冉均均， 袁磊

(成都理工大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院， 核工程與新能源技術(shù)系， 四川， 樂山 614000)

0 引言

暖通空調(diào)節(jié)能系統(tǒng)能夠滿足不同環(huán)境下，工作人員的舒適性需求，而想要節(jié)能設(shè)計暖通空調(diào)負荷量，就要對溫度場分布情況進行深入分析，避免空調(diào)負荷能力過高，因此對測溫數(shù)值模擬仿真進行研究具有重要意義。國內(nèi)外測溫數(shù)值模擬研究較為成熟，文獻[1]提出了農(nóng)產(chǎn)品空氣能熱泵烘房溫度場的數(shù)值模擬方法，文獻[2]提出了TC4表面激光熔覆Ni60基涂層溫度場熱循環(huán)特性數(shù)值模擬方法，但上述兩種方法與實測溫度存在差值，波動范圍較大。因此本文提出暖通空調(diào)節(jié)能系統(tǒng)測溫數(shù)值模擬仿真方法，為暖通空調(diào)節(jié)能提供指導(dǎo)意見。

1 暖通空調(diào)節(jié)能系統(tǒng)測溫數(shù)值模擬仿真方法設(shè)計

1.1 計算暖通空調(diào)節(jié)能系統(tǒng)冷負荷

本文對暖通空調(diào)節(jié)能系統(tǒng)中密閉空間進行了分析并計算其冷負荷。由于太陽輻射是暖通空調(diào)節(jié)能系統(tǒng)空間熱量的主要來源，分為直射福射和散射福射，能夠使空間圍護結(jié)構(gòu)吸收大量太陽福射能量，因此將太陽輻射作為系統(tǒng)主要冷負荷[1]。使用空間物體形系數(shù)衡量空間平面形狀對系統(tǒng)能耗的影響，按照完整空間圍護對空間體形系數(shù)進行計算。當體形系數(shù)較大，判斷平面形狀對系統(tǒng)能耗不利，當體形系數(shù)較小則判斷有利。結(jié)合系統(tǒng)能耗影響程度，計算系統(tǒng)日照冷負荷Q1，公式為

Q1=F1c1c2c3J1C1+F2c1c2c3J2C2

(1)

其中，c1為空間圍護的有效面積系數(shù)，c2為圍護修正系數(shù)，c3為圍護內(nèi)遮掩的遮陽系數(shù)，C1為冷負荷系數(shù)，C2為時刻南向的冷負荷系數(shù)，J1為圍護日照的熱量最大值，J2為南向日照的熱量最大值，F(xiàn)1為空間圍護面積，F(xiàn)2為圍護被遮擋部分的面積[2]。計算外圍結(jié)構(gòu)冷負荷Q2，公式為

Q2=K1F1t1-t2+Δt3+Δt4

(2)

其中，K1為外圍結(jié)構(gòu)傳熱系數(shù)，t1為系統(tǒng)調(diào)節(jié)空間外的日平均溫度，t2為系統(tǒng)空間內(nèi)日平均溫度，Δt3為圍護外表面福射平均溫升，Δt4為溫度波動部分的綜合負荷溫差[3]。計算地面冷負荷Q3，公式為

Q3=K2W1W2t1-t2+Δt4

(3)

其中，K2為地面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W1為地面面積，W2為距離外圍結(jié)構(gòu)固定距離以內(nèi)的地面面積[4]。將環(huán)境因素導(dǎo)入系統(tǒng)密閉空間，分析圍護環(huán)境冷負荷，針對達不到系統(tǒng)溫度要求的空氣溫度，計算新風冷負荷Q4，公式為

Q4=h1-h2L1-βδ

(4)

其中，h1為系統(tǒng)空間外的空氣焓值，h2為空間內(nèi)空氣焓值，L為深入系統(tǒng)空間內(nèi)的新風量，β為全熱回收效率，當系統(tǒng)無熱回收時，取值為0，δ為系統(tǒng)空間內(nèi)的排風比例[5]。考慮系統(tǒng)空間熱濕參數(shù)，包括地溫、空氣濕度、風向、空氣溫度等因素，計算滲透空氣冷負荷Q5，公式為

Q5=13.6ξAh1-h2

(5)

其中，A為系統(tǒng)空間的空氣密度，ξ為深入系統(tǒng)空間的總空氣量。由于系統(tǒng)空間內(nèi)存在釋放熱量的設(shè)備，會影響系統(tǒng)運行環(huán)境溫度，計算設(shè)備冷負荷量Q6，公式為

Q6=φβEζRμ-τ

(6)

其中，φ為蓄熱系數(shù)與熱源冷負荷比值，β為蓄熱系數(shù)與散熱比值，E為熱源散熱量，ζ為設(shè)備熱表面散熱形成的冷負荷，μ為設(shè)備投入時刻，τ為冷負荷計算時刻，Rμ-τ為μ-τ期間內(nèi)設(shè)備散熱的冷負荷系數(shù)。至此完成暖通空調(diào)節(jié)能系統(tǒng)冷負荷的計算。

