朱赤，張小松，徐國英，季建周

(東南大學能源與環(huán)境學院，江蘇南京，210096)

隨著社會對建筑節(jié)能及室內熱舒適性要求的提高，研究新型空調系統(tǒng)顯得尤為重要。常規(guī)對流型空調末端以空氣對流的方式與室內環(huán)境進行熱濕交換，存在吹風感強、能耗高、再熱浪費和空氣品質低等問題。20 世紀70年代，歐洲興起輻射供冷空調系統(tǒng)，通過輻射進行熱交換的份額在50%以上[1]。在熱舒適性相同的情況下，空氣設定溫度較常規(guī)空調高2 ℃[2]，具有高熱舒適性、低噪和高能效比。但輻射吊頂表面的溫度一般要高于20 ℃，才不會產生結露風險，對其輻射換熱能力有一定限制[3?6]。

針對以上問題，國內外學者展開了相關研究。張澤賓[6]對貼附射流復合頂板輻射供冷空調系統(tǒng)進行了FLUENT 模擬和實驗研究，發(fā)現頂板溫度變化范圍應在19～22 ℃，并采用滿足換氣次數要求的送風速度，較好地滿足室內熱舒適需求，且有利于節(jié)能；王昊斌等[7]建立主動式冷梁工作模型，并與實驗值進行對比，發(fā)現模型具有一定準確性，冷梁誘導風量受噴嘴結構參數影響，誘導比在1.92～2.92 之間；龔光彩等[8?9]建立空氣載能輻射空調穩(wěn)態(tài)傳熱模型和混合通風協同運行模型，研究熱工性能和運行特性，發(fā)現穩(wěn)態(tài)和非穩(wěn)態(tài)工況中輻射孔板下表面分別存在厚度為12 cm 和6～8 cm的具有良好防結露效果的低溫近壁邊界區(qū)；司強[10]設計了一種輻射誘導送風一體化末端，分析了一次風溫度和送風速度對室內熱舒適性的影響。

本文提出一種新型誘導送風與輻射復合空調末端，建立復合末端的熱工性能仿真模型和系統(tǒng)能效模型，分析復合末端在夏季供冷時的誘導性能、運行性能和末端能效。

1 系統(tǒng)介紹

圖1所示為誘導送風與輻射復合空調系統(tǒng)夏季工作示意圖，圖2所示為誘導送風與輻射復合末端示意圖。輻射板面由鋁合金制成，板面上開鑿一定數量的孔隙，面板兩側為誘導回風口。系統(tǒng)采用高低溫冷源對空氣側和水側換熱。空氣在表冷器中被低溫冷凍水處理，經風機送入末端后進入靜壓室，從誘導噴口流出時產生負壓，誘導兩側室內回風混合后進入混合室，在混合室中與混合室內表面、換熱盤管、輻射板上表面換熱，最終經輻射板孔口送入室內。輻射板受混合風與換熱盤管的綜合影響，以輻射形式與人體、室內設備和墻體圍護結構表面進行熱量交換。

圖1 誘導送風與輻射復合空調系統(tǒng)運行原理圖Fig.1 Schematic diagram of radiation-induced air supply integrated air-conditioning system

圖2 誘導送風與輻射復合末端運行原理圖Fig.2 Schematic diagram of radiation-induced air supply integrated air-conditioning terminal

通過以上“空氣?水”模式的耦合運行，由輻射換熱處理大部分顯熱負荷，對流換熱處理少量顯熱負荷及全部濕負荷，實現對室內環(huán)境的獨立熱濕處理。

2 數學模型

2.1 表冷器

表面平均溫度法基于以下3個假設[11]：

1)忽略金屬材料和水膜的熱阻，認為換熱器內表面和外表面的平均溫度相等；

2)忽略斷面參數分布的不均勻性，即換熱器外表面附近空氣的平均比焓為表面平均溫度對應的飽和濕空氣的比焓；

3)傳熱過程中沒有向外界散失熱量。

對于空氣側，驅動傳熱的動力為主流空氣與換熱器外表面飽和空氣的焓差：

式中：dQa為空氣側微元換熱量，W；ηt為肋片總效率；hm為對流傳質系數，W/(m2·s)；dAa為微元面積，m2；ha為主流空氣的比焓，J/g；ha,3為換熱器外表面飽和空氣的平均比焓，J/g；ma為主流空氣質量流量，kg/s。

