285 某宴会厅内气流组织和温度场的数值模拟分析.doc

某宴会厅内气流组织和温度场的数值模拟分析深圳奥意建筑工程设计有限公司 龙娟 王彬 何菁摘要 本文选定空中华西村宴会厅为研究对象。按现行设计的空调送、回风形式和风口布置位置进行CFD模拟研究，直观展现现行设计方案气流组织及温度场的分布状态，从而对该宴会厅空调方案的改进提供实用的参考依据。本文对空中华西村宴会厅在夏季空调工况下的气流组织和温度场进行了分析研究。此次模拟通过改变送风方向来分析比较送风角度如何影响其内的气流组织和温度场分布，从而指导实际设计。同时也以此工程实例显示了CFD 技术应用于高大空间空调气流组织设计和分析的强大能力。关键词 宴会厅 气流组织 温度场 模拟本文选定空中华西村宴会厅为研究对象。按现行设计的空调送、回风形式和风口布置位置进行CFD模拟研究，直观展现现行设计方案气流组织及温度场的分布状态，从而对该宴会厅空调方案的改进提供实用的参考依据。宴会厅设计概况介绍如下：1 宴会厅设计概况（地点：江苏无锡）宴会厅空调通风由两部分组成，按宴会大厅和主席台两块区域划分为两个独立的空调通风系统。宴会大厅面积为2141，人数1500人；主席台面积417，人数45人。南外窗传热系数：2.51w/(m2K) 1.1 围护结构参数南外墙传热系数：0.98 w/(m2K) 屋面的传热系数：0.61w/(m2K)南外窗面积：790屋顶面积：25581.2 室外设计气象参数冬季空调室外计算千球温度：-5夏季空调室外计算千球温度：34.6冬季通风室外计算干球温度：2夏季通风室外计算干球温度：32夏季空调室外计算湿球温度：28.6大气压力：冬季，1025.9hPa；夏季，1004.9hPa冬季空调相对湿度：75%1.3 室内设计参数冬季室内温度16，相对湿度60%夏季室内温度25，相对湿度65%人均新风量：30m3/h.人单位面积设备冷负荷：15w/单位面积照明冷负荷：15 w/1.4 负荷情况经鸿业软件计算得：冷负荷最大值时刻出现在13：00宴会大厅空调区的全热冷负荷（含新风）：818404W宴会大厅空调区的全热冷负荷（不含新风）：339200W宴会大厅空调区的显热冷负荷：172200W宴会大厅的新风量：45000 m3/h主席台全热冷负荷（含新风）：27405W主席台全热冷负荷（不含新风）：13025W主席台空调区的显热冷负荷：8358W主席台的新风量：1350 m3/h1.5 风管道空调系统原设计方案宴会大厅布置四台额定风量均为21238m3/h的机组，空调机组对称布置，同侧的空调机组上下布置，上侧空调机组设置一根环形送风管道，送风管道均匀布置16根支管道，每根支管道末端设球形喷口，喷口中心标高7.8米，喷口向上倾斜角度15度，每个喷口设计风量为1250 m3/h，设计风速为14.6 m/s，该层喷口负责远距离的空调区域。下侧空调机组设置一根环形送风管道，送风管道均匀布置25根支管道，每根支管道末端设球形喷口，喷口中心标高3.3米，喷口水平送风，每个喷口设计风量为770 m3/h，设计风速为9m/s，该层喷口负责近距离的空调区域。同侧的两台空调机组共用一个回风井，设置一根环形回风管道下皮标高3m，回风总量为39952m3/h。主席台布置一台额定风量为12912m3/h的机组，在5.0米高处布置一根送风管道，送风管道均匀布置10根支管道，每根支管道末端设球形喷口，每个喷口设计风量为1100m3/h，设计风速为12.8 m/s。主席台共两个回风口，分别设在送风口两侧，风口宽300mm，高3000mm，底标高为0.3m，总回风量为11562m3/h。统一排风，采用两台风量为19500 m3/h的排风机设置于屋顶。喷口型号均采用球形喷口DUK-315，该喷口可以自由转动角度。回风口均在环境压力、温度条件下回风，新风与回风混合经表冷器处理后送入宴会厅。2 分析方法和模拟工具对于宴会厅这类高大空间，其空调送风设计最大的难点便在于难以预测空间内气流流动情况，无法在设计阶段预知室内空气温度、速度分布，从而也就很难得到较为正确合理的设计。自从20 世纪70 年代CFD 技术开始应用于室内空气流动数值模拟以来，CFD 技术因其快速、廉价、易于模拟真实条件等优点而越来越广泛地用于对暖通空调领域内的各种流动问题进行模拟。