徐 浩 ，段小匯 ，段文勇 ，劉 瑋

1.鹽城工學院 電氣工程學院，江蘇 鹽城 224002；2.江蘇金風科技有限公司，江蘇 鹽城 224000

全空氣空調(diào)直流式系統(tǒng)又稱為全新風系統(tǒng)，是典型的集中式空調(diào)系統(tǒng)，具有送風量大、換氣充分、空氣污染小等優(yōu)點，適用于商場、超市、宴會等大型場所［1-2］。本文以THPZXC-1 型全空氣空調(diào)系統(tǒng)實驗裝置為研究對象，利用ANSYS CFX軟件對其進行數(shù)值模擬，通過改變送風屬性如送風速度、溫度和濕度等，分析室內(nèi)環(huán)境的速度場、溫度場和相對濕度場的分布情況，為全空氣空調(diào)直流式系統(tǒng)的工程設(shè)計提供參考。

1 模型建立

THPZXC-1 型全空氣空調(diào)實驗裝置［3］主要由空氣循環(huán)系統(tǒng)（1～11）、風冷熱泵系統(tǒng)（14）、冷（熱）媒水系統(tǒng)（12和13）和蒸汽系統(tǒng)（15）4個部分組成，如圖1 所示。室內(nèi)環(huán)境數(shù)值模擬主要研究其中的空氣循環(huán)系統(tǒng)?？諝庋h(huán)系統(tǒng)由空氣處理機組、模擬房間和回（排）風管3大部分組成，其中空氣處理機組包括預熱器、表面式換熱器、蒸汽噴管、再熱器和送風機等，主要實現(xiàn)對新鮮空氣的處理。

圖1 實驗裝置Fig. 1 Experimental setup

根據(jù)THPZXC-1型全空氣空調(diào)系統(tǒng)實驗裝置的尺寸并結(jié)合直流式工況，建立等比例的全空氣空調(diào)直流式系統(tǒng)三維模型，如圖2 所示。模型中空氣 處理機 組尺寸 為2 351 mm×388 mm×378 mm，機組中布置5個溫濕度傳感器、3個U 型表面式換熱器和1 個蒸汽發(fā)生器；送風機尺寸為Φ108.17 mm×100 mm；空調(diào)房間尺寸為401 mm×388 mm×904 mm，房間中安裝1 個溫濕度傳感器；排風管道尺寸為2 007 mm×388 mm×220 mm，排風管道中安裝1個溫濕度傳感器。全空氣空調(diào)直流式系統(tǒng)采用下送上回的送風方式，新風在空氣處理裝置中處理之后，通過送風機輸送到模擬房間。

圖2 全空氣空調(diào)直流式系統(tǒng)模型Fig. 2 Model of all-air air conditioning DC system

2 理論基礎(chǔ)

為研究全空氣空調(diào)直流式系統(tǒng)室內(nèi)熱濕環(huán)境變化，作出如下假設(shè)：

（1）系統(tǒng)中的空氣為理想氣體，不可壓縮且滿足Boussinesq假設(shè)；

（2）系統(tǒng)內(nèi)的空氣流動為穩(wěn)態(tài)湍流；

（3）系統(tǒng)密閉性良好，不考慮漏風帶來的擾動影響。

對全空氣空調(diào)直流式系統(tǒng)室內(nèi)熱濕環(huán)境進行數(shù)值模擬，模型的各微分方程如下所示：

（1）質(zhì)量守恒方程

式中：ρ是空氣密度，kg/m3；t是空氣流動時間，s；Ux、Uy、Uz分別為空氣流速U在x、y、z方向上的分量，m/s。

（2）動量守恒方程

式中：P為空氣的靜壓，Pa；τ為應(yīng)力張量，Pa；ρf為體積力，N；F為其他源項，N。

（3）能量守恒方程

式中：cp為空氣的定壓比熱，J/(kg?K)；T為空氣的熱力學溫度，K；φ是空氣的傳熱系數(shù)，W/(m?K)；Sh為定義的體積源，W。

（4）k湍流動能方程（k方程）

式 中：k是 湍 流 動 能，J；μ是 湍 流 黏 性 系 數(shù)，kg/(m?s-1)；μn是湍流黏度，Pa·s；σk表示k的湍流普朗特常數(shù)；Pg是平均速度梯度產(chǎn)生的湍流動能，J；Pb是浮力產(chǎn)生的湍流動能，J；ε是湍流耗散率，表達式為其中，σε表示ε的湍流普朗特常數(shù)，c1、c2是常數(shù)項。