對于水側，驅動傳熱的動力為盤管表面平均溫度與冷水主流溫度之間的溫差：

式中：dQw為水側微元換熱量，W；aw為水側的對流換熱系數，W/(m2·K)；tw,3為盤管表面平均溫度，℃；tw為冷水主流溫度，℃；mw為水的質量流量，kg/s；Cp,w為水的比定壓熱容，J/(kg·K)。

空氣側失去熱量應等于水側得到的熱量，聯立式(1)和(2)可求解空氣經表冷器換熱后的狀態(tài)參數。

2.2 復合末端

當復合末端處于穩(wěn)態(tài)時，輻射板處于與混合室內空氣的對流換熱、與混合室內壁的輻射換熱、與板上換熱盤管的導熱、與室內空氣的對流換熱以及與室內綜合表面的輻射換熱的平衡[12?13]。

對于采用孔板送風形式的輻射板面的計算模型ASHRAE 采用JEONG 等[14?15]用于計算混合對流換熱量部分的模型：

式中：hcf為對流換熱系數，W/(m2·K)；Fc為一階回歸修正函數，表示強迫對流對換熱產生的修正值。對于實驗裝置，孔口平均風速遠小于2 m/s，Fc取0；tia為室內空氣平均溫度，℃；為輻射板面平均溫度，℃。

輻射孔板與混合室空氣對流換熱為

式中：qc,1為單位面積輻射孔板與混合室空氣對流換熱量，W/m2；hc,1為混合室內對流換熱系數，W/(m2·K)；μ為開孔率，取0.03；Δt1為混合室內空氣與輻射孔板溫差，℃。

輻射孔板與室內空氣對流換熱為

式中：qc,2為單位面積輻射孔板與室內空氣對流換熱量，W/m2；hc,2為對流換熱系數，W/(m2·K)；Δt2為室內空氣與輻射孔板的溫差，℃。

考慮到穩(wěn)定工況下，混合室內換熱均勻，可認為混合室內表面溫度等于混合室內風溫，輻射孔板與混合室內表面輻射換熱：

式中：qr,1為單位面積輻射孔板與混合室內表面輻射換熱量，W/m2；ts為孔口送風溫度，℃。

輻射孔板與室內綜合表面輻射換熱：

式中：qr,2為單位面積輻射孔板與室內綜合表面輻射換熱量，W/m2；tz2為室內表面加權平均溫度，℃。

銅管與板面的換熱可近似看作肋片傳熱，考慮高溫側冷凍水供冷量大且穩(wěn)態(tài)工況時換熱充分，以肋基溫度作為肋片平均溫度，計算銅管與輻射孔板單位長度導熱換熱：

式中：Re為雷諾數；vw為管內冷凍水流速，m/s；di為銅管內徑，m；μw為特征溫度下水動力黏度，m2/s。

式中：Pr為普朗特數；kw為高溫冷凍水熱導率，W/(m·K)。

式中：Nud為努塞爾數。

式中：qd,1為銅管與輻射孔板單位長度導熱換熱量，W/m；為銅管內冷凍水特征溫度，℃；hi為管內對流換熱系數，W/(m2·K)；do為銅管外徑，m；δ1為銅管與輻射孔板黏合處厚度，m；k1為銅管與輻射板黏合處熱導率，W/(m·K)；b為黏合處寬度，m；k2為銅管熱導率，W/(m·K)。

銅管與輻射孔板單位面積導熱換熱為

式中：qd,2為銅管與輻射孔板單位面積導熱換熱量，W/m2；l為銅管長度，m；n為單個輻射板上銅管數；S為輻射板面積，m2。

聯立(4)～(7)和(12)，迭代解得輻射板表面平均溫度。

2.3 誘導器阻力

誘導器阻力由局部阻力、位壓頭損失和動壓頭損失組成：

式中：h為誘導器阻力，Pa；ξ為局部阻力系數，取0.5；H為熱氣體下降或上升距離，m；g為重力加速度，m/s2;ρo為通道外空氣的密度，kg/m3；ρi為通道內熱氣體的密度，kg/m3；v0為變化前的氣流速度，m/s；v1為變化后的氣流速度，m/s；ρ0為標準狀態(tài)下氣體平均密度，kg/m3；β為氣體體積膨脹系數，取1/273；t0為噴口出口空氣溫度，℃；t1為混合室入口空氣溫度，℃。

