馬江澤 程勇 廖春暉

重慶大學(xué)土木工程學(xué)院

提高夏季建筑室內(nèi)的空氣溫度可以節(jié)約能源，減 少二氧化碳的排放[1]。目前的標(biāo)準(zhǔn)允許提高空氣速度，以抵消增加的室溫對室內(nèi)人員的熱舒適的影響[2]。Lin等在綜合前人研究的通風(fēng)方式的基礎(chǔ)上，提 出新型通風(fēng)方式-層式通風(fēng)方式，其以形成新鮮空氣層并直接送到呼吸區(qū)為特點。通過位于側(cè)墻上且略高于工作區(qū)的送風(fēng)口來實現(xiàn)，房間熱中性溫度能達到約 27 ℃[3]。與混合通風(fēng)和置換通風(fēng)相比，在 相同的熱舒適條件下，層式通風(fēng)空調(diào)系統(tǒng)每年分別可節(jié)約至少44%和25%[4]。為了更好的指導(dǎo)層式通風(fēng)的設(shè)計和運行，Y ao 等人使用實驗和數(shù)值模擬的方法，研 究了空氣末端的布局對層式通風(fēng)性能的影響，發(fā) 現(xiàn)將回風(fēng)口設(shè)置送風(fēng)口同側(cè)墻的下部有助于工作區(qū)空氣混合，有 較好熱舒適和空氣質(zhì)量，且這種布置還有助于節(jié)省系統(tǒng)安裝的空間。隨后，他 們也發(fā)現(xiàn)能達到較好通風(fēng)性能的層式通風(fēng)末端類型[5-6]。然而，目 前沒有針對層式通風(fēng)送風(fēng)方式下的送風(fēng)風(fēng)口間距對通風(fēng)性能影響的研究。研究表明：多股平面射流沿著平行的方向發(fā)展，到 達一個特定距離時，幾 股射流有可能匯合為一股射流發(fā)展。風(fēng)口間距越小，多 股射流的卷吸作用越強越容易匯流[7-8]。在層式通風(fēng)房間，通 過布置在側(cè)墻的送風(fēng)口直接將處理過的空氣送入人員呼吸區(qū)，形 成的多股送風(fēng)射流直接以對流的方式帶走工作區(qū)內(nèi)熱量。如果送風(fēng)風(fēng)口間距過小，多 股射流匯流后進入工作區(qū)，射 流區(qū)在工作區(qū)內(nèi)過于集中，射 流集中區(qū)域兩側(cè)空氣流動不足。如果送風(fēng)風(fēng)口間距過大，在 工作區(qū)范圍內(nèi)的多股射流變成孤立的幾股單射流，射 流間由于空氣流動不足形成空區(qū)，射流間空區(qū)與射流交替分布在工作區(qū)內(nèi)，而 空區(qū)相對較熱。因此找到合適的送風(fēng)風(fēng)口間距滿足使用者的熱舒適性要求是本文研究的重點。

1 實驗研究

1.1 實驗儀器與實驗系統(tǒng)

本實驗是在重慶大學(xué)城市建設(shè)與環(huán)境工程學(xué)院實驗樓環(huán)境倉內(nèi)進行。環(huán)境倉尺寸為 5850 mm×5057 mm×2554 mm，如 圖1 所示。墻壁窗戶均為內(nèi)圍護結(jié)構(gòu)，其 中一面內(nèi)墻同側(cè)上下分別布置五個雙層百葉送/回風(fēng)口，所有風(fēng)口尺寸均為180 mm×1 80 mm，上排風(fēng)口下沿距地面的高度為 1250 mm，下 排風(fēng)口下沿距地面高度為 395 mm。實驗使用三個送風(fēng)口和回風(fēng)口，將 實驗中未使用的風(fēng)口進行密封處理，相 鄰兩風(fēng)口的間距為650 mm。實 驗過程中工作區(qū)內(nèi)布置8個長方體假人，其 中假人尺寸為 1200 mm×4 00 m×250 mm，其 表面積與成年人坐姿時相當(dāng)。每個假人內(nèi)部都放置1 個功率為 100 W 燈泡，用 來模擬人體靜坐時的散熱量。天花板共有6 盞日光燈，每盞燈的功率為23 W。

圖1 實驗室布置圖

速度測量采用SWEMA 03 萬向微風(fēng)速儀，可 以實時測量并記錄實驗期間各測點的速度和溫度?？蓽y量速度范圍為0.05～10.00 m/s，精 度為±0 .03 m/s±3 %。采用WZY-1 溫度自記儀用于記錄房間各個壁面以及房間平均溫度，測 量范圍 -20～80 ℃，精 度為±0 .3 ℃。

