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办公建筑中旋流风口地板 送风系统的设计及实验研究 同济大学 吴玉涛 李强民 妥思空调设备有限公司 邓时凯 摘要 基于地板送风与置换通风原理的相似性 参考办公室中置换通风的设计方法 结合 旋流风口地板送风系统的特性 提出旋流风口地板送风系统的设计方法 通过实验对设计方 法进行了验证 并对室内热舒适性进行了评价 关键词 地板送风 设计 区域温升因数 温度梯度 热舒适 Design a nd e xp erim e ntal study of und erfloor air distribution with swirl diffus ers for offic e buildings By Wu Y utao Li Qiangmin and Deng Shikai Abstract Based on similarity of the principle between underfloor air distribution UFAD systems and displacement ventilation DV systems referring the design method of the latter and the characteristics of the former with swirl diffusers presents a design method of the U FAD system Verifies the design method with an experiment and evaluates the indoor thermal comfort Keywords underfloorairdistribution design districtdimensionlesstemperature temperature gradient thermal comfort Tongji University Shanghai China 0 引言 地板送风和置换通风系统具有节能和提高室 内空气质量等优点 使得这两种系统成为当前研 究的热点 两者的基本原理相似 都会在室内产 生垂直方向的温度梯度和热力分层现象 但不同 之处在于 1 地板送风系统中送入活动区的空气 以较高的风速 从面积较小的散流器出口流出 在其他条件相同的情况下 旋流一次送风卷吸室 内下部空气 改变了地板附近区域空气的流动特 性 包括增大了地板附近空气混合量 提高了地 板附近空气温度 减小了地板附近垂直方向的温 度梯度 2 地板送风系统的局部送风条件通常 由工作人员独立控制 这可以提高工作人员对热 舒适环境的满意程度 笔者参考麻省理工学院提出的有关办公室置 换通风的设计方法 1 并结合旋流风口地板送风系 统的特性 提出一种针对旋流风口地板送风系统的 设计方法 通过实验对设计方法进行了验证 并对 采用地板送风系统时的室内热舒适进行评价 1 旋流风口地板送风的设计 1 1 设计适用条件 17 暖通空调HV QT为总冷负荷 QL 为顶部照明冷负荷 QEX为围护结构冷负荷 1 2 设计步骤 1 确定夏季室内设计温度th 地板送风房间中存在垂直温度梯度 由于办公 室中人员主要为坐姿 取人的坐姿呼吸高度1 1 m 处的温度为室内设计温度值 并记为th 2 计算夏季室内设计冷负荷 将冷负荷分为三部分 QOC QL和QEX 3 确定夏季消除室内冷负荷所需的送风量VC 由于地板送风室内存在垂直方向上的温度梯 度 为了满足人体热舒适要求 必须保证人体的头 脚温差 即地面以上1 1 m处和0 1 m处的温差 thf th tf小于2 则室内送风量VC m 3 s 可 由式 4 确定 VC OCQOC LQL EXQEX cp thf 4 式中 OC为人员与设备负荷中地面以上0 1 m 与 1 1 m之间的负荷所占比例 取0 295 L为工作 区以外负荷中地面以上0 1 m与1 1 m之间的负 荷所占比例 取0 132 EX为围护结构负荷中地面 以上0 1 m与1 1 m之间的负荷所占比例 取 0 185 为空气密度 kg m3 cp为空气比定压热 容 J kg OC L 与 EX是设计的关键 它们的取值与房 间高度和室内的热源分布形式有关 此处给出的 数值是在典型的办公室层高和室内热源形式 位 置的情形下总结出来的 