2.4 風機與泵

考慮誘導器對風機壓力的影響，有

式中：Wfan為風機實際功率，W；Pfan為風機風壓，Pa；Vfan為風機風量，m3/h；ηfan為風機效率；ηc為傳送帶效率。

考慮輻射孔板上換熱盤管對水泵揚程的影響，有

式中：Wpump為水泵實際功率，kW；Hpump為水泵揚程，m；ηpump為水泵效率。

2.5 系統(tǒng)性能指標

輻射孔板輻射供冷量體現為板面與室內空氣、室內綜合表面的換熱：

式中：qb為單位面積輻射孔板供冷量，kW。

送風處理顯熱，有

式中：Qa為對流送風處理總顯熱量，kW；ε為誘導回風量與一次風量之比；Va為總一次風量，m3/h；Cp為空氣比定壓熱容，取1.01 kJ/(kg·K)。

送風處理濕負荷(潛熱負荷)：

式中：Ds為送風除濕量，kg/h；dia為室內設計狀態(tài)空氣含濕量，g/kg；ds為末端孔板送風含濕量，g/kg。

式中：Dt為送風處理潛熱負荷，kW；γ為水的汽化潛熱，當大氣壓為0.1 MPa時，取2 260 kJ/kg。

定義復合末端供冷量與末端輸運能耗的比值為末端能效比，供冷量包括輻射孔板對室內供冷量與對流送風對室內供冷量，末端輸運能耗包括風機能耗與輻射側供水水泵能耗：

式中：φ為末端能效比；Qtotal為總供冷量，kW；Nwind為風機功率，kW；Nwater_g為高溫側水泵功率，kW。

3 實驗測試

3.1 誘導性能測試

3.1.1 末端阻力

圖3所示為風量及阻力測試方法。由圖3(a)可見：在末端入口管道安裝皮托管和差壓流量計，通過測量全壓與靜壓，計算通過截面風速和流量。在噴口后設截面測量靜壓，計算末端前后靜壓差得到末端阻力。

圖3 風量及阻力測試方法Fig.3 Method of testing air volume and resistance

3.1.2 一次風量/誘導風量

單個輻射板長×寬為1.2 m×1.0 m，其中送風口28 個(0.023 m2)。兩側各有長×寬為1.2 m×0.1 m 的水平回風口，對其劃分為12 個區(qū)域，如圖3(b)所示，測量區(qū)域共52個。誘導風量通過測量24個回風區(qū)域中心風速并加權面積計算得到。一次風量有2種測量方法。

1)間接法。測量28 個孔口中心風速，通過加權面積計算最終送風量，與實測誘導風量作差值得到。

2)直接法。通過末端入口管道差壓流量計實測動壓換算得到。相關數據采集方法如表(1)所示。

表2所示為實驗測試風量及阻力。由表2可見：直接法與間接法測得一次風量數值相近，取平均值作為測量值。隨著一次風量增大，誘導比增加，趨勢逐漸變緩，當一次風量達200 m3/h 時，誘導比為0.41，一次風量減少30%。實測值與模擬值基本吻合，誤差小于9%，主要有以下原因：

表1 系統(tǒng)性能實驗系統(tǒng)數據采集方法Table 1 Data acquisition method of the system

表2 實驗測試風量及阻力Table 2 Measurement of air flow and resistance

1)在模擬計算末端阻力時，為簡化計算，忽略了輻射孔板阻力和回風通道阻力；

2)末端阻力較小，受實驗條件限制，未選用更高精度測量儀器。

紊流系數α與射流出口斷面上的紊流強度、射流出口截面上速度分布的均勻程度有關?，F有射流研究中，一般忽略結構參數和流速等因素的影響，將帶有收縮口噴嘴的紊流系數取0.066。

