行校核,確保滿足置換通風(fēng)中的分層高度要求。羽流流量計(jì)算方法不作闡述,具體見文獻(xiàn)[1]。

置換通風(fēng)送風(fēng)溫度按下式計(jì)算:

(5)

(6)

式(5)、(6)中ts為送風(fēng)溫度,℃;t0.1為距地面0.1 m處的空氣溫度,℃;θ0.1為距地面0.1 m處的量綱一溫度;V為送風(fēng)量,m3/s;αr、αcf分別為頂板與地板之間的輻射換熱系數(shù)、地板與空氣之間的對流換熱系數(shù),W/(m2·℃),一般均取5 W/(m2·℃)。

根據(jù)上述計(jì)算過程,置換通風(fēng)系統(tǒng)的送風(fēng)參數(shù)如表2所示。

表2 置換通風(fēng)系統(tǒng)的送風(fēng)參數(shù)

本文模擬分析采用K-ω?cái)?shù)學(xué)模型[15]。數(shù)值模擬中壓力-速度耦合選用SIMPLE算法,控制方程的對流項(xiàng)、黏性項(xiàng)選用二階離散格式,壓力項(xiàng)采用PRESTO!形式。

生成網(wǎng)格時(shí),對網(wǎng)格數(shù)分別為577 558、1 284 136 和1 374 461個(gè)的工況進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性檢驗(yàn),以確保網(wǎng)格劃分的合理性。以測溫線C為例,讀取分析上述3種網(wǎng)格數(shù)工況下0～10 m處的溫度模擬數(shù)據(jù),結(jié)果如圖3所示。分析得到當(dāng)網(wǎng)格數(shù)為1 374 461個(gè)時(shí),增加網(wǎng)格數(shù)量對模擬結(jié)果的影響較小,故模擬中物理模型的網(wǎng)格數(shù)為1 374 461個(gè)。

圖3 網(wǎng)格無關(guān)性檢驗(yàn)結(jié)果

3 數(shù)值模擬結(jié)果分析

為研究高大空間建筑中不同送風(fēng)方式下的系統(tǒng)舒適度和節(jié)能性,對航站樓2層候機(jī)廳進(jìn)行2種氣流組織形式的模擬研究,具體工況見表3。

表3 數(shù)值模擬工況

3.1 溫度場對比分析

x=20.0 m平面的溫度場云圖見圖4。

圖4 x=20.0 m平面的溫度場云圖

模擬結(jié)果顯示,噴口射流(工況1)送出的低溫氣流與環(huán)境內(nèi)空氣充分混合,使室內(nèi)整體溫度維持在設(shè)計(jì)溫度附近,但在射流流經(jīng)區(qū)域內(nèi)溫度較低。置換通風(fēng)(工況2)室內(nèi)存在溫度分層,2 m以下工作區(qū)的室內(nèi)平均溫度維持在23～25 ℃左右,且室內(nèi)0.1～1.7 m高度內(nèi)的Δthf<3 ℃,滿足國內(nèi)外標(biāo)準(zhǔn)對舒適性空調(diào)室內(nèi)設(shè)計(jì)參數(shù)的規(guī)定[16-17]。

為進(jìn)一步分析2種送風(fēng)方式下y軸方向的溫度分布,對x=20.0 m平面處5個(gè)溫度測點(diǎn)(y分別為2、6、10、14、18 m)的溫度進(jìn)行了整理,結(jié)果如圖5所示。

圖5 豎直測溫線A～E的溫度分布曲線

噴口射流(工況1)方式下,2 m以下區(qū)域溫差較小,18 ℃左右的冷風(fēng)集中在非工作區(qū)豎直高度約4 m的區(qū)域內(nèi)。而在置換通風(fēng)(工況2)方式下,室內(nèi)2 m以下區(qū)域在豎直高度上存在明顯的溫度梯度,y軸方向5個(gè)測點(diǎn)之間溫度保持一致。

綜上,置換通風(fēng)口送出的低溫氣體直接作用于人員活動區(qū)域(2 m以下),能有效減少與非工作區(qū)內(nèi)環(huán)境空氣的混合,同時(shí),室內(nèi)水平(y軸)方向上不存在溫度差異,房間內(nèi)不同位置的在室人員基本不會感受到由室內(nèi)溫差引起的舒適度差異,并可避免冷風(fēng)從風(fēng)口輸送到工作區(qū)。