1.2 構(gòu)建暖通空調(diào)節(jié)能系統(tǒng)溫度場模型

對系統(tǒng)冷負荷進行實時監(jiān)測，當Q1、Q2、Q3、Q4、Q5、Q6達到穩(wěn)定值時，判斷暖通空調(diào)節(jié)能系統(tǒng)溫度場分布達到穩(wěn)定，構(gòu)建該種情況下的溫度場數(shù)學(xué)模型。將系統(tǒng)空間的測溫過程看作氣體湍流的流動過程，設(shè)定氣流假設(shè)條件，具體如下：將氣流看作不能壓縮的理想流體，劃分自然對流和強制對流兩種湍流流動，判定溫度變化能夠?qū)ο到y(tǒng)空間的空氣密度產(chǎn)生影響，并在空氣流動過程中忽略流體黏性力的熱量損耗[6]。在以上條件的約束下，將氣體流動看作完全湍流，忽略分子粘性的影響，推導(dǎo)系統(tǒng)測溫空間的湍動能輸運。耗散率ρ計算式為

ρ=G1+G2-aεY

(7)

其中，a為壓速湍流脈動膨脹系數(shù)，G2為平均速度梯度引起的湍動能產(chǎn)生，ε為湍流粘性系數(shù)，G1為浮力影響引起的湍動能產(chǎn)生，Y為湍流脈動膨脹系數(shù)對總耗散率的影響[7]。則湍動能b計算式為

b=B1ρεk+B2εkG1+G2

(8)

其中，B1為流體比熱容，B2為流體熱力學(xué)溫度，k為系統(tǒng)空間傳熱系數(shù)。計算流體力學(xué)的連續(xù)性方程，其微分形式表達式為

b=?φ?v+?φux?x+?φuy?y+?φuz?z

(9)

其中，ux為x方向流體流動的速度分量，uy為y方向速度分量，uz為z方向速度分量，v為流體流動時間，φ為流體流動密度。根據(jù)牛頓第二定律，導(dǎo)出x、y、z三個方向的動量方程，計算式為

?φux?x=-?S?x+?λx?x+?λy?y+?λz?z+φfx

?φuy?y=-?S?y+?λx?x+?λy?y+?λz?z+φfy

?φuz?z=-?S?z+?λx?x+?λy?y+?λz?z+φfz

(10)

其中，fx、fy、fz分別為x、y、z三個方向的單位質(zhì)量力，方向垂直向上，S為流體微元體上的壓強，λx、λy、λz分別為x、y、z三個方向因分子黏性作用在微元體表面上的粘性應(yīng)力分量。將式(8)和式(10)都代入式(9)，得到暖通空調(diào)節(jié)能系統(tǒng)溫度場數(shù)學(xué)模型。至此完成暖通空調(diào)節(jié)能系統(tǒng)溫度場數(shù)學(xué)模型的構(gòu)建。

1.3 模擬仿真空調(diào)節(jié)能系統(tǒng)測溫數(shù)值

對溫度場數(shù)學(xué)模型進行邊界約束，模擬仿真暖通空調(diào)節(jié)能系統(tǒng)測溫數(shù)值。對溫度場進行多網(wǎng)格劃分，設(shè)置各網(wǎng)格區(qū)域內(nèi)的溫度場邊界條件，包括定義流體域參數(shù)、入口邊界、出口邊界、左右壁面邊界條件、頂棚邊界、底板邊界、前壁面和后壁面，約束各網(wǎng)格區(qū)域內(nèi)的溫度場[8]。采用局部單項化處理方式，忽略邊界節(jié)點對內(nèi)節(jié)點的影響，同時結(jié)合當量直徑算法，避免出口和入口的回流現(xiàn)象。出入口當量直徑ψ計算式為

ψ=2χγχ+γ

(11)

其中，χ為流體出入口長度，γ為流體出入口寬度。則流體入口湍流強度I計算式為

I=0.16FH1MH2D-12

(12)

其中，D為流體出入口當量直徑ψ的雷諾數(shù)，H1為流體入口平均流動速度，F(xiàn)為入口過流面積，H2為速度脈動均方根值，M為濕周長度。壁面邊界條件則需進行歸類簡化處理，將壁面歸為一個整體面，根據(jù)壁面?zhèn)鳠岱绞皆O(shè)置系統(tǒng)測溫的壁面溫度。布置系統(tǒng)測溫空間的測點，改變以上邊界條件的各個參數(shù)設(shè)定，獲得系統(tǒng)測溫的多個變化因素，迭代運算各個網(wǎng)格區(qū)域內(nèi)的溫度場，直至動量方程殘差達到收斂，再使用PHOENICS軟件，導(dǎo)出三維網(wǎng)格的溫度場分布，得到系統(tǒng)測溫的空間溫度分布。至此完成空調(diào)節(jié)能系統(tǒng)測溫數(shù)值的模擬仿真，實現(xiàn)暖通空調(diào)節(jié)能系統(tǒng)測溫數(shù)值模擬仿真方法設(shè)計。