射流主體段流量[16?17]：

式中：Va為一次風量；α為紊流系數；s為射流射程，mm；l0為噴口寬度，mm。

本文將表2中實驗值代入式(21)，得到一次風量對紊流系數和末端阻力的影響如圖(4)所示。由圖4可見：在一次風量100～200 m3/h范圍內，紊流系數α隨一次風量增大呈現單調遞增趨勢，且d2α/d2Va<0，即增大到一定風量后，α趨于定值，約為0.041，與現有射流研究中紊流系數的取值進行比較，具有相同數量級。對實驗數據曲線進行擬合：

圖4 一次風量對紊流系數和末端阻力的影響Fig.4 Influence of primary air volume on turbulence coefficient and terminal resistance

上述分析驗證了由于誘導器內部送風風速較大，射流處于阻力平方區(qū)的特點，末端阻力與一次風量的平方呈正比，阻抗為0.003 1 kg/m7。在末端輻射孔板與誘導回風通道內，由于流速較小，阻力損失與一次風量呈正比。

3.2 運行性能

對于房間內存在溫度分層的空調系統(tǒng)，為保證室內人員的舒適性要求[18?19]，需要對2.0 m 以下工作區(qū)內人員的頭部和腳踝處的溫度加以控制。其中腳踝和頭部的高度分別為0.1 m和1.7 m，人員坐下時頭部的高度一般為1.1 m。實驗室安裝了4根直桿(如圖5所示)，每根設置高度分別為0.1，1.1和1.7 m的測點，測量各工況下實驗室內豎直和水平溫度分布，并對圍護結構的壁面溫度設測點進行測量，在末端板面布置板溫測點和送風狀態(tài)測點。

圖5 測點布置Fig.5 Arrangement of measuring point

使用雙冷源蒸發(fā)制冷機組制取高溫冷凍水(14 ℃，0.70 kg/s)，低溫冷凍水(7 ℃，0.35 kg/s)。室內共有4 臺末端同時運行，調節(jié)一次總風量在400～800 m3/h 范圍變化。當天實測室外工況如下：干球溫度為31 ℃，相對濕度為71%。室內設計參數如下：干球溫度為27 ℃，相對濕度為60%。采用4 臺加熱器(同時開啟時功率為4.8 kW)、1 臺加濕器(2 kg/h)模擬室內負荷。

圖6所示為啟動階段輻射板溫與附近空氣對應露點溫度變化特性。定義運行裕量溫差為輻射板平均溫度高于輻射板附近孔口送風對應露點溫度的差值。運行裕量溫差越大，防結露性能越高。

圖6 啟動階段輻射板溫與附近空氣對應露點溫度變化Fig.6 Change of board temperature and dew point temperature of nearby air during start-up process

在啟動40～60 min時，兩者逐漸接近，存在結露風險。一次風量越小，送風速度越低，系統(tǒng)在性能上更接近傳統(tǒng)輻射空調末端，送風對應露點溫度升高；一次風溫度越高，空氣中含濕量增大，送風對應露點溫度升高。因此，在啟動階段可以通過增大一次風量和降低一次風溫度的方法，降低結露風險，也符合快速啟動的運行策略。末端在60 min 內趨于穩(wěn)定，輻射板溫穩(wěn)定為17.3 ℃左右，附近空氣對應露點溫度約為14.8 ℃，運行裕量溫差保持在2.5 ℃。傳統(tǒng)輻射空調室內設計干球溫度為27 ℃，相對濕度為60%，對應露點溫度為18.6 ℃。綜上，該末端可降低板面附近空氣露點溫度約3.8 ℃，輻射板設計溫度可由20 ℃降低至低于18 ℃。

記錄穩(wěn)定后的輻射板面溫度及送風孔口溫度如圖7所示。由于實際工況中送水管路及末端壁面存在冷量損失，輻射板面實測溫度高于模擬溫度約為1 ℃。輻射板溫度主要受高溫冷凍水影響，受一次風量增大的影響而呈現小幅上升趨勢。孔口送風干球溫度隨著一次風量增大而上升，且d2ts/d2Va>0，這是由于在未達到最大誘導比時，一次風量增加還會引起誘導比增大，從而送出更多風量。當一次風量低于900 m3/h時，孔口送風低于輻射板面溫度，對輻射板降溫；當一次風量大于900 m3/h時，孔口送風高于輻射板面溫度，輻射板對送風降溫。

圖7 一次風量對輻射板溫和孔口送風溫度的影響Fig.7 Influence of primary air volume on board temperature and outlet air temperature