3.2 速度場及速度矢量對比分析

國內(nèi)外相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)均對室內(nèi)人員活動區(qū)舒適度作出了規(guī)定。《實(shí)用供熱空調(diào)設(shè)計(jì)手冊》指出房間內(nèi)空氣低速(低于0.15 m/s)流動下室內(nèi)靜坐或保持站立人員的最佳作用溫度應(yīng)高于23 ℃[18]。而ASHRAE Standard 55-2013對室內(nèi)人員舒適度給出了明確規(guī)定,當(dāng)室內(nèi)溫度<22.5 ℃時(shí),室內(nèi)氣流速度應(yīng)≤0.15 m/s;而室內(nèi)溫度為24、25 ℃時(shí),則應(yīng)分別保證室內(nèi)氣流速度≤0.4 m/s或≤0.6 m/s[16]。

不同送風(fēng)方式下x=10.1、20.0 m平面內(nèi)的氣流速度云圖見圖6、7。噴口射流(工況1)的噴口下方風(fēng)速<0.48 m/s,氣流末端風(fēng)速為0.60～0.72 m/s,該區(qū)域內(nèi)環(huán)境溫度維持在24～25 ℃左右,在室人員有明顯吹風(fēng)感,舒適度較差。置換通風(fēng)(工況2)方式下,雖工作區(qū)內(nèi)溫度較低,但整體氣流流速較低(風(fēng)口處為0.10～0.15 m/s,人體周圍為0.05～0.10 m/s),工作區(qū)內(nèi)均表現(xiàn)出較好的環(huán)境舒適度。

圖6 工況1 x=20.0 m平面處的速度場云圖

圖7 工況2 x=10.1 m處的速度場云圖和速度矢量圖

3.3 關(guān)于排除工作區(qū)人員污染物的分析

通常置換通風(fēng)房間內(nèi)的污染物分布取決于污染源的位置及種類。在供冷期內(nèi),以室內(nèi)居住人員呼吸、散熱為主產(chǎn)生的污染物將通過對流方式排到房間的上部區(qū)域,室內(nèi)氣體流動情況見圖7。置換通風(fēng)方式下,熱源周圍氣體的卷吸作用使其對熱與污染物具有較好的攜帶能力,從而維持較好的空氣質(zhì)量。

通常以污染物去除效率εc和排熱效率εh定義置換通風(fēng)房間的通風(fēng)效率[3],計(jì)算式分別為

(7)

(8)

式(7)、(8)中ce為排風(fēng)污染物體積分?jǐn)?shù),10-6;cs為送風(fēng)污染物體積分?jǐn)?shù),10-6;coz為工作區(qū)內(nèi)的平均污染物體積分?jǐn)?shù),10-6;te為排風(fēng)溫度,℃;toz為工作區(qū)內(nèi)的平均溫度,℃。

置換通風(fēng)(工況2)方式下室內(nèi)工作區(qū)平均溫度為25 ℃,以排熱效率表示置換通風(fēng)系統(tǒng)通風(fēng)效率,用式(8)計(jì)算,得到系統(tǒng)通風(fēng)效率為3。在理想狀態(tài)下,噴口射流混合送風(fēng)方式使空調(diào)送風(fēng)與室內(nèi)環(huán)境空氣充分混合,室內(nèi)污染物濃度相同,通風(fēng)效率為1,遠(yuǎn)小于置換通風(fēng)方式的通風(fēng)效率。置換通風(fēng)對于工作區(qū)的排污能力優(yōu)于噴口射流送風(fēng)方式。

4 不同冷源下氣流組織差異對空調(diào)設(shè)計(jì)的影響

4.1 不同氣流組織對空調(diào)系統(tǒng)負(fù)荷的影響

根據(jù)現(xiàn)有的送風(fēng)參數(shù)和室內(nèi)熱環(huán)境模擬結(jié)果,可利用式(9)計(jì)算2種工況(噴口射流+機(jī)械制冷、置換通風(fēng)+機(jī)械制冷)下的分層空調(diào)總冷負(fù)荷[11]。

Qt=cpms(te-ts)

(9)

