張國強，傅凱能，張帆，許字行，張園園

（1.湖南大學(xué)國家級建筑安全與環(huán)境國際聯(lián)合研究中心，湖南長沙 410082；2.湖南大學(xué) 土木工程學(xué)院，湖南 長沙 410082）

輻射空調(diào)因其節(jié)能性[1]、舒適性[2]及污染小[3]等優(yōu)點而逐漸成為人們新的選擇.低溫地板輻射供暖作為最先開發(fā)的輻射空調(diào)技術(shù)，在北美、歐洲已有30多年的使用歷史[4].近年來，以頂板輻射供冷為代表的輻射供冷技術(shù)受到廣泛關(guān)注與研究[5-8].

然而單獨的輻射空調(diào)系統(tǒng)只能承擔(dān)室內(nèi)顯熱負荷，因此輻射空調(diào)通常配合獨立新風(fēng)系統(tǒng)來滿足室內(nèi)除濕和較高的空氣品質(zhì)要求.輻射空調(diào)與獨立新風(fēng)復(fù)合系統(tǒng)與常規(guī)對流空調(diào)相比可節(jié)能30%～40%，具體的節(jié)能潛力大小取決于系統(tǒng)設(shè)計、建筑負荷、氣候區(qū)域等因素[9].在系統(tǒng)設(shè)計方面，輻射末端顯熱負荷承擔(dān)比例（輻射末端承擔(dān)顯熱負荷/總顯熱負荷，以下簡稱“負荷比”）是一個重要參數(shù)，它不僅影響系統(tǒng)能耗，而且影響室內(nèi)熱環(huán)境，以能耗和熱舒適為目標進行仿真研究是一個很有價值的研究課題.Kilkis 等[10]對土耳其安卡拉民族博物館的輻射空調(diào)與獨立新風(fēng)復(fù)合系統(tǒng)在不同負荷比時的能耗進行了分析，結(jié)果表明系統(tǒng)在負荷比為60%時能耗降到最低；隋學(xué)敏等[11]對住宅夏季工況輻射與新風(fēng)復(fù)合系統(tǒng)的負荷比做了CFD 分析，從熱舒適及空氣品質(zhì)的角度得出高、中、低三種負荷工況下的負荷比最優(yōu)范圍；隋學(xué)敏等[12]還用DeST 能耗分析軟件研究了夏季工況住宅毛細管輻射空調(diào)與獨立新風(fēng)復(fù)合系統(tǒng)在不同送風(fēng)系統(tǒng)形式、熱回收形式時能耗隨負荷比的變化，發(fā)現(xiàn)能耗始終隨負荷比的增加而降低；Evren等[13]建立了一個混凝土埋管輻射空調(diào)試驗艙，采用電加熱風(fēng)機送風(fēng)，通過對比冬季不同作用溫度下的能耗隨負荷比的變化情況，得出了負荷比的最優(yōu)范圍為0.65～0.75.

至今，關(guān)于負荷比的仿真研究，都是分別通過能耗或熱舒適的單目標優(yōu)化得到適宜的負荷比范圍，而在實際工程中需同時考慮節(jié)能性、舒適性及安全性對負荷比進行多目標優(yōu)化.為了實現(xiàn)負荷比的多目標優(yōu)化，本文引入BES-CFD 耦合仿真，以長沙市某應(yīng)用輻射制冷-獨立新風(fēng)空調(diào)系統(tǒng)的住宅房間為案例，同時對系統(tǒng)能耗、室內(nèi)熱環(huán)境及結(jié)露風(fēng)險進行分析，以節(jié)能性、熱舒適性和安全性為目標優(yōu)化負荷比，為輻射制冷-獨立新風(fēng)空調(diào)系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計提供理論基礎(chǔ).