1.2 實驗內(nèi)容

為了獲取工作區(qū)內(nèi)的溫度和速度的分布情況，在 工作區(qū)內(nèi)布置 Line 1～Line 5 五條測量鉛垂線，如圖 2所示。每條鉛垂線上布置4 個測點，高 度分別為0.1 m（腳踝），0 .6 m（腹部），1 .1 m（坐姿頭部）和 1.7 m（站姿頭部）。送風(fēng)速度為 1.6 m/s，送 風(fēng)溫度為22.8 ℃，此 送風(fēng)工況下實測的房間溫度為 27.1 ℃，滿 足層式通風(fēng)的房間熱中性溫度27 ℃[9]。

圖2 測點布置平面圖

2 數(shù)值模擬研究

2.1 物理模型

按照實際房間大小1：1 比例建立六種送風(fēng)風(fēng)口間距分別為 500 mm，650 mm，800 mm，950 mm，1100 mm 和1300 mm 的房間模型，除 了送風(fēng)風(fēng)口間距不同外，其他的幾何布置與實驗完全一樣。將送風(fēng)口簡化為具有相同有效面積的矩形。其中 650 mm 送風(fēng)風(fēng)口間距房間模型用于數(shù)值模擬的驗證，如圖 3，利用ICEM 對該模型進行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格類型為六面體網(wǎng)格。為了保證模擬的準(zhǔn)確性，將 風(fēng)口，熱 源，壁 面和流動參數(shù)變化劇烈的區(qū)域進行了網(wǎng)格細化。本次的模擬共生成了六種數(shù)量分別為 650000、1650000、2110000、2620000、311000 和3650000 的網(wǎng)格，以 在該房間模型下，將 每種網(wǎng)格數(shù)量的模擬計算結(jié)果與實驗測量結(jié)果進行對比。

圖3 房間物理模型

2.2 模擬設(shè)置

層式通風(fēng)通過提高送風(fēng)速度以改善較高空氣溫度下室內(nèi)的熱舒適，故 空氣可以視為三維不可壓縮湍流流動。為簡化問題起見，作 如下假設(shè)：氣 流流動為紊態(tài)流動。室 內(nèi)氣體為不可壓縮流體，且 符合 Boussinesq假設(shè)，即 認為流體密度變化僅對浮升力產(chǎn)生影響。室內(nèi)氣體屬于牛頓流體，作 定常流動。流場具有高湍流Re 數(shù)，流 體的紊流粘性具有各向同性。

使用商業(yè)軟件Fluent 進行模擬計算。兩方程的模型均能較好預(yù)測通風(fēng)空調(diào)室內(nèi)空氣流動[10]。其中標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型由于其在預(yù)測室內(nèi)氣流方面具有良好的精度，數(shù) 值穩(wěn)定性和計算效率，因 此在研究中得到了廣泛應(yīng)用[11-12]。此外，該 模型在層式通風(fēng)辦公室得到了驗證，其 性能略優(yōu)于RNG 模型[13]。因此本研究使用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型，由 于標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型僅適用于主流，因 此采用標(biāo)準(zhǔn)壁函數(shù)來模擬近壁區(qū)域的湍流特性[14]?？刂品匠屉x散化方法采用有限體積法。采用二階迎風(fēng)格式作為方程組的差分格式。采用SIMPLE 法作為壓力和速度的耦合算法。使用Boussinesq 假設(shè)來估計由于溫度改變導(dǎo)致的密度變化，采 用 Discrete Ordinates（DO）輻 射模型來計算不同壁面（外墻、外 窗、人 體表面、燈 和電腦）之 間熱傳遞。假人和頂燈為定熱流密度邊界60.24 W/m2和638.89 W/m2。墻 壁，地 板和天花板為定溫度邊界28.6 ℃。排風(fēng)口為自由出流邊界（outflow）。為了保證模擬結(jié)果的準(zhǔn)確性，在 模擬過程中，質(zhì) 量殘差，動 量殘差，湍 流動能殘差和湍流耗散殘差的收斂準(zhǔn)則設(shè)置為 10-4，能量殘差和輻射強度殘差的收斂準(zhǔn)則設(shè)為10-6。

2.3 模擬驗證

為保證數(shù)值模擬方法的可靠性，進行定量的分析，分 別計算了六種網(wǎng)格數(shù)量下的房間工作區(qū)風(fēng)速和溫度模擬結(jié)果與實測結(jié)果的均方根誤差RMSE。相較于其他數(shù)量的網(wǎng)格模型，2 110000 網(wǎng)格模型下溫度和速度的均方根誤差最小，分 別為 0.639 ℃和 0.066 m/s。因此，采用網(wǎng)格數(shù)為2110000 的網(wǎng)格模型進行數(shù)值模擬計算研究，除 了送風(fēng)風(fēng)口間距不同外，模 擬計算過程中的設(shè)置和使用的邊界條件完全相同。將 其中l(wèi)ine5測線的溫度和速度模擬結(jié)果與實測結(jié)果做直觀比較，如圖4。