式中ms為送風(fēng)質(zhì)量流量,kg/h。

空調(diào)側(cè)冷負(fù)荷計(jì)算結(jié)果如表4所示。

計(jì)算圍護(hù)結(jié)構(gòu)冷負(fù)荷時(shí),由于室內(nèi)存在溫度分層(室內(nèi)溫度tn不恒為26 ℃),工況2空調(diào)側(cè)冷負(fù)荷有所減小,使空調(diào)系統(tǒng)冷水機(jī)組制冷量及設(shè)備功率得到相應(yīng)減小,從而降低空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行能耗。可按其空調(diào)側(cè)冷負(fù)荷占建筑總冷負(fù)荷的比例(工況1、2空調(diào)側(cè)冷負(fù)荷分別占總冷負(fù)荷的14.5%、13.8%)配置系統(tǒng)設(shè)備及功率。

4.2 不同氣流組織對空調(diào)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的影響

原設(shè)計(jì)的室內(nèi)狀態(tài)點(diǎn)為N(干球溫度26 ℃、相對濕度60%),計(jì)算熱濕比ε=8 222 kJ/kg。系統(tǒng)采用一次回風(fēng)的全空氣空調(diào)系統(tǒng)(噴口射流+機(jī)械制冷,采用螺桿冷水機(jī)組制取供/回水溫度為7 ℃/12 ℃的冷水)。該系統(tǒng)送風(fēng)狀態(tài)點(diǎn)為O(干球溫度16.0 ℃、濕球溫度15.6 ℃),新風(fēng)比為0.2,混合狀態(tài)點(diǎn)P的露點(diǎn)溫度為16.4 ℃。該工況(噴口射流+機(jī)械制冷)下的空氣處理過程如圖8所示。

圖8 噴口射流+機(jī)械制冷空調(diào)系統(tǒng)空氣處理過程及空氣狀態(tài)點(diǎn)

若將原設(shè)計(jì)氣流組織形式改為置換通風(fēng),則空調(diào)送風(fēng)點(diǎn)為O′(干球溫度20.0 ℃、濕球溫度17.6 ℃),與原設(shè)計(jì)送風(fēng)點(diǎn)O相比,干球溫度提高4.0 ℃。該工況(置換通風(fēng)+機(jī)械制冷)下的空氣處理過程如圖9所示。

圖9 置換通風(fēng)+機(jī)械制冷空調(diào)系統(tǒng)空氣處理過程及空氣狀態(tài)點(diǎn)

在固定送風(fēng)狀態(tài)、新風(fēng)比的2種送風(fēng)方式條件下,置換通風(fēng)空調(diào)系統(tǒng)送風(fēng)溫度提高4 ℃,送風(fēng)點(diǎn)與室內(nèi)狀態(tài)點(diǎn)間比焓差減小,系統(tǒng)制冷量減少,冷水機(jī)組COP提高[6];系統(tǒng)送風(fēng)量減少37.5%,相應(yīng)的風(fēng)機(jī)側(cè)能耗也將降低。

4.3 干熱氣候區(qū)置換通風(fēng)對蒸發(fā)冷卻空調(diào)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的影響

蒸發(fā)冷卻空調(diào)以水作為冷源,充分利用干熱氣候區(qū)的干空氣能。由于吐魯番地區(qū)濕球溫度較高,若系統(tǒng)采用噴口射流+蒸發(fā)冷卻(間接+直接的兩級蒸發(fā)冷卻),需將室外空氣(狀態(tài)點(diǎn)W干球溫度為41.2 ℃、濕球溫度為21.8 ℃)通過等濕降溫處理至等濕點(diǎn)M(干球溫度為22.0 ℃、濕球溫度為15.6 ℃),該工況下的間接蒸發(fā)冷卻段效率為90%(實(shí)際設(shè)備間接蒸發(fā)冷卻段效率通常為60%～70%),系統(tǒng)需與機(jī)械制冷耦合或加大送風(fēng)量來滿足運(yùn)行要求。過大的風(fēng)量不僅會增加風(fēng)口尺寸、加大設(shè)備一次投資,也會產(chǎn)生較大噪聲,影響室內(nèi)人員舒適度。不同氣流組織下蒸發(fā)冷卻空調(diào)的空氣處理過程如圖10所示。

