送風口間距對層式通風熱舒適性能影響的研究

馬江澤 程勇 廖春暉

重慶大學土木工程學院

提高夏季建筑室內的空氣溫度可以節約能源，減 少二氧化碳的排放[1]。目前的標準允許提高空氣速度，以抵消增加的室溫對室內人員的熱舒適的影響[2]。Lin等在綜合前人研究的通風方式的基礎上，提 出新型通風方式-層式通風方式，其以形成新鮮空氣層并直接送到呼吸區為特點。通過位于側墻上且略高于工作區的送風口來實現，房間熱中性溫度能達到約 27 ℃[3]。與混合通風和置換通風相比，在 相同的熱舒適條件下，層式通風空調系統每年分別可節約至少44%和25%[4]。為了更好的指導層式通風的設計和運行，Y ao 等人使用實驗和數值模擬的方法，研 究了空氣末端的布局對層式通風性能的影響，發 現將回風口設置送風口同側墻的下部有助于工作區空氣混合，有 較好熱舒適和空氣質量，且這種布置還有助于節省系統安裝的空間。隨后，他 們也發現能達到較好通風性能的層式通風末端類型[5-6]。然而，目 前沒有針對層式通風送風方式下的送風風口間距對通風性能影響的研究。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展。風口間距越小，多 股射流的卷吸作用越強越容易匯流[7-8]。在層式通風房間，通 過布置在側墻的送風口直接將處理過的空氣送入人員呼吸區，形 成的多股送風射流直接以對流的方式帶走工作區內熱量。如果送風風口間距過小，多 股射流匯流后進入工作區，射 流區在工作區內過于集中，射 流集中區域兩側空氣流動不足。如果送風風口間距過大，在 工作區范圍內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，射流間空區與射流交替分布在工作區內，而 空區相對較熱。因此找到合適的送風風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

本實驗是在重慶大學城市建設與環境工程學院實驗樓環境倉內進行。環境倉尺寸為 5850 mm×5057 mm×2554 mm，如 圖1 所示。墻壁窗戶均為內圍護結構，其 中一面內墻同側上下分別布置五個雙層百葉送/回風口，所有風口尺寸均為180 mm×1 80 mm，上排風口下沿距地面的高度為 1250 mm，下 排風口下沿距地面高度為 395 mm。實驗使用三個送風口和回風口，將 實驗中未使用的風口進行密封處理，相 鄰兩風口的間距為650 mm。實 驗過程中工作區內布置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。每個假人內部都放置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 實驗內容

為了獲取工作區內的溫度和速度的分布情況，在 工作區內布置 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）。送風速度為 1.6 m/s，送 風溫度為22.8 ℃，此 送風工況下實測的房間溫度為 27.1 ℃，滿 足層式通風的房間熱中性溫度27 ℃[9]。

圖2 測點布置平面圖

2 數值模擬研究

2.1 物理模型

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

圖3 房間物理模型

2.2 模擬設置

層式通風通過提高送風速度以改善較高空氣溫度下室內的熱舒適，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：氣 流流動為紊態流動。室 內氣體為不可壓縮流體，且 符合 Boussinesq假設，即 認為流體密度變化僅對浮升力產生影響。室內氣體屬于牛頓流體，作 定常流動。流場具有高湍流Re 數，流 體的紊流粘性具有各向同性。

使用商業軟件Fluent 進行模擬計算。兩方程的模型均能較好預測通風空調室內空氣流動[10]。其中標準k-ε模型由于其在預測室內氣流方面具有良好的精度，數 值穩定性和計算效率，因 此在研究中得到了廣泛應用[11-12]。此外，該 模型在層式通風辦公室得到了驗證，其 性能略優于RNG 模型[13]。因此本研究使用標準k-ε模型，由 于標準k-ε模型僅適用于主流，因 此采用標準壁函數來模擬近壁區域的湍流特性[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 假設來估計由于溫度改變導致的密度變化，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 ℃。排風口為自由出流邊界（outflow）。為了保證模擬結果的準確性，在 模擬過程中，質 量殘差，動 量殘差，湍 流動能殘差和湍流耗散殘差的收斂準則設置為 10-4，能量殘差和輻射強度殘差的收斂準則設為10-6。

2.3 模擬驗證

為保證數值模擬方法的可靠性，進行定量的分析，分 別計算了六種網格數量下的房間工作區風速和溫度模擬結果與實測結果的均方根誤差RMSE。相較于其他數量的網格模型，2 110000 網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，采用網格數為2110000 的網格模型進行數值模擬計算研究，除 了送風風口間距不同外，模 擬計算過程中的設置和使用的邊界條件完全相同。將 其中line5測線的溫度和速度模擬結果與實測結果做直觀比較，如圖4。