2 實驗論證分析

進行對比實驗，將此次設(shè)計仿真方法記為實驗A組，兩種傳統(tǒng)暖通空調(diào)節(jié)能系統(tǒng)測溫數(shù)值模擬仿真方法，分別記為實驗B組和實驗C組，比較溫度模擬值與實際值的差值、數(shù)值模擬時間以及溫度模擬值波動范圍。

2.1 實驗準備

將暖通空調(diào)節(jié)能系統(tǒng)安裝在駕駛室內(nèi)，在駕駛室內(nèi)布置多個測點，開啟系統(tǒng)，設(shè)定暖通空調(diào)溫度為固定值，使汽車怠速工況。實驗選取黑色汽車，確保太陽光直射到空地上，駕駛室外形尺寸為2 540×1 340×1 230 mm，左側(cè)送風口為60×85 mm，中央送風口為80×75 mm，右側(cè)送風口為75×85 mm，回風口為110×130 mm。實驗儀器技術(shù)參數(shù)如表1所示。

實驗A組計算各個采樣時間段內(nèi)，不同朝向的暖通空調(diào)節(jié)能系統(tǒng)冷負荷，具體如表2所示。

表1 實驗技術(shù)參數(shù)和初始參數(shù)

表2 系統(tǒng)冷負荷計算結(jié)果

對汽車駕駛室進行網(wǎng)格劃分，得到節(jié)點總數(shù)為672 828個，網(wǎng)格總數(shù)為3 625 109個，則各時間段的系統(tǒng)測溫數(shù)值模擬，具體如圖1所示。

2.2 實驗結(jié)果

2.2.1 第一組實驗結(jié)果

在汽車理想工況下，統(tǒng)計駕駛室內(nèi)各測點溫度實測數(shù)據(jù)及三組仿真方法數(shù)值模擬得到的數(shù)據(jù)，比較各測點模擬溫度范圍與實測溫度數(shù)據(jù)的差值，實驗對比結(jié)果如圖2所示。

由圖2可知，實驗A組模擬溫度的平均差值為1.31 K，模擬溫度數(shù)據(jù)與實測數(shù)據(jù)基本吻合，實驗B組和實驗C組的模擬溫度平均差值分別為3.41 K和4.19 K，相比實驗B組和實驗C組，A組模擬溫度差值分別減少了2.10 K和2.88 K。

(a) 6:00—7:30系統(tǒng)測溫模擬仿真

圖2 模擬溫度差值對比結(jié)果

2.2.2 第二組實驗結(jié)果

在第一組實驗的基礎(chǔ)上，進行多次實驗，統(tǒng)計三組方法的溫度數(shù)值模擬時間，實驗對比結(jié)果如圖3所示。

由圖3可知，實驗A組溫度數(shù)值模擬時間平均值為3.18 s，實驗B組和實驗C組的平均溫度模擬時間分別為11.98 s和15，99 s，相比實驗B組和實驗C組，A組溫度數(shù)值模擬時間分別縮短了8.80 s和12.81 s。

圖3 溫度模擬時間對比結(jié)果

2.2.3 第三組實驗結(jié)果

統(tǒng)計采樣時間段內(nèi)各測點的模擬溫度數(shù)值，比較溫度模擬值波動范圍，實驗對比結(jié)果如圖4所示。

由三組溫度數(shù)值模擬曲線可知，實驗A組溫度模擬值波動明顯小于實驗B組和實驗C組的溫度模擬值波動，溫度數(shù)值模擬更加平穩(wěn)。綜上所述，此次設(shè)計方法降低了模擬溫度數(shù)據(jù)與實測溫度的差值，提高了系統(tǒng)測溫數(shù)值模擬的準確性，其仿真結(jié)果能夠?qū)囟确植歼M行合理判斷，縮短了測溫數(shù)值模擬仿真時間，降低了模擬值波動范圍，保證了系統(tǒng)測溫仿真結(jié)果的穩(wěn)定性。

圖4 溫度模擬值波動對比結(jié)果

3 總結(jié)

此次研究對系統(tǒng)測溫數(shù)值模擬進行仿真，提高了仿真結(jié)果的準確性和穩(wěn)定性。但此次研究仍存在一定不足，在今后的研究中，會對溫度數(shù)據(jù)進行大數(shù)據(jù)采集，分析系統(tǒng)測溫變化規(guī)律，進一步提高仿真方法的適用性。