基于CFD的無機房觀光電梯散熱研究

吳曉軍 尹 川 鄧 林 陳海林

（內江市特種設備檢驗所 內江 641000）

近年來夏季氣溫屢創新高，我國連續多日發布高溫紅色預警，在炎熱的天氣中，無機房觀光電梯由于高溫熱保護造成的故障率長期保持在高位。除部分特殊結構的無機房電梯外，與一般電梯相比，無機房觀光電梯結構的散熱情況具有特殊性：觀光電梯采用玻璃井道，受陽光直射時熱能直接輻射至井道內，各部件溫度容易超過正常工作范圍；其驅動主機、控制柜等發熱部件均位于井道內，進一步提高了井道內氣溫。

由于無機房觀光電梯頂部需要考慮防水，部分老舊電梯并未考慮井道內頂部的通風措施。結合夏季的實際情況，無機房觀光電梯井道內是否采取了通風措施，將會極大影響井道內氣溫及各部件的溫度。以某無機房觀光電梯為例，在某日16 時，外界環境溫度為42.6 ℃時（見圖1），測得井道氣溫高達56.1 ℃（見圖2），制動器表面溫度高達73.8 ℃（見圖3）。

圖1 井道外部氣溫（42.6 ℃）

圖2 井道內部氣溫（56.1 ℃）

圖3 井道內制動器表面溫度（73.8 ℃）

CFD（計算流體學）方法通過計算機進行數值分析并對流體力學問題進行計算與仿真。常見的流體力學問題由于計算量大，在工程實踐中常通過計算機進 行仿真分析，在對實際問題進行分析時取得了良好的結果。本文采用SolidWorks 對井道結構進行建模，分析了電梯各個主要發熱部件對井道氣溫的影響，并比較了是否采取通風措施對井道氣溫的影響，討論了地方標準中對井道采取通風措施的相關要求設置的合理性。

1 模型建立及分析

無機房觀光電梯井道內熱效應主要可分為以下幾個方面：來自陽光對井道內空氣及電梯部件的直接熱輻射；控制柜、能耗電阻、驅動主機、制動器等部件在工作時發熱后通過對流加熱井道內空氣；井道內空氣作用在電梯各部件及井道壁的對流換熱作用。

為簡化模型及控制參數，本文將上述陽光輻射效應簡化為與輻射能相等的恒定功率發熱元件的對流換熱效應，并將制動器、能耗電阻、控制柜、驅動主機作為井道內的發熱元件進行分析。采用CFD 方法，通過建立穩態、瞬態熱分析模型對井道在不同通風條件下的情況進行模擬，并分析其中存在的關系。

1.1 對流換熱系數

發熱部件與外界的熱量交換有輻射、對流、傳導3 種方式，在與空氣進行熱量傳遞時主要通過對流換熱實現，根據牛頓冷卻公式[見式（1）]，選取合適的對流換熱系數，即可對對流換熱效應進行分析。

式中：

q——熱流密度；

h——對流換熱系數；

tw，tf——固、流體溫度。

研究表明，對于上述對流換熱系數的確定有理論分析法、試驗測量法和數值計算法[1-2]。散熱體由于表面積、發熱功率、表面空氣流動情況均存在差異，大多數情況下現場不具備試驗室測量條件，在工程實踐中多選用現場初始參數與工程軟件參數調節的方法進行仿真試驗。采用SolidWorks 建立整體模型，見圖4。電梯參數見表1。

表1 電梯部分結構參數及初始條件

圖4 無機房觀光電梯井道頂部渲染圖

1.2 井道內發熱部件分析

電梯在井道內的主要發熱部件有制動器、能耗電阻、控制柜、驅動主機等，對這4 類發熱部件進行初始設置，采用SolidWorks Simulation 軟件對單獨的部件進行穩態與瞬態分析可獲得其相應的熱力參數。采用發熱功率、對流換熱系數作為可變邊界條件對上述部件的發熱情況進行穩態分析，可通過仿真計算獲得實際的表面換熱系數。以某無機房觀光電梯為例，其部件邊界條件見表2。

表2 各發熱部件邊界條件設置表

以塊式制動器為例對仿真結果進行分析：當制動器表面換熱系數取值為160 W/（℃·m2）時，探測模型中所示的制動器表面位置（見圖5，下稱該點為探測點），其溫度為73.6 ℃，與實際表面溫度73.8 ℃基本相符。