σk、σε、c1、c2取值見表1。

表1 各系數(shù)取值Table 1 Value of each coefficient

（5）組分運輸守恒方程

式中：Yi為組分i的體積百分數(shù)，%；vi為組分i的速度，m/s；Di為組分i的擴散系數(shù)，m2/s；Ri為組分i化學反應(yīng)產(chǎn)生的源項，mol/（L·s）；Si為組分i定義的源項，kg/(m3?s)。

3 模擬狀況及結(jié)果分析

模擬時，保持送風口、出風口的尺寸和位置不變，設(shè)置入口邊界條件，分別為：房間初始溫度25 ℃、相對濕度30%，出口邊界條件為標準大氣壓，送風機轉(zhuǎn)速為2 600 r/min，空氣處理機組、房間和排風管的壁面邊界條件為wall。根據(jù)表2 的不同工況，依次改變送風的速度、溫度和濕度，研究送風物理屬性變化對室內(nèi)熱濕環(huán)境的影響。

表2 A、B、C工況參數(shù)設(shè)計Table 2 Design of operating parameters A， B and C

3.1 不同送風速度對室內(nèi)環(huán)境的影響

根據(jù)表2 中A1～A3 工況，在全空氣空調(diào)直流式系統(tǒng)采用下送上回的送風方式下，保持送風溫度（14 ℃）和相對濕度（40%）不變，選擇空調(diào)房間模型Z=250 mm 截面和Y=2 645 mm 截面，研究入口送風速度的改變對室內(nèi)環(huán)境的影響。

3.1.1 室內(nèi)溫度的影響

在A1～A3 工況下，Z=250 mm 截面和Y=2 645 mm 截面的溫度分布如圖3 所示。從圖3 可以看出，新風進入空氣處理機組后，經(jīng)過送風機輸送至房間，由于送風溫度低于室內(nèi)環(huán)境初始溫度，送風空氣密度大于室內(nèi)空氣密度。當風速較高時，氣流在送風機高速轉(zhuǎn)動的作用下，沿著送風方向不斷向前流動，并向四周擴散，流動的高度也逐漸降低。氣流到達房間壁面后沿著房間壁面向上流動，在房間中形成渦流，使得房間四周及中心位置底部的溫度迅速降低，房間四周與中心位置的溫差減大；當風速較低時，氣流在送風機高速轉(zhuǎn)動的作用下，沿著房間四周流動，形成渦流，使得房間四周的溫度緩慢降低，房間中心位置溫度較高且分布比較均勻集中，房間四周與中心位置溫差較小，同時在氣流到達房間壁面后不能一直沿著房間四周向上流動，從而在房間頂部出現(xiàn)平均溫度最高的現(xiàn)象。

圖3 A1～A3工況下不同截面的溫度分布Fig. 3 Temperature distribution of different sections in operating conditions of A 1～A3

A1～A3 工況下，室內(nèi)氣流組織情況如圖4所示。

圖4 A1～A3工況下氣流組織分布Fig. 4 Air distribution in operating conditions of A1～A3

3.1.2 室內(nèi)濕度的影響

在A1～A3 工況下，Z=250 mm 截面和Y=2 645 mm 截面的相對濕度分布如圖5 所示。從圖5 可以看出：房間內(nèi)部平均相對濕度隨著送風速度的增加而增加，并且送風速度越快，室內(nèi)相對濕度的分布越均勻；房間底部和四周受到送風機轉(zhuǎn)動的影響，溫度較低，相對濕度較高，即相對濕度的變化趨勢和溫度變化趨勢相反。

圖5 A1～A3工況下不同截面的相對濕度分布Fig. 5 Relative humidity distribution of different sections in operating conditions of A 1～A3

3.2 不同送風溫度對室內(nèi)環(huán)境的影響

3.2.1 室內(nèi)溫度的影響

在B1～B3 工況下，在送風速度、濕度保持不變，改變送風溫度時，Z=250 mm 截面的溫度分布情況如圖6 所示。由圖6 可知，3 種工況的溫度分布情況類似，房間四周溫度均低于中心位置溫度。當送風溫度為14 ℃時，新風與房間環(huán)境溫差較大，對房間的降溫效果最明顯，房間內(nèi)部溫度在14～20 ℃之間，房間四周與中心位置溫度分層十分明顯；當送風溫度為18 ℃時，房間內(nèi)部溫度在18～22 ℃之間，新風對房間的降溫效果減弱，但是房間四周與中心位置的溫差較大；當送風溫度為22 ℃時，新風與房間初始環(huán)境的溫差較小，房間內(nèi)部溫度在22～24 ℃左右，房間四周與中心位置的溫差較小，溫度分布均勻。顯然，隨著送風溫度的不斷增加，房間的制冷效果不斷減弱，當送風溫度接近房間初始溫度時，房間四周與中心位置的溫差較小，沒有明顯的溫度分層，房間內(nèi)部的制冷效果不明顯。