圖8所示為不同一次風量工況下，復合末端顯熱處理中輻射與對流占比。由圖8可見：隨著一次風量增大，送風對輻射板降溫，輻射供冷量有一定提升；在小風量運行時(0～500 m3/h)，輻射換熱在總顯熱處理中可占43%以上，顯熱供冷量可達4.5 kW，在提高輻射換熱比例的同時，滿足了室內供冷需求。

圖8 復合末端顯熱處理中輻射與對流占比Fig.8 Proportion of radiation and convection in sensible heat treatment

3.3 末端能效

實驗系統(tǒng)中，末端裝置和輸運管網等都與常規(guī)空調有一定區(qū)別。為方便對比，將末端阻力無因次化，定義末端阻力與空調系統(tǒng)總阻力的比值為末端阻力占比。高溫冷凍水溫度為14 ℃，流量為0.7 kg/s；低溫冷凍水溫度為7 ℃，流量為0.35 kg/s；新風量恒為200 m3/h，風機風量分別為400，500，600，700，800，900和1 000 m3/h。

空調系統(tǒng)總阻力主要由管道沿程及局部阻力、空調箱阻力和末端阻力3部分組成。其中，管道沿程及局部阻力、末端阻力與輸運風量有關；空調箱阻力主要由換熱器和過濾器等恒定阻力元件構成，在本實驗系統(tǒng)中為200 Pa。設定管道長度分別為10，15 和20 m，分析末端能效比與末端阻力占比的關系。

圖9所示為末端阻力占管網總阻力對末端能效比的影響。從圖9可知：在10～20 m范圍內，管道長度對管道沿程及局部阻力影響較小，可以忽略。隨著末端阻力占比增加，末端能效比不斷降低。

圖9 末端阻力占管網總阻力對末端能效比的影響Fig.9 Influence of resistance ratio on energy efficiency ratio

基于管道長度對阻力影響較小，選取管道長度為15 m，分析不同風量下，不同形式阻力在空調管網中占比，如圖10所示。從圖10可見：當風機風量在400～1 000 m3/h范圍內增大時，末端阻力從30 Pa 升至近200 Pa，即大風量運行時，噴口處產生的阻力較大，末端阻力最高占空調系統(tǒng)總阻力的45%。對于誘導送風與輻射復合空調系統(tǒng)，系統(tǒng)只需在啟動時或有高供冷需求時短時間內開啟大風量工作模式，正常運行時，風機風量通常穩(wěn)定在400～700 m3/h，即末端阻力一般占總阻力的10%～30%，對應圖9，末端能效比可達到65以上。表3所示為典型廠家風機盤管系統(tǒng)在不同風量下的制冷量、風機功率和額定末端能效比，在383～1 000 m3/h 范圍內，額定能效比為33～49。綜上可見，誘導送風與輻射復合空調系統(tǒng)可提升末端能效比20%以上。

圖10 不同形式阻力在空調管網中占比Fig.10 Proportion of different forms of resistance in air conditioning system

表3 典型廠家風機盤管系統(tǒng)參數[20]Table 3 Fan coil system parameters of typical manufacturers

4 結論

1)在舒適性方面，誘導送風與輻射復合空調末端可靈活調節(jié)一次風量，改變輻射/對流換熱比例，輻射換熱占比超過40%。采用空氣?水混合供冷的方式，可解決傳統(tǒng)輻射空調鋪設面積大、夏季供冷能力不足的問題。

2)在預防結露特性方面，孔口送風方式顯著提升輻射板供冷時的預防結露性能，可降低露點溫度3.8 ℃，從而實現輻射板設計溫度降低至18 ℃以下。

3)在節(jié)能性方面，誘導送風與輻射復合空調通過裝置誘導器，減少風機送風量20%以上。末端使用的誘導噴口不同于常見工業(yè)用誘導器，誘導比約為0.4，對末端阻力影響較小，末端能效比達65 以上，相比于現有市場的風機盤管系統(tǒng)在能效利用方面具有較大優(yōu)勢。

4)在夏季供冷的情況下，誘導送風與輻射復合空調末端具有更高的熱舒適性和節(jié)能性，一體化的設計節(jié)約了室內活動空間，具有廣闊應用前景。