具体见文献 1 对于 不同应用场合这些系数的取值值得进一步研究 4 确定保证室内空气质量所需的新风量Vf 新风量的确定可以根据现行国家标准计算 ASHRAE Standard 62 1989中规定室内新风量 时使用工作区内通风效率 的概念 并规定Vf Vr 其中混合通风最小新风量Vr根据式 5 确 定 3 Vr RPPD RBAB 5 式中 RP为每人所需的最小新风量 L 人 s PD为室内人数 人 RB为单位面积所需的最小新 风量 L s m2 AB为建筑面积 m2 3 4 1 e 0 28n QOC 0 4QL 0 5QEX QT 6 式中 n为换气次数 h 1 5 确定室内送风量V 送风量取消除室内冷负荷所需的送风量VC 和保证室内空气质量的新风量Vf中的较大值 即 V max V C Vf 6 确定送风温度ts ts tf f tex 7 式中 tex为送排风温差 tex QT cpV f为 地面区温升因数 0 1 m处的量纲一温度 文献 1 的实验研究表明 对于旋流风口地板送风系统 此值介于0 6 0 7之间 2 设计方法的实验研究 2 1 实验环境 实验室位于苏州某空调有限公司办公大楼内 实验房间尺寸为6 7 m 4 m 3 m 送风静压层高 度为0 35 m 房间内的设备为 2个暖体假人 坐 姿 散热量60 W 个 1 个办公桌 2把座椅 照明 设备 荧光灯18个 散热量40 W 个 圆柱形对流 热源 4 个 散热量120 W 个 模拟冷热墙 墙体 温度可控制 实验房间风口布置剖面图如图1所 示 设备布置平面图如图2所示 实验室实型如图 3所示 1地板送风器 2回风口 3荧光灯 图1 风口布置剖面图 2 2 实验仪器 温度和风量测量装置分别安装于送风干管和 27 设计参考 暖通空调HV 通过改变暖 体假人和电辐射加热器个数改变人员和设备负 荷 通过控制冷热墙温度改变围护结构负荷 房 间设计温度为26 设计头脚温差取2 各 次实验的负荷如表1所示 设计与计算参数如表 2所示 表1 典型空调冷负荷 实验1实验2实验3 灯光负荷 W320640772 人员设备负荷 W300300520 围护结构负荷 W8978951 098 总负荷 W1 5172 0152 390 单位面积负荷 W m2 567589 i Qi W297392458 表2 各典型空调冷负荷的设计与计算参数 实验1实验2实验3 送风量 m3 h 441582680 送风温度ts 17 917 817 8 地面区温升因数 f 0 60 60 6 送排风温差tex 10 210 310 4 回排风温度te 28 128 128 2 注 头脚温差th tf 2 需要指出的是 实验所用的暖体假人不模拟湿 负荷 主要原因为 1 在处理湿负荷方面 地板送风 比置换通风更有优势 而置换通风的设计方法可以 解决房间内湿负荷问题 因此基于置换通风设计方 法的地板送风设计在解决湿负荷方面也不存在问 37 暖通空调HV 2 在本实验中 人员作为湿负荷的 来源 在总负荷中所占比例非常小 对房间内的温 度分布和热舒适情况影响很小 暖体假人不模拟湿 负荷对实验结果影响很小 系统将送风温度和送风量调试到设计值 并当 房间处于稳定状态后记录回风温度 房间温度和墙 壁壁面温度 通过移动多点温度测量仪来测量和记 录房间内特定位置平面的温度分布 测量平面分别 距右墙1 0 1 6 2 2和2 8 m 其实际位置如图6所 示 平面1和2用于测量热源区温度分布 平面3和 4用于测量自由区温度分布 图7为测点布置图 测点由图中黑点表示 3 实验结果及分析 3 1 实验结果与计算参数比较 实验结果与计算参数比较如表3所示 表中送 风温度和送风量为实验设定值 由表3可知 3种 情况下 地面区温升因数 f均接近0 6 坐姿头脚 温 差均小于2 送排风温差也都接近设计值 图6 测量平面位置 图7 测点布置图 表3 实验结果与计算参数比较 房间温度 坐姿头脚温差 地面区温升系数回风温度 送回风温差 计算值实测值计算值实测值计算值实测值计算值实测值计算值实测值 实验126 025 62 00 90 600 6228 128 810 210 9 实验226 025 12 00 50 600 6428 128 510 310 7 实验326 025 32 00 50 600 6728 228 310 410 5 实验结果验证了设计方法的正确性 3 2 室内温度分布 3 2 1 水平温度分布 