3.2.2 室內(nèi)濕度的影響

在B1～B3 工況下，在送風速度、濕度保持不變，改變送風溫度時，Z=250 mm 截面的相對濕度分布情況如圖7 所示。由圖7 可知，由于新風相對濕度為40%，高于房間初始相對濕度30%，在送風機的作用下，新風對房間內(nèi)部進行加濕，房間四周的相對濕度得到明顯提升，但房間中心位置的相對濕度提升較小；隨著送風溫度升高，房間內(nèi)部加濕效果減弱。通過數(shù)值計算，得到3 種工況下Z=250 mm 截面的平均相對濕度分別為36.2%、35.7%、35.6%。

比較圖6、圖7 可以發(fā)現(xiàn)，房間相對濕度的分布趨勢與溫度的分布趨勢正好相反，即相對濕度越高，溫度越低。

圖6 B1～B3工況下Z=250 mm截面的溫度分布Fig. 6 Temperature distribution at Z=250 mm section in operating conditions of B1～B3

圖7 B1～B3工況下Z=250 mm截面的相對濕度分布Fig. 7 Relative humidity distribution at Z=250 mm section in operating conditions of B1～B3

3.3 不同送風濕度對室內(nèi)環(huán)境的影響

3.3.1 室內(nèi)溫度的影響

在C1～C3工況下，送風速度、溫度保持不變，改變送風濕度時，Z=250 mm 截面的溫度分布情況如圖8 所示。由圖8 可知，不同送風相對濕度下，房間截面溫度分布基本一致，房間進風口的溫度最低，房間中心位置溫度普遍高于周圍區(qū)域，溫度分層現(xiàn)象明顯。這是由于送風相對濕度較低時，同樣溫度下的空氣焓值更小，更容易進行房間內(nèi)部的冷卻，使房間內(nèi)部較快地冷卻到較低的溫度，但是送風相對濕度的變化并沒有改變房間內(nèi)的溫度分布趨勢。

圖8 C1～C3工況下Z=250 mm截面的溫度分布Fig. 8 Temperature distribution at Z=250 mm section in operating conditions of C1～C3

3.3.2 室內(nèi)濕度的影響

在C1～C3 工況下，在送風速度、溫度保持不變，改變送風濕度時，Z=250 mm 截面的相對濕度分布情況如圖9 所示。由圖9 可知，不同送風相對濕度下，Z=250 mm 截面的相對濕度分布情況基本一致，房間中心位置的相對濕度普遍低于房間四周，相對濕度分層現(xiàn)象明顯，房間進風口和角落區(qū)域的相對濕度最低；隨著送風相對濕度的增大，房間平均相對濕度也相應(yīng)增大，但是分布規(guī)律沒有太大變化。

比較圖8、圖9 可以發(fā)現(xiàn)，圖9 相對濕度場的分布趨勢與圖8 溫度場分布趨勢類似，新風主要是以受迫對流的方式和房間內(nèi)部進行組分和能量交換。通過數(shù)值計算，得到C1～C3 工況下Z=250 mm 截面的平均相對濕度分別為35.6%、47.3%、58.9%。

圖9 C1～C3工況下Z=250 mm截面的相對濕度分布Fig. 9 Relative humidity distribution at Z=250 mm section in operating conditions of C1～C3

4 結(jié)論

以THPZXC-1型全空氣空調(diào)系統(tǒng)實驗裝置為研究對象，利用ANSYS CFX 軟件對其進行數(shù)值模擬，通過改變送風速度、溫度和濕度等，分析室內(nèi)環(huán)境的速度場、溫度場和相對濕度場的分布情況，得出以下結(jié)論：

（1）保持送風溫度和濕度不變，改變送風速度，發(fā)現(xiàn)送風速度越快，空氣流量越多，房間內(nèi)的溫度分布越均勻，溫差越?。皇覂?nèi)溫度與濕度的變化趨勢正好相反，溫度越低，相對濕度越高。

（2）保持送風速度和濕度不變，改變送風溫度，發(fā)現(xiàn)送風溫度越高，室內(nèi)相對濕度越低；當送風溫度較低時，房間四周和中心位置溫差較大，當送風溫度接近室內(nèi)初始溫度時，室內(nèi)溫度分布最為均勻。

（3）保持送風速度和溫度不變，改變送風濕度，發(fā)現(xiàn)送風濕度變化對室內(nèi)溫度的影響很小，但對室內(nèi)相對濕度的影響十分明顯，即送風濕度 越大，房間平均相對濕度越高。