利用CFD 技术对大空间的气流组织形式进行数值模拟1,可以快速有效地指导设计和分析问题。文献23均是利用CFD技术对大空间的气流组织形式进行数值模拟，从而确定出该高大空间空调气流组织的改进方案。本文研究的问题属于室内不可压缩气体三维稳态问题，微分方程中的非稳态项为零。基于空气湍流特性的微观解析，主要方法是采用Launder及Spalding等提出的一种平均湍流能量模型k-双方程湍流模型求解方程组。采用k-双方程模型求解湍流对流换热问题，控制方程包括连续性方程、动量方程、能量方程及k-方程与湍流粘性系数(turbulent viscosity)t公式，其中考虑质量力和辐射换热的作用。本文对设计方案中夏季空调工况下大厅内流速和温度分布情况进行了详细模拟计算。通过仔细的考虑和比较，划分出质量较高的非结构网格（所有网格最大扭曲率在0.82以下），满足了精细计算的需要，并且为了调试计算，分别取得了2种数量的网格进行对比。边界条件方面，基本实现了实际情况的全模拟：考虑当地夏季最不利气候日太阳方位角（采用太阳辐射追踪模型）及太阳辐射强度：考虑室内人员的散热（作为总热源，考虑大厅容纳1500人时的散热情况）；考虑了热浮升力的影响，这样可以计算出冷气下沉的效果，使得结果更接近真实情况。3 结果分析利用CFD模拟分析两种工况：工况一即上层喷口向上倾斜15度；工况二即上层喷口水平送风。计算所得结果示于后面各图中，有关标尺已示于图中。图1a,1b表示两种工况下1.2米高处速度矢量分布图的对比，从图中可以看出宴会厅中心位置出现漩涡区，这是正常现象。图2a,2b表示两种工况下1.2米高处速度云图的对比，图中显示工况二的平均速度偏大。工况一的平均速度较小，较合适。图3a,3b表示两种工况下1.2米高处温度场云线图的对比。工况一的问题是宴会厅中心的温度和宴会厅入口处的温度偏高。但在玻璃幕墙附近区域，工况一的温度明显比工况二要低。对于工况一来说，需要调整部分喷口角度来同时满足宴会厅中心的温度，宴会厅入口温度以及玻璃幕墙附近区域的温度。图4a,4b表示两种工况下纵向剖面速度分布图的对比。工况一上排喷口冷气在重力作用下大约呈水平状态。工况二上排喷口冷气在重力作用下呈抛物线下降状态。在人员活动范围内工况一的平均气流速度比工况二的要小，说明工况一效果比工况二要好。图5a,5b表示两种工况下纵向剖面温度分布图的对比。工况一在2米高的人员活动区域内，温度分布不均匀。靠近喷口区的温度低于远离喷口区的温度。工况二在2米高的人员活动区域内，平均温度分布较低，笔者认为工况二可以减小送风量，相对于工况一节能。图1a 工况一1.2m高处速度矢量图图1b 工况二1.2m高处速度矢量图图2a 工况一1.2m高处速度云图图2b 工况二1.2m高处速度云图图3a 工况一1.2m高处温度场云线图图3b 工况二1.2m高处温度场云线图图4a 工况一纵向截面的速度云图图4b 工况二纵向截面的速度云图图5a 工况一纵向截面的温度云图图5b 工况二纵向截面的温度云图4 结论由前面的计算分析可以看出，工况一的优点：人员活动区域内气流速度场较低，玻璃幕墙附近的温度场效果较工况二要好。工况一（即上层喷口向上倾斜15度）存在的问题：宴会厅中心的温度和宴会厅入口处的温度偏高；在2米高的人员活动区域内工况一的平均温度偏高于工况二（即上层喷口水平送风）的平均温度。为了解决宴会厅中心的温度和宴会厅入口处的温度偏高的问题，笔者认为应把负责宴会厅中心和宴会厅入口处的喷口的上倾角度调小，而为了保证玻璃幕墙附近的温度场满足设计要求，负责玻璃幕墙处的上倾角度不变。喷口角度具体要调成何种角度，需通过进一步地模拟得到。此次模拟仅通过改变送风方向，来分析其宴会厅内的气流组织和温度场分布的影响。而气流组织与多种因素有关，以后将会继续研究送风温度，送风速度，负荷大小等因素对气流组织的影响，从而得出较好的设计工况以指导实际设计。本项目由于流动和传热情况复杂，热平衡计算较为困难，应该先做较为完整的热平衡计算为模拟的热边界条件提供更为准确的依据，则结果更为可靠；结果的判断不仅需要更多方案的计算和提取更多数据分析，还需要有类似