1 BES-CFD 耦合仿真與系統(tǒng)模型

1.1 BES-CFD 耦合仿真

BES 仿真用于全面分析建筑能源系統(tǒng)能耗，而對于室內(nèi)氣流組織則采用多節(jié)點模型[14]來預(yù)測，該模型將每個房間視為空氣溫度與壓力均勻混合的一個節(jié)點.在研究存在室內(nèi)空氣溫濕度分層現(xiàn)象的空調(diào)系統(tǒng)時，BES 軟件無法精確分析室內(nèi)氣流組織及局部熱環(huán)境.而CFD 軟件通過求解Navier-Stokes 方程，能夠準確預(yù)測室內(nèi)溫度與氣流分布.但CFD 在建筑系統(tǒng)仿真中也存在不足之處，一方面是準確和動態(tài)的邊界條件的獲取十分困難，另一方面是CFD需要消耗大量計算資源.因此盡管實際建筑邊界條件是動態(tài)的，單獨的CFD 仿真也往往只能做靜態(tài)邊界條件下的流場分析.為了使兩種軟件能夠互補，近年來出現(xiàn)了一些耦合仿真接口與平臺，例如FMI（Functional Mock -up Interface）、BCVTB（Building Controls Virtual Test Bed）、AAMM（Agent and Artefact for Multiple Models）等[15].在耦合仿真中，兩種軟件相互交換數(shù)據(jù)，BES 提供邊界條件，而CFD 提供局部熱環(huán)境數(shù)據(jù)，相互取長補短，因此對于存在明顯室內(nèi)溫度分層的空調(diào)系統(tǒng)，耦合仿真比單獨仿真的計算結(jié)果更精確[16].

1.2 準動態(tài)松耦合方法

本文選取EnergyPlus 作為BES 軟件，Ansys Fluent 作為CFD 軟件，BCVTB 作為耦合仿真平臺.由于BCVTB 暫無接口與Fluent 直接連接，本文用Matlab作為媒介來調(diào)用Fluent.各軟件之間的協(xié)同工作關(guān)系如圖1 所示.

圖1 各軟件協(xié)作關(guān)系Fig.1 Schematic of the collaboration among software

目前已有的耦合方法中，純動態(tài)耦合計算精度最高，但消耗計算資源最多，而準動態(tài)松耦合方法能夠在精度與計算資源間達到較好的平衡.因此本文選用準動態(tài)松耦合的方法實現(xiàn)EnergyPlus 與Fluent之間的數(shù)據(jù)交互.

具體仿真流程見圖2.首先EnergyPlus 執(zhí)行tn時刻的計算，并將Fluent 計算所需的邊界條件通過BCVTB 接口傳遞至Matlab.Matlab 將數(shù)據(jù)寫入txt 文檔，通過腳本完成Fluent Journal 文件編寫，并調(diào)用Fluent 進行tn時刻的計算.Fluent 計算收斂后，Matlab 讀取數(shù)據(jù)并通過接口傳遞至EnergyPlus，進行tn+1時刻的計算.如此完成一個時間步長的運算.

圖2 耦合仿真流程圖Fig.2 Workflow of the co-simulation

1.3 建筑與模型概況

本文研究對象為長沙市某高層住宅中間層A 戶型的客廳，房間尺寸為4.2 m×8.12 m×3 m，東墻、北墻與西墻均為內(nèi)墻，南墻與陽臺相連并設(shè)有大面積玻璃門.圍護結(jié)構(gòu)的傳熱系數(shù)均滿足標準限定值，具體參數(shù)見表1.室內(nèi)熱源為人、燈具和其他用電設(shè)備.房間內(nèi)有2 人，每人散熱量為120 W，每人散濕量為100 g/h.燈具功率密度參照《建筑照明設(shè)計標準》（GB 50034—2013）[17]設(shè)計，居住建筑取6 W/m2，用電設(shè)備散熱量取6 W/m2.室內(nèi)空調(diào)設(shè)計溫度為26 ℃，設(shè)計相對濕度為60%.房間的室內(nèi)熱源時刻表見表2.