实验结果表明 在3种实验条件下 同一水平 高度温度比较均匀 最大偏差小于0 5 靠近热 源部分温度稍高 在自由区温度稍低 3 2 2 垂直温度分布 与水平方向温度分布相比 垂直方向存在较大 图8 实验1的垂直温度梯度 的温度梯度 通过计 算得到的3种情况下 温度梯度分别如图8 10所示 室内最低 温度都位于高度0 6 m左右 这与旋流风 口的特性有关 随着 送风量增大 垂直方 向温 度 梯 度 逐 渐 减 小 3种情况下站姿头脚温差 地面以上0 1 m与 图9 实验2的垂直温度梯度 1 7 m处的温差 分别 为1 8 2 7 2 0 ASHRAEStandard 55 1992 4 要 求 人 员 站姿的头脚温差小于3 而根据中国人身高 情况 头脚温差 地面 以上0 1 m与1 5 m处 的温差 分别为1 6 2 图10 实验3的垂直温度梯度 5 1 8 亦符合要 求 实验结果表明 地 面以上0 1 m与1 1 m处的温差实测值远 小于理论值 原因为 1 旋流风口的卷吸作 用使得室内下部区为 混合区 且室内最低温 度位于高度0 6 m左 47 设计参考 暖通空调HV 2 本实验的地板 送风系统通过管道将处理过的空气送到每个送风 口 通过地板静压箱向室内的渗透冷量显著减小 这 也是室内地板附近空气温度较高的一个原因 3 3 室内当量温度 ASHRAE Standard 55 1992中使用室内当量 温度t0和房间相对湿度作为评价室内热舒适的指 标 4 t0是综合人体与环境对流和辐射换热的环 境综合指标 通过式 8 确定 t0 hcta hrtr hc hr 8 式中 hc hr分别为环境的表面传热系数和线性辐 射换热系数 其确定方法可参考文献 5 此处分别 取hc 3 1 W m2 K hr 4 7 W m2 K ta tr分别为空气温度和室内平均辐射温度 室内 平均辐射温度的计算也可参考文献 5 此处 为 了简化计算 取各壁面温度对墙壁面积的加权平均 值作为室内平均辐射温度 测量结果如表4所示 通过对测量值的计算 t0在3个高度的平均值计算 结果如表5所示 文献 4 中推荐的t0的最佳值 是24 5 最大值是29 3种实验情况下 室 内1 1 m处的当量温度接近26 房间内热舒适 性较好 表4 房间的壁面温度及辐射温度 实验1实验2实验3 壁面温度 壁面127 527 728 3 壁面227 227 227 1 壁面327 827 427 6 壁面427 227 127 3 壁面529 329 229 1 壁面626 026 226 3 辐射温度27 527 527 6 表5 不同高度处的当量温度 0 1 m0 6 m1 1 m 实验126 426 326 7 实验226 326 226 5 实验326 526 426 7 3 4 通风效率 通风效率用于描述气流分布方式能量利用的 有效性 工作区的通风效率 可以用式 9 计算 te ts th ts 9 式中 te ts分别为排风温度 送风温度 通过计 算 实验1 2 3的通风效率分别为1 39 1 42和 1 38 因此房间具有较高的通风效率 4 结论 4 1 地板送风和置换通风在原理上具有很大的相 似性 本文所述的设计方法和评价体系以置换通 风的理论体系为基础 根据旋流风口特性 将地面 区温升系数定为0 6 0 7之间 实验结果表明 地面区温升系数在3种送风量下都接近设定值 房 间温度 回风温度 头脚温差等参数与理论计算结 果接近 对于办公建筑 设计方法可用于旋流风口 地板送风系统的设计 4 2 评价了旋流风口地板送风系统下的室内热舒 适情况 实测结果表明 水平方向温度分布均匀 垂 直方向头脚温差 地面以上0 1 m与1 1 m处的 温差 小于2 1 1 m处的室内当量温度接近26 通风效率接近114 地板送风系统具有较好的 热舒适性和较高的通风效率 5 致谢 本实验得到郭健雄博士和陈道俊工程师的大 力支持 在此特表感谢 参考文献 1 Chen Qingyan Glicksman L R System Performance Evaluation and Design Guidelines for Displacement Ventilation M Atlanta ASHRAE 2003 2 Bauman F S Underfloor Air Distribution UFAD Design Guide M Atlanta ASHRA