吳曉軍 尹 川 鄧 林 陳海林

（內(nèi)江市特種設備檢驗所 內(nèi)江 641000）

近年來夏季氣溫屢創(chuàng)新高，我國連續(xù)多日發(fā)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(nèi)，各部件溫度容易超過正常工作范圍；其驅(qū)動主機、控制柜等發(fā)熱部件均位于井道內(nèi)，進一步提高了井道內(nèi)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(nèi)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(nèi)是否采取了通風措施，將會極大影響井道內(nèi)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(huán)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(nèi)部氣溫（56.1 ℃）

圖3 井道內(nèi)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(shù)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(fā)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(nèi)熱效應主要可分為以下幾個方面：來自陽光對井道內(nèi)空氣及電梯部件的直接熱輻射；控制柜、能耗電阻、驅(qū)動主機、制動器等部件在工作時發(fā)熱后通過對流加熱井道內(nèi)空氣；井道內(nèi)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(shù)，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(fā)熱元件的對流換熱效應，并將制動器、能耗電阻、控制柜、驅(qū)動主機作為井道內(nèi)的發(fā)熱元件進行分析。采用CFD 方法，通過建立穩(wěn)態(tài)、瞬態(tài)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(shù)

發(fā)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(xiàn)，根據(jù)牛頓冷卻公式[見式（1）]，選取合適的對流換熱系數(shù)，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(shù)；

tw，tf——固、流體溫度。

研究表明，對于上述對流換熱系數(shù)的確定有理論分析法、試驗測量法和數(shù)值計算法[1-2]。散熱體由于表面積、發(fā)熱功率、表面空氣流動情況均存在差異，大多數(shù)情況下現(xiàn)場不具備試驗室測量條件，在工程實踐中多選用現(xiàn)場初始參數(shù)與工程軟件參數(shù)調(diào)節(jié)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(shù)見表1。

表1 電梯部分結構參數(shù)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(nèi)發(fā)熱部件分析

電梯在井道內(nèi)的主要發(fā)熱部件有制動器、能耗電阻、控制柜、驅(qū)動主機等，對這4 類發(fā)熱部件進行初始設置，采用SolidWorks Simulation 軟件對單獨的部件進行穩(wěn)態(tài)與瞬態(tài)分析可獲得其相應的熱力參數(shù)。采用發(fā)熱功率、對流換熱系數(shù)作為可變邊界條件對上述部件的發(fā)熱情況進行穩(wěn)態(tài)分析，可通過仿真計算獲得實際的表面換熱系數(shù)。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(fā)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(shù)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(shù)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(tài)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(nèi)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(qū)動主機的環(huán)境溫度、部件表面溫度、發(fā)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(shù)。

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(lián)組合而成。圖7、圖8 為簡化的單層鋁熱電阻管進行穩(wěn)態(tài)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(nèi)的發(fā)熱部件，如變頻器、控制板、變壓器等，驅(qū)動主機熱量主要來源于內(nèi)部驅(qū)動線圈阻抗發(fā)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(qū)動主機模型

圖12 驅(qū)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(shù)與收斂溫度范圍，見表3。

表3 不同換熱系數(shù)對收斂溫度的影響

經(jīng)試驗及仿真分析，由表3 可見，該電梯各發(fā)熱部件的對流換熱系數(shù)取值，見表4。

表4 各發(fā)熱部件表面對流換熱系數(shù)取值

1.3 井道內(nèi)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(nèi)，發(fā)熱部件與空氣對流產(chǎn)生的熱量被井道內(nèi)空氣吸收，根據(jù)熱量計算式（2）及熱功率與熱量換算式（3）：

式中：

E——發(fā)熱部件與空氣對流產(chǎn)生的熱量；

m——物體質(zhì)量；

c——比熱容；

P——各部件考慮對流換熱系數(shù)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(fā)熱功率、對流換熱系數(shù)等參數(shù)加載至井道模型進行瞬態(tài)分析發(fā)現(xiàn)：在初始條件下4 h（14 400 s）后，井道內(nèi)平均氣溫為43.9 ℃，僅升高1.3 ℃。圖13 為控制柜（含散熱電阻）、驅(qū)動主機（含制動器）附近及無發(fā)熱部件的井道內(nèi)熱力云圖。

圖13 各發(fā)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(nèi)溫度的升高來自上述4 類熱源。2）發(fā)熱部件的熱量能被周圍空氣穩(wěn)定吸收，但井道內(nèi)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(nèi)發(fā)熱部件產(chǎn)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(shù)十瓦至數(shù)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(nèi)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(shù)較低，導致熱量散失較慢，據(jù)統(tǒng)計，整體在與周圍環(huán)境達到換熱平衡時，各種不同結構的觀光電梯井道內(nèi)氣溫較周圍環(huán)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(guī)范第1 部分：乘客電梯和載貨電梯》中E.3.2 條規(guī)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(huán)境溫度、陽光是否直接照射、井道內(nèi)空氣是否新鮮等。

自2020年起，四川省發(fā)布了《四川省既有住宅加裝電梯檢驗規(guī)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(wǎng)的防雨百葉窗。

上述規(guī)定對井道內(nèi)、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(nèi)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(diào)整系數(shù)

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(xù)運行時，井道內(nèi)空氣在一定時間內(nèi)會與外界自然環(huán)境中空氣發(fā)生完全交換，這種交換作用也使得井道內(nèi)外溫度達到平衡。

自然通風狀態(tài)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(nèi)空氣與外界自然環(huán)境發(fā)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(nèi)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(diào)整系數(shù)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(jīng)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(nèi)流體仿真

由于陽光輻射產(chǎn)生的熱能最終通過對流加熱井道內(nèi)空氣，且仿真時不易獲得云層系數(shù)等基本參數(shù)，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(nèi)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(tài)。將井道壁作為發(fā)熱部件進行分析，圖14 為不同輻射功率與4 h 后井道內(nèi)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(shù)據(jù)為仿真發(fā)熱功率，曲線為井道內(nèi)平均氣溫擬合值。陽光輻射熱功率經(jīng)計算約為9.5 kW，4 h后井道內(nèi)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(nèi)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(nèi)平均氣溫在4 h 內(nèi)僅從42.6 ℃上升至44.5 ℃。實際上，本文中井道內(nèi)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(nèi)、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(huán)境惡化的主要原因，采取合適的方法可大幅優(yōu)化井道內(nèi)的熱環(huán)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(jīng)分析可知，風口是井道內(nèi)陽光輻射熱量能否散發(fā)的關鍵因素，即使風口較小、電梯速度較低，井道內(nèi)空氣仍能在數(shù)分鐘內(nèi)與外界發(fā)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(nèi)外的熱效應是一個復雜的模型，本文側重分析井道內(nèi)熱量產(chǎn)生的原因及井道內(nèi)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(nèi)可能產(chǎn)生阻礙空氣交換的湍流現(xiàn)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(tài)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(qū)動主機、制動器附近及井道氣溫，無發(fā)熱部件處井道氣溫）見圖16。

圖16 各發(fā)熱部件及其附近井道熱力云圖