表1 圍護結(jié)構(gòu)熱性能參數(shù)Tab.1 Thermal properties of the building envelopes

表2 人員、燈具、用電設(shè)備時刻表Tab.2 Occupants，lighting and electrical equipment schedules

該住宅區(qū)空調(diào)形式為混凝土埋管輻射頂板與獨立新風(fēng)復(fù)合系統(tǒng)，除頂層屋頂和二層地板做了保溫隔熱措施外，其余層樓板均未做保溫措施，因此標準層的頂板與地面均為冷輻射面.該系統(tǒng)以地源熱泵為冷熱源，其中高溫冷熱水機組夏季供回水溫度為16/21 ℃，通過旁通供應(yīng)18/21 ℃的輻射頂板冷水；低溫冷熱水機組夏季供回水溫度為7/12 ℃，為新風(fēng)系統(tǒng)提供冷水.本文EnergyPlus 能源系統(tǒng)模型部件均按實際系統(tǒng)構(gòu)建，以保證仿真的準確性.

圖3 為Fluent 幾何模型，送風(fēng)口位于房間南側(cè)地面，回風(fēng)口位于房間北墻上部.模型全部劃分六面體結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，壁面、風(fēng)口及熱源附近局部加密，總網(wǎng)格數(shù)為623 761，網(wǎng)格質(zhì)量均為1.

圖3 房間的Fluent 幾何模型Fig.3 Fluent model of the room

Fluent 邊界條件在每個時間步長均由Energy－Plus 計算提供，包括：人員冷負荷、人員濕負荷、燈光設(shè)備冷負荷、壁面溫度、送風(fēng)量、送風(fēng)溫度、送風(fēng)含濕量等.完成一個步長的迭代計算后，F(xiàn)luent 輸出壁面對流換熱系數(shù)至EnergyPlus，使其進行下一時間步長的計算.

2 模型驗證

2.1 驗證工況的選取

徐照南[18]已在2016 年5 月至6 月期間對該住宅進行了試驗測試，測試期間系統(tǒng)以固定的工況運行，房間新風(fēng)量為108 m3/h，新風(fēng)溫度為22 ℃.由于耦合仿真僅模擬單個房間，輻射與新風(fēng)系統(tǒng)的供回水流量較難通過總流量乘以比例來換算，故由EnergyPlus根據(jù)供回水溫差自動計算流量.

為了充分驗證耦合仿真模型的準確性，選取了3個具有代表性的試驗日作為對比工況，分別為6 月7日、6 月12 日、6 月14 日，其室外干球溫度在一天內(nèi)的變化如圖4 所示.其中，6 月14 日的峰值溫度最高，6 月7 日次之，6 月12 日的全天溫度最低，3 個試驗日可分別代表高、中、低3 個負荷工況.本文利用實測的氣象數(shù)據(jù)對EnergyPlus 的氣象文件進行修改，以保證耦合仿真與試驗時的室外氣候條件基本一致.

圖4 試驗日室外干球溫度變化Fig.4 Variation of outdoor dry bulb temperature on test day

2.2 室內(nèi)垂直溫度分布對比

選取試驗日下午14:00 和夜間20:00 兩個時刻實測的室內(nèi)垂直溫度與Fluent 計算的垂直溫度分布進行對比，如圖5 所示.

可以看到，耦合仿真計算的溫度和實測溫度隨高度的整體變化趨勢一致，地面附近空氣溫度較低，隨著高度增加空氣溫度逐漸上升，在1.1 m 左右達到最大值，之后又逐漸降低，但耦合仿真計算的0.1～0.6 m 高度的溫度梯度較實測數(shù)據(jù)大.

表3 給出了耦合仿真計算的垂直溫度與實測值之間的誤差，不同時刻各個高度處空氣溫度的誤差均在5%之內(nèi)，計算結(jié)果的準確性較高.