圖10 不同氣流組織下蒸發(fā)冷卻空調(diào)系統(tǒng)空氣處理過程

在相同的冷源條件下,置換通風(fēng)與噴口射流相比,送風(fēng)點(diǎn)干球溫度提高,使該工程可以采用全新風(fēng)間接(間接蒸發(fā)冷卻段效率70%)+直接的兩級蒸發(fā)冷卻代替?zhèn)鹘y(tǒng)機(jī)械制冷,解決了該工程現(xiàn)有氣流組織條件下無法使用蒸發(fā)冷卻空調(diào)的困難,并同時(shí)滿足室內(nèi)熱環(huán)境要求。不同空調(diào)系統(tǒng)形式下的設(shè)備配置及裝機(jī)功率如表5所示。

表5 不同空調(diào)系統(tǒng)形式下的設(shè)備配置及裝機(jī)功率

當(dāng)系統(tǒng)采用機(jī)械制冷空調(diào)系統(tǒng)時(shí),置換通風(fēng)與噴口射流相比,系統(tǒng)裝機(jī)功率減少5.6 kW,同比降低13.8%;若將原設(shè)計(jì)空調(diào)系統(tǒng)形式(噴口射流+機(jī)械制冷)改為置換通風(fēng)+蒸發(fā)冷卻,則系統(tǒng)設(shè)備種類大幅減少,動力配置不到原設(shè)計(jì)的20%,意味著系統(tǒng)初投資、運(yùn)行和維護(hù)費(fèi)用將大幅降低。因此,置換通風(fēng)不僅可以減少空調(diào)系統(tǒng)制冷量,提高機(jī)組COP,同時(shí)可為蒸發(fā)冷卻空調(diào)在干熱氣候區(qū)的使用提供更好的便利。

5 結(jié)論

1) 上送下回式混合送風(fēng)空調(diào)系統(tǒng)室內(nèi)豎直方向上不存在溫度梯度,風(fēng)口和氣流流徑上流速較高,室內(nèi)水平方向上存在明顯溫度差異;置換通風(fēng)空調(diào)系統(tǒng)送風(fēng)多直接作用于工作區(qū),低溫氣體流速較低,室內(nèi)水平方向上溫差較小。因此,在高大空間建筑中使用置換通風(fēng)代替混合式送風(fēng)方式可以實(shí)現(xiàn)更好的室內(nèi)環(huán)境舒適度。

2) 在混合式送風(fēng)空調(diào)系統(tǒng)中,新風(fēng)送入房間工作區(qū)的過程中已與室內(nèi)空氣充分混合,導(dǎo)致室內(nèi)不同區(qū)域內(nèi)的污染物濃度一致,不利于在人員流動性強(qiáng)的建筑中使用;置換通風(fēng)會通過羽流作用卷吸熱源周圍的空氣置換排除污染物,不會再與周圍空氣混合,具有更高的通風(fēng)效率。因此,置換通風(fēng)具有更好的排污能力,能夠有效抑制病毒在高大空間公共建筑中傳播。

3) 在干熱氣候區(qū),較高的濕球溫度使蒸發(fā)冷卻空調(diào)不能得到很好的使用。本文將置換通風(fēng)與蒸發(fā)冷卻空調(diào)(全新風(fēng)形式)結(jié)合使用后,送風(fēng)溫度提高4 ℃,送風(fēng)量減少37.5%,不僅可以改善人員活動區(qū)空氣質(zhì)量,還可以使此類地區(qū)更好地使用蒸發(fā)冷卻空調(diào),降低工程設(shè)備造價(jià)及應(yīng)用成本,減少碳排放,達(dá)到良好的節(jié)能效果。

置換通風(fēng)將舒適的冷空氣直接送入人員活動工作區(qū)。蒸發(fā)冷卻空調(diào)通過冷卻加濕的方式降低室內(nèi)環(huán)境溫度,但蒸發(fā)冷卻空調(diào)受自然條件影響,其供冷能力和使用范圍有限。若將置換通風(fēng)和蒸發(fā)冷卻空調(diào)結(jié)合,則可充分發(fā)揮蒸發(fā)冷卻空調(diào)優(yōu)勢,彌補(bǔ)其不足。