式中：Pj為第j個樣本的（溫度或速度）模 擬預(yù)測值；Qj為第j個樣本的（溫度或速度）實 測值；n為待預(yù)測的樣本數(shù)目。

圖4 line5 測量線各點實測值與模擬值的比較

從模擬和實驗直觀對比圖來看，總 體上模擬結(jié)果與實驗結(jié)果吻合較好，但 少數(shù)位置的模擬數(shù)據(jù)與實驗數(shù)據(jù)的差異略大，這 在一定程度上可能是由于實驗測量誤差和實驗邊界條件不穩(wěn)定導(dǎo)致的。

2.4 評價指標(biāo)

在本研究中，為 了評價不同送風(fēng)風(fēng)口間距下的層式通風(fēng)的熱舒適性能，將 采用下面的評價指標(biāo)：①預(yù)測平均熱感覺投票 PMV[2]。②層式通風(fēng)有效通風(fēng)溫度EDTS。

EDTS 是對現(xiàn)有的混合通風(fēng)有效通風(fēng)溫度（EDT）進行的修正，用于評價層式通風(fēng)熱舒適指標(biāo)。這些評價指標(biāo)采用用戶自定義函數(shù) UDFs（user define functions）編 譯到Fluent 軟件進行計算。假設(shè)房間是用作自習(xí)室使用，故將PMV 計算程序公式內(nèi)的人員的活動代謝水平設(shè)為1 met，服 裝熱阻取夏季工況典型的著裝熱阻0.57 clo。根據(jù)標(biāo)準(zhǔn) ASHRAE 55-2013[15]以及層式通風(fēng)性能評價和設(shè)計指南[7]，為 實現(xiàn)室內(nèi)滿意的熱舒適，這 些評價指標(biāo)應(yīng)該限制在一定范圍內(nèi)：-0.5＜PMV＜+0.5，-0.6 K＜θeds＜ 0.6 K。在 本文的研究中不考慮個人的熱偏好，所以 PMV 和 EDTS 的絕對值越接近0，表 示熱舒適性越好。

式中：θeds為層式通風(fēng)有效通風(fēng)溫度，K ；tx局部氣流干球溫度，℃ ；troom為房間的平均干球溫度，℃ ；v x為局部氣流中心線速度，m/s。

3 結(jié)果及分析

3.1 室內(nèi)氣流組織

為了分析送風(fēng)風(fēng)口間距對室內(nèi)氣流組織的影響，選取坐姿的頭部高度水平截面作為研究平面（Z=1.1 m）。圖 5 和圖6 分別為Z=1.1 m 平面下的速度和溫度分布云圖。通過對比最小和最大送風(fēng)風(fēng)口間距工況下的速度和溫度分布云圖，可 以看出送風(fēng)風(fēng)口間距對室內(nèi)氣流組織有明顯的影響。在 500 mm 的最小送風(fēng)風(fēng)口間距下，三 股送風(fēng)射流過早形成匯流且過于集中，在 第一排中間的兩名人員附近，風(fēng) 速較大溫度較低，人 員易感到?jīng)鏊蚱?。?而，在 兩側(cè)的人員附近，空氣的流動明顯不足且溫度較高，人 員容易感覺到環(huán)境偏熱。在 1300 mm 的最大送風(fēng)風(fēng)口間距下，三 股送風(fēng)射流自風(fēng)口射出后，在第一排人員前幾乎沒有交匯，較 大的射流間距之間形成了空區(qū)，在 空區(qū)會出現(xiàn)空氣流速偏低溫度偏高的情況，空 區(qū)內(nèi)的人員易感到環(huán)境偏熱，各 個單一射流路徑上的人員則會感到?jīng)鏊蚱?。以上兩種情況說明，送 風(fēng)風(fēng)口間距過小或過大都會在空間形成較大的熱不均勻環(huán)境。