圖5 耦合仿真與實測的室內(nèi)垂直溫度分布對比Fig.5 Comparison of indoor vertical temperature distribution between co-simulation and field measurement

表3 室內(nèi)垂直溫度計算誤差Tab.3 Calculation error of indoor vertical temperature %

2.3 壁面溫度對比

試驗期間壁面溫度數(shù)據(jù)記錄時段為10：00—16：00，選取該時間段內(nèi)實測的南墻、北墻、頂板和地板的壁溫與EnergyPlus 計算的壁溫進行對比，如圖6所示.3 個試驗日的耦合仿真計算結(jié)果與實測值相差不大，差值均在1 ℃以內(nèi)，各壁面溫度在一天內(nèi)的波動幅度很小，耦合仿真計算的壁面溫度變化趨勢與實測值基本一致.表4 為耦合仿真計算的各壁面溫度和實測值之間的平均誤差，均在5%以內(nèi).6 月14日（高負荷）和6 月7 日（中負荷）兩個試驗日的北墻壁面溫度計算誤差均比其他壁面高，主要是由于實際住宅的回風(fēng)口位于廚房和衛(wèi)生間，而耦合仿真模型中將回風(fēng)口布置在北墻，這將對北墻的壁溫計算造成一定的影響.總體上看，本文耦合仿真模型的準確性可以接受.

圖6 耦合仿真與實測的壁面溫度對比Fig.6 Comparison of wall temperature between co-simulation and field measurement

表4 壁面溫度的平均計算誤差Tab.4 Average calculation error of wall temperature %

3 負荷比工況選取

3.1 負荷比調(diào)節(jié)模式

選取夏季典型日7 月10 日作為負荷比分析的試驗日.為了實現(xiàn)不同的負荷比工況，需要調(diào)節(jié)輻射末端和新風(fēng)末端承擔(dān)的顯熱負荷.在本文所述空調(diào)系統(tǒng)中，可實現(xiàn)的負荷比調(diào)節(jié)模式有：調(diào)節(jié)輻射頂板水流量、調(diào)節(jié)新風(fēng)送風(fēng)量、調(diào)節(jié)新風(fēng)送風(fēng)溫差.考慮到調(diào)節(jié)的便捷性與直接性，本文將調(diào)節(jié)送風(fēng)量與送風(fēng)溫差作為主要的調(diào)節(jié)模式.

由于所研究房間采用地板送風(fēng)的形式，按照《民用建筑供暖通風(fēng)與空氣調(diào)節(jié)設(shè)計規(guī)范》（GB 50736—2012）[19]的規(guī)定，送風(fēng)溫度不宜低于16 ℃，因此本文將送風(fēng)溫差上限定為8 ℃，選取的3 組送風(fēng)溫差分別為4 ℃、6 ℃、8 ℃.在每組送風(fēng)溫差工況中，分別改變送風(fēng)量來實現(xiàn)不同的負荷比.

3.2 動態(tài)仿真逐時負荷比的調(diào)節(jié)

在能耗的動態(tài)仿真中，房間的負荷是逐時變化的，需要通過自控系統(tǒng)調(diào)節(jié)逐時制冷量.本文EnergyPlus 模型中，輻射末端水流量根據(jù)逐時負荷自動調(diào)節(jié).而對于新風(fēng)末端，由于每組送風(fēng)溫差的不同負荷比工況是通過改變送風(fēng)量來實現(xiàn)的，因此在每個負荷比工況下不再單獨改變逐時送風(fēng)量，即固定送風(fēng)量，以保證各工況間的可比性.

因此，本模型通過調(diào)節(jié)逐時送風(fēng)溫差來改變逐時的新風(fēng)末端承擔(dān)負荷（僅在房間峰值負荷時刻，送風(fēng)溫差為該工況的設(shè)計溫差），以保證逐時負荷比均等于該工況的設(shè)計負荷比.

3.3 輻射末端承擔(dān)最大負荷比的確定

在調(diào)節(jié)負荷比時，由于最小新風(fēng)量的存在，且各工況送風(fēng)溫差不為0，因此輻射末端所能承擔(dān)的最大負荷比并不是100%，需要通過計算確定該最大負荷比.

該房間最小新風(fēng)量按《民用建筑供暖通風(fēng)與空氣調(diào)節(jié)設(shè)計規(guī)范》（GB 50736—2012）[19]設(shè)計，為人均30 m3/h.在3 組送風(fēng)溫差下，分別用最小新風(fēng)量進行EnergyPlus 初次模擬，得到3 組送風(fēng)溫差的最大負荷比分別為：92.59%（4 ℃）、88.83%（6 ℃）、84.98%（8℃）.為了使3 組送風(fēng)溫差下的負荷比工況一致，以便對比分析，選取85%作為最大負荷比，使3 組送風(fēng)溫差均能調(diào)節(jié)至該負荷比.