圖5 換熱系數為160 W/（℃·m2）時制動器表面溫度分布圖

對該模型進行時間長度為4 h 的瞬態分析，在探測點處，溫度變化情況如圖6所示。

圖6 探測點處0～4 h 內溫度變化曲線圖

由圖6 可見，在電梯制動器不間斷工作時，僅需約50 min（3 000 s）其表面溫度即可達到73.8 ℃左右。同理，采用上述方法對能耗電阻、控制柜、驅動主機的環境溫度、部件表面溫度、發熱功率、試驗時間作為邊界條件（見表2）進行分析，可通過仿真計算獲得實際的表面換熱系數。

常見的能耗電阻有波紋管與鋁熱電阻管等型式。以鋁熱電阻管為例，能耗電阻通過三層布置的鋁熱電阻管并聯組合而成。圖7、圖8 為簡化的單層鋁熱電阻管進行穩態分析的結果，探測點處收斂溫度為112.4 ℃，與實際部件表面溫度基本相符。

圖7 能耗電阻模型剖視圖

圖8 簡化能耗電阻探測點溫度

控制柜熱量來源于柜體內的發熱部件，如變頻器、控制板、變壓器等，驅動主機熱量主要來源于內部驅動線圈阻抗發熱，對其簡化后進行分析（見圖9～圖12）。

圖9 控制柜模型

圖10 控制柜表面探測點溫度收斂至63.6 ℃

圖11 驅動主機模型

圖12 驅動主機探測點溫度收斂至65.9 ℃

對各部件的熱力仿真結果進行分析，上述4 類熱源的表面換熱系數與收斂溫度范圍，見表3。

表3 不同換熱系數對收斂溫度的影響

經試驗及仿真分析，由表3 可見，該電梯各發熱部件的對流換熱系數取值，見表4。

表4 各發熱部件表面對流換熱系數取值

1.3 井道內綜合熱分析

不考慮陽光輻射時，由于不存在外部熱源，可假設井道壁為絕熱壁面。單位時間內，發熱部件與空氣對流產生的熱量被井道內空氣吸收，根據熱量計算式（2）及熱功率與熱量換算式（3）：

式中：

E——發熱部件與空氣對流產生的熱量；

m——物體質量；

c——比熱容；

P——各部件考慮對流換熱系數后的功率；

t——單位時間；

Δt——井道氣溫最終升高值與初始值之差。

將上述4 類熱源的發熱功率、對流換熱系數等參數加載至井道模型進行瞬態分析發現：在初始條件下4 h（14 400 s）后，井道內平均氣溫為43.9 ℃，僅升高1.3 ℃。圖13 為控制柜（含散熱電阻）、驅動主機（含制動器）附近及無發熱部件的井道內熱力云圖。

圖13 各發熱部件及其附近井道熱力云圖

由上述分析可見，在不考慮陽光輻射時：1）井道內溫度的升高來自上述4 類熱源。2）發熱部件的熱量能被周圍空氣穩定吸收，但井道內氣溫升高并不明顯，電梯自身部件的散熱不構成井道氣溫升高的主要因素。3）在不考慮空氣強制對流作用時，井道內發熱部件產生的熱量主要集中在井道頂部，井道其余部分幾乎不受影響。

夏季地面附近陽光輻射強度較大，每平方米熱輻射功率約在數十瓦至數百瓦之間，觀光電梯的玻璃井道每日有2～3 個面長時間受到陽光直射，且井道在垂直方向上受到的熱輻射條件幾乎相同。在不考慮遮擋及主動通風的情況下，由于陽光輻射導致井道內氣溫升高較快，且主要散熱方式為對流散熱。由于井道的玻璃壁對流換熱系數較低，導致熱量散失較慢，據統計，整體在與周圍環境達到換熱平衡時，各種不同結構的觀光電梯井道內氣溫較周圍環境溫度高約10～30 ℃。

2 井道流體分析

GB/T 7588.1—2020《電梯制造與安裝安全規范第1 部分：乘客電梯和載貨電梯》中E.3.2 條規定，對處于轎廂、井道中工作的人員應考慮其舒適性與安全性[3]。與舒適性、安全性相關的因素包括：井道的環境溫度、陽光是否直接照射、井道內空氣是否新鮮等。

自2020年起，四川省發布了《四川省既有住宅加裝電梯檢驗規范（試行）》，其中要求：既有住宅加裝電梯時井道應采取通風措施。當采取自然通風時，其風口應分別設置在井道的頂部、下部，風口面積應不小于0.6 m2，風口處應設置采用金屬防蟲網的防雨百葉窗。