結(jié)合送風(fēng)風(fēng)口間距從 500 mm 到 1300 mm 的速度和溫度分布云圖演變過程，可 以看出，隨 著送風(fēng)風(fēng)口間距的增大，起初 500 mm 送風(fēng)風(fēng)口間距下出現(xiàn)的射流高集中度現(xiàn)象逐漸減弱，多 股射流在第一排人員附近輻射的距離逐漸增大，工 作區(qū)兩側(cè)的空氣流動逐漸增大，且 后排人員附近的空氣流速和溫度分布也逐漸均勻。然 而當(dāng)送風(fēng)風(fēng)口間距增加到950 mm 以后，隨著送風(fēng)風(fēng)口間距的增加，三 股送風(fēng)射流之間的間距也在增大，第 一排人員前三股射流間的匯流也在逐漸減弱，射流與射流之間空氣流動不足的空區(qū)在逐漸增大，在1300 mm 送風(fēng)風(fēng)口間距下幾乎無匯流部分，三股射流幾乎是孤立地送入工作區(qū)域。綜合分析500 mm 到 1300mm 送風(fēng)風(fēng)口間距下室內(nèi)氣流組織的變化過程，發(fā) 現(xiàn)其間存在一個較為合理的送風(fēng)風(fēng)口間距，在 工作區(qū)形成較為合理均勻的氣流組織，提 供給工作區(qū)人員較好的熱舒適性環(huán)境。

圖5 不同送風(fēng)風(fēng)口間距下Z=1.1 m 平面的速度分布

圖6 不同送風(fēng)風(fēng)口間距下Z=1.1 m 平面的溫度分布

3.2 熱舒適分析

通過室內(nèi)氣流組織的分析，初 步推測在 500～1300 mm 內(nèi)存在較為合理的送風(fēng)風(fēng)口間距。本研究繼續(xù)結(jié)合熱舒適分析，以 PMV 和EDTS 作為評價指標(biāo)，進一步確定能提供較好熱舒適環(huán)境的送風(fēng)風(fēng)口間距。層式通風(fēng)的研究表明，在 地面以上1.1 m 處的PMV 結(jié)果與實際平均熱感覺投票（ATS）有 更好的一致性[16]，且1.1 m 是坐姿的頭部呼吸區(qū)高度，故將Z=1.1 m 水平截面作為 PMV 和 EDTS 的計算平面，計 算出 1.1 m高度平面的平均PMV 和EDTS。通過擬合，分 別得到PMV 以及EDTS 與送風(fēng)風(fēng)口間距L 的函數(shù)關(guān)系式，圖 7 給出了擬合曲線。

圖7 PMV 和EDTS 隨送風(fēng)風(fēng)口間距變化圖

從圖7 中可以看出，在 本研究選定的送風(fēng)工況下，所有送風(fēng)風(fēng)口間距的PMV 計算結(jié)果均能達到標(biāo)準(zhǔn)要求，然 而 EDTS 計算結(jié)果能滿足標(biāo)準(zhǔn)要求的只有800 mm，950 mm 和 1100 mm 三個風(fēng)口間距。隨著送風(fēng)風(fēng)口間距從 500 mm 增加到 1300 mm，P MV 和EDTS 隨送風(fēng)風(fēng)口間距變化的趨勢都是先減小后增加，在 950 mm 送風(fēng)風(fēng)口間距下 PMV 和 EDTS 的計算值均達到正最小值，接 近于 0，說 明 950 mm 送風(fēng)風(fēng)口間距下室內(nèi)的環(huán)境更接近熱中性。由于本研究不考慮人員的熱舒適偏好，因 此該送風(fēng)風(fēng)口間距下室內(nèi)環(huán)境的熱舒適性最好。故 800～1100 mm 為本研究送風(fēng)工況下較為合適的送風(fēng)風(fēng)口間距范圍，且 950 mm 為最佳送風(fēng)風(fēng)口間距。

4 結(jié)論

本文采用實驗數(shù)據(jù)驗證的CFD 數(shù)值模擬，結(jié) 合速度場，溫 度場和熱舒適分析，對 六種不同送風(fēng)風(fēng)口間距下的層式通風(fēng)熱舒適性能進行了研究。研究結(jié)果表明：層 式通風(fēng)房間送風(fēng)風(fēng)口間距會影響多股送風(fēng)射流的相互作用，送 風(fēng)風(fēng)口間距過小，多 股射流過早匯流，匯流射流較為集中且向兩側(cè)擴散范圍較窄。送風(fēng)風(fēng)口間距過大，多 股射流匯流較晚甚至在工作區(qū)內(nèi)保持單射流狀態(tài)，從 而影響室內(nèi)氣流組織分布，以 致影響工作區(qū)的熱舒適。結(jié)合PMV 和EDTS 的熱舒適分析，發(fā) 現(xiàn)在本研究的層式通風(fēng)送風(fēng)參數(shù)和送風(fēng)風(fēng)口間距條件下，P MV 和 EDTS 與風(fēng)口間距 L 都呈二次函數(shù)關(guān)系。較為合適的送風(fēng)風(fēng)口間距范圍為 800～1100 mm，且950 mm 為最佳送風(fēng)風(fēng)口間距，該送風(fēng)風(fēng)口間距下的PMV 和EDTS 絕對值最小，工作區(qū)最接近于熱中性環(huán)境。