3.4 各負荷比工況的調(diào)節(jié)參數(shù)

該復(fù)合空調(diào)系統(tǒng)需輻射末端與新風(fēng)末端配合使用，負荷比為0%（只有新風(fēng)系統(tǒng)時）的工況不切合實際，不予考慮.為了使負荷比工況分布更均勻，將各工況之間的間隔定為20%，以20%為最小負荷比，依次增大至85%，各負荷比工況下的送風(fēng)溫差及送風(fēng)量見表5.

表5 各工況送風(fēng)參數(shù)Tab.5 Supply air parameters under different operating conditions

4 結(jié)果分析與討論

4.1 系統(tǒng)能耗分析

4.1.1 各工況系統(tǒng)總能耗評價

圖7 為各工況下的系統(tǒng)總能耗.3 組送風(fēng)溫差下，系統(tǒng)總能耗變化趨勢一致，當(dāng)輻射末端承擔(dān)顯熱負荷量增加（新風(fēng)送風(fēng)量減?。r，系統(tǒng)總能耗降低，并且隨著送風(fēng)溫差的增大，不同負荷比下的系統(tǒng)總能耗均降低.

圖7 不同負荷比時的總能耗Fig.7 Total energy consumption under different load ratio

在4 ℃送風(fēng)溫差下負荷比為20%時系統(tǒng)總能耗最大，為260.79 MJ；在8 ℃送風(fēng)溫差下負荷比為85%時系統(tǒng)總能耗最小，為55.44 MJ.由《夏熱冬冷地區(qū)居住建筑節(jié)能設(shè)計標準》（JGJ 134—2010）[20]相關(guān)條例計算得到本房間夏季空調(diào)日平均能耗限值為43.92 MJ，由圖可看到所有工況下的系統(tǒng)能耗均大于標準限值，系統(tǒng)節(jié)能性有待提高.

4.1.2 系統(tǒng)各部分能耗分析

各工況下系統(tǒng)的各部分能耗如圖8 所示.在各送風(fēng)溫差下，新風(fēng)系統(tǒng)能耗占比均在負荷比為20%時達到最大，分別為99.13%（4 ℃）、98.50%（6 ℃）、97.95%（8 ℃）；隨著新風(fēng)量減小，新風(fēng)系統(tǒng)能耗占比逐漸減小，在負荷比為85%時降至最低，分別為89.27%（4 ℃）、86.08%（6 ℃）、83.95%（8 ℃）.

圖8 不同負荷比時系統(tǒng)各部分能耗Fig.8 Detailed system energy consumption under different load ratio

由圖8 可知新風(fēng)系統(tǒng)地源熱泵主機和再熱盤管是新風(fēng)系統(tǒng)的主要能耗來源，各工況下這兩部分能耗占新風(fēng)系統(tǒng)總能耗的比值平均可達82.32%.這是因為本空調(diào)系統(tǒng)新風(fēng)機組采用冷盤管除濕，新風(fēng)先被處理到送風(fēng)含濕量對應(yīng)的露點溫度，再經(jīng)過再熱送往空調(diào)區(qū)域.因此，雖然隨著負荷比的增大，輻射系統(tǒng)各部分能耗上升，但由于占比較大的新風(fēng)系統(tǒng)能耗降低，系統(tǒng)總能耗依然呈下降趨勢.另一方面，隨著送風(fēng)溫差增大，再熱盤管能耗降低，系統(tǒng)總能耗也減小.因此該空調(diào)系統(tǒng)在新風(fēng)處理方面仍有較大的節(jié)能潛力.

4.1.3 系統(tǒng)節(jié)能潛力分析

由前節(jié)可知，該空調(diào)系統(tǒng)中用于處理新風(fēng)的能耗遠遠大于輻射末端能耗，若能優(yōu)化新風(fēng)處理方式，系統(tǒng)總能耗將大幅降低.