上述規定對井道內、外空氣的交換提出了要求，在對電梯各部件設計時應考慮溫度的影響。在電梯正常運行時，井道內外空氣交換的位置主要來自層門周邊間隙（包括層門與層門之間、層門與立柱之間）、電梯開關門運動（開關門時層門與轎門之間間隙、轎廂與井道之間通風孔）、井道其他固有開口。

2.1 風量調整系數

當電梯采用自然通風且頂部、底部存在風口時，風口風量與電梯運行速度、轎廂體積、層門附近縫隙大小存在一定關系。電梯持續運行時，井道內空氣在一定時間內會與外界自然環境中空氣發生完全交換，這種交換作用也使得井道內外溫度達到平衡。

自然通風狀態下，井道風口空氣體積流量取決于風口面積與電梯運行速度，即：

式中：

Q——風口空氣體積流量；

S1——轎廂運行方向橫截面；

v——電梯速度。

顯然，理想條件下，井道內空氣與外界自然環境發生完全交換所用的時間可用式（5）表示：

式中：

V1——井道體積；

V2——轎廂體積；

H——井道高度。

考慮到對重運行方向與轎廂方向相反，電梯轎廂在井道內為往復運動且層門周邊存在間隙，上述式（4）、式（5）可引入風量調整系數δ來表征風口理論流量與實際流量的關系，式（4）、式（5）可化為式（6）：

經試驗可知δ取值范圍為0.3～0.5。以本模型為例，當井道上、下部風口面積均為0.6 m2時，由式（6）可得井道風口體積流量取值為1.66～2.77 m3/s。

2.2 井道內流體仿真

由于陽光輻射產生的熱能最終通過對流加熱井道內空氣，且仿真時不易獲得云層系數等基本參數，為簡化條件，在本例中井道壁受到陽光輻射的熱功率采用Flow Simulation 利用對流熱效應代替輻射效應進行仿真。建立內流場模型，以玻璃井道壁作為計算域邊界，模擬井道壁在3 個方向受到陽光直射的狀態。將井道壁作為發熱部件進行分析，圖14 為不同輻射功率與4 h 后井道內平均氣溫曲線圖。

圖14 4 h 時井道平均氣溫與輻射功率曲線圖

圖中數據為仿真發熱功率，曲線為井道內平均氣溫擬合值。陽光輻射熱功率經計算約為9.5 kW，4 h后井道內平均氣溫從42.6 ℃升溫至57.4 ℃。

在井道上、下部設置總面積為0.6 m2的風口，并對模型進行重建。轎廂上行時，井道內空氣通過井道下部風口進入，由設置在上部的2 個大小相同的開口流出，流動跡線見圖15。

圖15 井道上部風口流動跡線圖

由上述分析可見，在井道通風條件良好時，井道內平均氣溫在4 h 內僅從42.6 ℃上升至44.5 ℃。實際上，本文中井道內空氣體積約為95.2 m3，在電梯不間斷運行的理想條件下風口體積流量在1.66 m3/s 時，井道內、外空氣完全交換所需時間僅需約1 min。

3 結束語

由上述分析可見，來自陽光的輻射熱效應是引起夏季高溫天氣時井道溫度環境惡化的主要原因，采取合適的方法可大幅優化井道內的熱環境，如：對玻璃井道懸掛遮陽簾，可使得輻射熱量減少50%以上；增大風口面積可使風口附近的氣壓減小，進而增大換熱效率。經分析可知，風口是井道內陽光輻射熱量能否散發的關鍵因素，即使風口較小、電梯速度較低，井道內空氣仍能在數分鐘內與外界發生完全交換從而降低井道氣溫。但對于部分運行不頻繁的無機房觀光電梯而言，利用風口進行被動散熱效果不理想，宜加裝風扇進行強制散熱。

井道內外的熱效應是一個復雜的模型，本文側重分析井道內熱量產生的原因及井道內外熱量交換的最終效果，對于如轎廂與對重運行時在井道內可能產生阻礙空氣交換的湍流現象仍需進行進一步研究[4]，而轎廂、對重在運行時的相互作用會對井道風口的風量大小有較為明顯的影響[5]，對于風口的位置及形狀還需進行更深層次的分析。

以此為邊界條件進行瞬態分析，在初始條件下4 h（14 400 s）后，上述圖13中對應的井道截面熱力云圖（控制柜、散熱電阻附近及井道氣溫，驅動主機、制動器附近及井道氣溫，無發熱部件處井道氣溫）見圖16。

圖16 各發熱部件及其附近井道熱力云圖