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

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 體上模擬結果與實驗結果吻合較好，但 少數位置的模擬數據與實驗數據的差異略大，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定導致的。

2.4 評價指標

在本研究中，為 了評價不同送風風口間距下的層式通風的熱舒適性能，將 采用下面的評價指標：①預測平均熱感覺投票 PMV[2]。②層式通風有效通風溫度EDTS。

EDTS 是對現有的混合通風有效通風溫度（EDT）進行的修正，用于評價層式通風熱舒適指標。這些評價指標采用用戶自定義函數 UDFs（user define functions）編 譯到Fluent 軟件進行計算。假設房間是用作自習室使用，故將PMV 計算程序公式內的人員的活動代謝水平設為1 met，服 裝熱阻取夏季工況典型的著裝熱阻0.57 clo。根據標準 ASHRAE 55-2013[15]以及層式通風性能評價和設計指南[7]，為 實現室內滿意的熱舒適，這 些評價指標應該限制在一定范圍內：-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為層式通風有效通風溫度，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 結果及分析

3.1 室內氣流組織

為了分析送風風口間距對室內氣流組織的影響，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風口間距工況下的速度和溫度分布云圖，可 以看出送風風口間距對室內氣流組織有明顯的影響。在 500 mm 的最小送風風口間距下，三 股送風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 速較大溫度較低，人 員易感到涼爽或偏冷。然 而，在 兩側的人員附近，空氣的流動明顯不足且溫度較高，人 員容易感覺到環境偏熱。在 1300 mm 的最大送風風口間距下，三 股送風射流自風口射出后，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，在 空區會出現空氣流速偏低溫度偏高的情況，空 區內的人員易感到環境偏熱，各 個單一射流路徑上的人員則會感到涼爽或偏冷。以上兩種情況說明，送 風風口間距過小或過大都會在空間形成較大的熱不均勻環境。

結合送風風口間距從 500 mm 到 1300 mm 的速度和溫度分布云圖演變過程，可 以看出，隨 著送風風口間距的增大，起初 500 mm 送風風口間距下出現的射流高集中度現象逐漸減弱，多 股射流在第一排人員附近輻射的距離逐漸增大，工 作區兩側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 而當送風風口間距增加到950 mm 以后，隨著送風風口間距的增加，三 股送風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在逐漸增大，在1300 mm 送風風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域。綜合分析500 mm 到 1300mm 送風風口間距下室內氣流組織的變化過程，發 現其間存在一個較為合理的送風風口間距，在 工作區形成較為合理均勻的氣流組織，提 供給工作區人員較好的熱舒適性環境。

圖5 不同送風風口間距下Z=1.1 m 平面的速度分布

圖6 不同送風風口間距下Z=1.1 m 平面的溫度分布

3.2 熱舒適分析

通過室內氣流組織的分析，初 步推測在 500～1300 mm 內存在較為合理的送風風口間距。本研究繼續結合熱舒適分析，以 PMV 和EDTS 作為評價指標，進一步確定能提供較好熱舒適環境的送風風口間距。層式通風的研究表明，在 地面以上1.1 m 處的PMV 結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 與送風風口間距L 的函數關系式，圖 7 給出了擬合曲線。

圖7 PMV 和EDTS 隨送風風口間距變化圖

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

4 結論

本文采用實驗數據驗證的CFD 數值模擬，結 合速度場，溫 度場和熱舒適分析，對 六種不同送風風口間距下的層式通風熱舒適性能進行了研究。研究結果表明：層 式通風房間送風風口間距會影響多股送風射流的相互作用，送 風風口間距過小，多 股射流過早匯流，匯流射流較為集中且向兩側擴散范圍較窄。送風風口間距過大，多 股射流匯流較晚甚至在工作區內保持單射流狀態，從 而影響室內氣流組織分布，以 致影響工作區的熱舒適。結合PMV 和EDTS 的熱舒適分析，發 現在本研究的層式通風送風參數和送風風口間距條件下，P MV 和 EDTS 與風口間距 L 都呈二次函數關系。較為合適的送風風口間距范圍為 800～1100 mm，且950 mm 為最佳送風風口間距，該送風風口間距下的PMV 和EDTS 絕對值最小，工作區最接近于熱中性環境。