溶液除濕因其節(jié)能、高效的特點而得到了廣泛的關(guān)注與應(yīng)用，因此本節(jié)選用全熱回收熱泵式溶液除濕機組代替原冷卻盤管除濕機組，以分析系統(tǒng)節(jié)能潛力.用于替代的溶液除濕機組COP 取4，全熱交換效率取60%.在計算溶液除濕機組能耗時，保持原送風(fēng)狀態(tài)點及室內(nèi)狀態(tài)點不變，以保證原輻射系統(tǒng)能耗不變，由此來確定熱交換過程及機組除濕量.

經(jīng)計算，采用溶液除濕后的系統(tǒng)總能耗如圖9所示.各工況的總能耗與冷卻除濕相比明顯下降，平均下降比例為72.13%.除工況1、2 之外，其余工況的總能耗均在標準限值43.92 MJ 以下，滿足節(jié)能標準.總能耗隨新風(fēng)量及送風(fēng)溫差的變化趨勢與原系統(tǒng)一致，新風(fēng)量越小、送風(fēng)溫差越大，總能耗越低.但在負荷比為85%時，3 組送風(fēng)溫差下的總能耗相差無幾，此時已接近最大節(jié)能限度.3 組送風(fēng)溫差下滿足節(jié)能標準的負荷比范圍分別為：46%～85%（4℃）、20%～85%（6℃）、20%～85%（8℃）.

圖9 采用溶液除濕時系統(tǒng)總能耗Fig.9 Total system energy consumption with liquid desiccant

4.2 室內(nèi)熱舒適分析

4.2.1 PMV-PPD 指標

PMV（預(yù)測平均投票數(shù)）和PPD（預(yù)測不滿意率）是分析室內(nèi)人體熱感覺的兩個重要指標，都是基于人體熱平衡方程來計算的.本文計算PMV 指標時，服裝熱阻取0.3 clo，人體新陳代謝率取1.06 met（按人體散熱量120 W、人體表面積1.95 m2計算，即61.538 5 W/m2），空氣溫濕度均取人員活動區(qū)（本文取1.7 m 以下）的平均值.由于房間室內(nèi)各表面發(fā)射率均較高，因此式（1）可用于計算平均輻射溫度，其中人體對各表面角系數(shù)由Fluent 導(dǎo)出.

式中：Tmrt為室內(nèi)平均輻射溫度，K；T1、T2、…、TN為室內(nèi)各表面溫度，K；FP-1、FP-2、…、FP-N為人體對室內(nèi)各表面的角系數(shù).

各工況均取16:00 時刻（負荷最大時刻）進行計算，PMV 值和PPD 值分別如圖10 和圖11 所示，人員活動區(qū)空氣溫度和平均輻射溫度如圖12 所示.

送風(fēng)溫差不變時，隨著負荷比增大，輻射末端承擔(dān)顯熱負荷增加，室內(nèi)各壁面溫度下降，平均輻射溫度下降，導(dǎo)致PMV 值減小，PPD 值增大.同一負荷比下，送風(fēng)溫差增大時，人員活動區(qū)空氣溫度降低，因此PMV 值也減小，PPD 值增大.ISO 7730[21]中PPD 推薦值為0%～10%，對應(yīng)的PMV 推薦值為-0.5～0.5，在此范圍內(nèi)的負荷比區(qū)間隨送風(fēng)溫差增大而減小，各送風(fēng)溫差下滿足PMV-PPD 預(yù)測舒適要求的最大負荷比分別為72%（4 ℃）、59%（6 ℃）、50%（8 ℃）左右，因此較小的送風(fēng)溫差下負荷比的調(diào)節(jié)空間更大.

圖10 不同負荷比下的PMV 值Fig.10 PMV value under different load ratio

圖11 不同負荷比下的PPD 值Fig.11 PPD value under different load ratio

圖12 不同負荷比下的空氣溫度和平均輻射溫度Fig.12 Air temperature and mean radiant temperature under different load ratio

4.2.2 室內(nèi)垂直溫度梯度

垂直溫度梯度是局部不舒適度評價的一個重要指標，圖13 給出了16:00 時刻各工況下的室內(nèi)垂直溫度分布，各高度分別為0.1 m、0.6 m、1.1 m、1.7 m、2.2 m、2.8 m.

圖13 不同負荷比下室內(nèi)垂直溫度分布Fig.13 Vertical air temperature distribution under different load ratio

由圖可知，在各工況下，室內(nèi)溫度在1.7 m 以下空間呈上升趨勢，而在1.7～2.2 m 之間出現(xiàn)下降.這是因為人體熱源主要作用區(qū)在0～1.7 m 之間，垂直高度高于人體熱源一定距離時，空氣得熱量減少.在2.2 m 以上空間，負荷比較小時送風(fēng)速度較大，上層熱空氣換熱量增加，空氣溫度依然呈略微下降趨勢；在負荷比較大時，送風(fēng)速度小，對上層熱空氣的冷卻作用大大降低，雖然輻射頂板溫度較低，但對流換熱量極小，因此溫度呈上升趨勢.另外，室內(nèi)垂直溫度梯度也隨送風(fēng)溫差的增大而增大.

按照ISO 7730[21]的垂直溫差舒適性標準，人體腳踝到頭部（靜坐0.1～1.1 m，站立0.1～1.7 m）垂直溫差應(yīng)小于3 ℃.由圖可看出所有工況下腳踝到頭部垂直溫差均在標準允許范圍內(nèi).

4.2.3 冷風(fēng)不滿意率

各工況下，16:00 時刻室內(nèi)0.1 m、0.6 m、1.1 m、1.7 m 高度的平均風(fēng)速見表6.可見大部分工況下，不同高度處的空氣平均流速均在0.05 m/s 以下，按ISO 7730[21]冷風(fēng)不滿意率的計算方法，0.05 m/s 以下空氣流速的冷風(fēng)不滿意率為0.

表6 各工況下室內(nèi)不同高度平均風(fēng)速Tab.6 Mean air velocity at different height under different operating conditions

冷風(fēng)不滿意率最大值出現(xiàn)在工況1 下室內(nèi)高1.7 m 處，計算值為2.49%，遠遠低于ISO 7730 限值20%.因此該空調(diào)系統(tǒng)地板送風(fēng)方式舒適性良好，不會造成吹風(fēng)感.

4.3 結(jié)露風(fēng)險分析

本文空調(diào)系統(tǒng)頂板與地板均為冷輻射面，均需進行結(jié)露風(fēng)險分析.在z=0.05 m（地板附近）和z=2.95 m（頂板附近）兩個平面分別選取12 個均勻分布的點計算空氣露點溫度，各點在x-y 平面的分布如圖14 所示.經(jīng)統(tǒng)計發(fā)現(xiàn)各工況下位置7 處的空氣露點溫度均最高，故將兩個高度的位置7 處的空氣露點溫度分別與地板和頂板的壁面溫度對比，分析結(jié)露風(fēng)險.

圖14 各點在x-y 平面的分布Fig.14 The distribution of points in the x-y plane

限于篇幅，本文僅對3 組送風(fēng)溫差下85%負荷比工況的分析結(jié)果進行說明，如圖15 所示.在85%負荷比下，輻射末端承擔(dān)的顯熱負荷較大，各時刻頂板與地板的壁面溫度均較低，接近于回水溫度21℃，但頂板與地板附近的空氣露點溫度仍低于壁面溫度2～3 ℃，并無結(jié)露風(fēng)險.其他負荷比工況下，頂板與地板的壁面溫度更高，但壁面附近空氣露點溫度基本不變，均無結(jié)露風(fēng)險.

4.4 最佳負荷比范圍匯總

圖15 頂板、地板壁面溫度和空氣露點溫度Fig.15 Surface temperature of ceiling and floor and air dew-point temperature

本文綜合考慮了負荷比對系統(tǒng)能耗、熱舒適、結(jié)露風(fēng)險的影響，從不同角度分析了各送風(fēng)溫差下適宜的負荷比范圍，為：46%～72%（4 ℃）、20%～59%（6℃）、20%～50%（8 ℃）.但在6 ℃與8 ℃送風(fēng)溫差下，通過觀察各指標變化趨勢可發(fā)現(xiàn)20%并非實際的適宜負荷比范圍下限值.

為了得到更準確的范圍，根據(jù)各參數(shù)的變化趨勢補充了10%（6℃）和5%（8 ℃）的負荷比工況進行分析.根據(jù)兩組送風(fēng)溫差下能耗-負荷比、PMV-負荷比及PPD-負荷比的曲線擬合分析得到滿足標準限值的負荷比范圍分別為：16%～59%（6 ℃）、3%～50%（8 ℃）.在此負荷比范圍內(nèi)，垂直溫差和吹風(fēng)感均在限值內(nèi)，且無結(jié)露風(fēng)險，由于篇幅有限在此不贅述.調(diào)整后的各送風(fēng)溫差下最優(yōu)負荷比范圍見表7.

表7 最優(yōu)負荷比范圍匯總Tab.7 Summary of optimal range of load ratio

5 結(jié)論

本文引入BES-CFD 耦合仿真方法，分析住宅輻射制冷-獨立新風(fēng)空調(diào)系統(tǒng)在不同送風(fēng)溫差下輻射末端承擔(dān)的負荷比對系統(tǒng)能耗、室內(nèi)熱舒適、結(jié)露風(fēng)險的影響.以長沙市某住宅為研究案例，得出了以下結(jié)論：

1）相同的送風(fēng)溫差下，系統(tǒng)總能耗隨負荷比增大而增大；相同負荷比下，系統(tǒng)總能耗隨送風(fēng)溫差增大而減小.原空調(diào)系統(tǒng)在所有工況下的日均總能耗均大于標準限值（43.92 MJ），主要原因是新風(fēng)采用冷卻除濕及再熱的方式進行處理，導(dǎo)致新風(fēng)系統(tǒng)能耗非常大，最高占比可達99.13%.

2）采用溶液除濕系統(tǒng)代替原冷卻除濕機組，優(yōu)化后系統(tǒng)總能耗明顯下降，平均下降比例可達72.13%.在各送風(fēng)溫差下，系統(tǒng)總能耗在標準限值范圍內(nèi)的負荷比區(qū)間分別為：46%～85%（4 ℃）、16%～85%（6 ℃）、3%～85%（8 ℃）.較大的送風(fēng)溫差下，系統(tǒng)能耗更低.

3）室內(nèi)PMV 指標隨負荷比的增大以及送風(fēng)溫差的增大而減小，各送風(fēng)溫差下PMV 指標滿足標準限值范圍的負荷比區(qū)間分別為：20%～72%（4 ℃）、16%～59%（6 ℃）、3%～50%（8 ℃）.更小的送風(fēng)溫差下負荷比調(diào)節(jié)范圍更大.

4）室內(nèi)垂直溫度梯度隨負荷比的增大以及送風(fēng)溫差的增大而增大，但各工況下人體腳踝到頭部位置垂直溫度梯度均在標準限值內(nèi).各工況下室內(nèi)不同高度的平均空氣流速均較低，最大僅為0.075 2 m/s，冷風(fēng)不滿意率最大僅為2.49%.所有工況冷風(fēng)不滿意率均在標準限值內(nèi).

5）各工況下頂板與地板附近的空氣露點溫度均低于壁面溫度2～3 ℃，無結(jié)露風(fēng)險，系統(tǒng)能夠安全運行.

6）不同送風(fēng)溫差下，綜合節(jié)能性、熱舒適性、運行安全性的最佳負荷比范圍分別為：46%～72%（4℃）、16%～59%（6 ℃）、3%～50%（8 ℃）.在適宜的負荷比范圍內(nèi)，對于追求經(jīng)濟效益的工程項目（普通住宅或酒店），宜取較大值提高節(jié)能性，而對于舒適性要求較高的項目（高檔酒店），宜取較小值來提高舒適性.