日光溫室正壓濕簾冷風降溫性能及冷負荷計算模型

孫維拓，周 波，徐 凡，尚 超，Chungui Lu，郭文忠

日光溫室正壓濕簾冷風降溫性能及冷負荷計算模型

孫維拓1,2，周 波1,2，徐 凡1,2，尚 超1,2，Chungui Lu3，郭文忠1,2※

（1. 北京農業智能裝備技術研究中心，北京 100097；2. 農業部農業信息技術重點實驗室，北京 100097；3. 諾丁漢特倫特大學動物、農村與環境科學學院，諾丁漢 NG250QF）

負壓濕簾風機降溫被廣泛應用于溫室生產中，但存在降溫均勻性差、限制溫室長度及對溫室密閉性要求高等不足。為克服負壓濕簾風機降溫的局限性，提高日光溫室降溫能力，該研究設計了日光溫室正壓濕簾冷風降溫系統，其氣流組織方式為濕冷空氣從南屋面底部進入日光溫室，熱空氣由頂開窗排出室外。在北京地區無作物的日光溫室對系統夏季降溫增濕效果及性能進行試驗，試驗結果表明：在典型夏季高溫白天，正壓濕簾冷風降溫系統配合遮陽網可將日光溫室試驗區內平均氣溫控制在30.7～33.4 ℃，比采用自然通風配合遮陽網的對照區低5.4～11.1 ℃，比室外低2.4～5.4 ℃，降溫效果良好；夜間系統對溫室降溫幅度減小。該系統可有效緩解低濕脅迫，日光溫室試驗區空氣平均相對濕度為49.8%～62.3%，比對照區及室外分別高13.6%～21.2%和13.6%～24.6%。室內風速0.35～1 m/s，氣流分布差異性較小。試驗條件下，正壓濕簾冷風降溫系統的平均降溫效率為91%，比傳統的負壓濕簾風機高10個百分點以上；實際平均耗水量為0.035～0.079 g/(m2·s)，且耗水量與室外空氣水蒸氣飽和壓差（VPD，vapor pressure deficit）呈正相關（<0.01，=0.64）。同時，研究構建了日光溫室冷負荷計算模型及濕簾冷風降溫設備合理選型方法，其中冷負荷模型是降溫設備選型的基礎，普遍適用于各種日光溫室降溫方法的研究。計算得到日光溫室夏季降溫冷負荷為299.1 W/m2，應安裝的正壓濕簾冷風降溫系統最大比通風量為0.067 m/s。該研究為日光溫室正壓濕簾冷風降溫方法的工程應用提供了技術參考，為日光溫室安全越夏生產環境控制提供了理論基礎。

溫室；溫度；模型；日光溫室；正壓通風；濕簾風機；降溫；冷負荷

0 引 言

溫室濕簾風機降溫多采用負壓通風，是溫室越夏生產中應用最廣泛的降溫方式，國內外已開展大量研究[1-2]。負壓濕簾風機在炎熱干燥地區和氣候濕潤地區均具有良好的降溫效果，配套遮陽網可將連棟溫室內氣溫降低至低于室外氣溫2 ℃左右[3-4]。然而溫室采用負壓濕簾風機降溫存在諸多不足，最大的弊端是在氣流方向上室內氣溫分布極不均勻，從濕簾端至風機端氣溫逐漸升高，最大溫差達10 ℃左右[4-5]，且通過模型計算得知氣流方向上的最大溫度梯度出現在太陽輻射最強烈的正午前后（11:00-12:00）[6]，提高通風量和采用外遮陽可提高溫度分布的均勻性[5]。同時，考慮風速與風量，風機與濕簾的有效安裝距離在40 m左右，最長不宜超過50 m[7-8]，限制了單棟溫室長度；對溫室密閉性要求嚴格，以防止室外空氣從濕簾以外的各處縫隙進入溫室影響降溫效果。在日光溫室中，濕簾和風機通常分別安裝于東西兩側山墻[8]，而生產型日光溫室的長度一般在60～80 m，有的甚至超過100 m，因此上述弊端在日光溫室中尤為突出。

與負壓濕簾冷風降溫相對應的是正壓濕簾冷風降溫，其工作原理是：風機抽取室外未飽和空氣經過濕簾送入溫室，在濕簾處空氣顯熱轉化為潛熱，從而達到為溫室輸送冷風降溫的目的，熱空氣由頂窗或側窗排出[7]。正壓濕簾冷風降溫的優點[9-10]總結如下：1）能夠定向精準送風或通過風管均勻送風；2）對溫室密閉性要求低；3）空氣置換快；4）高度裝備化，能夠與加溫、CO2補施及臭氧消毒等設施環境調控系統裝備有機集成，共用通風管道；5）能夠對進入溫室的空氣進行集中過濾、消毒處理，且室內處于正壓狀態，可有效防止外來蟲源、病菌及灰塵等進入室內，屬于綠色防控技術。

目前國內關于正壓濕簾冷風降溫的研究多見于設施養殖領域[9,11]。在設施園藝領域盡管已經出現了正壓濕簾冷風降溫在連棟溫室的工程應用[10]，但在日光溫室的應用方法及相關理論研究尚未見報道。為克服負壓濕簾風機降溫的局限性，提高日光溫室應對高溫天氣的能力，該研究設計了日光溫室正壓濕簾冷風降溫系統，并在北京地區無作物的日光溫室對系統進行試驗測試，分析與評價系統夏季降溫增濕效果及性能，同時構建日光溫室冷負荷計算模型，探究降溫設備合理選型方法，以期為日光溫室正壓濕簾冷風降溫方法的工程應用提供技術參考，助推設施園藝產業實現周年高效、優質、清潔生產。

1 材料與方法

1.1 試驗設計

1.1.1 試驗溫室

2018年7月15日-2018年8月31日，在北京市農林科學院（39°56′N，116°16′E）院內的日光溫室中進行了溫室正壓濕簾冷風降溫試驗。

試驗日光溫室（圖1、圖2）東西走向，長33 m，跨度8 m，溫室下沉0.5 m，北墻高3.18 m，脊高4.14 m，后坡長1.63 m，采用鋼骨架結構，北墻及山墻為370 mm黏土磚和100 mm聚苯板，內外表面抹10～12 mm抗裂砂漿，后坡為20 mm水泥砂漿和100 mm后屋強化面板，內表面做4 mm防水，前坡覆蓋為8 mm雙層中空PC板。溫室內部靠北墻過道寬1.1 m，過道與栽培區域由玻璃墻隔斷；栽培區從東至西由玻璃墻隔斷為5個區域，二區和四區分別為本試驗的日光溫室試驗區和對照區，試驗區與對照區面積均為41.4 m2，東西間隔6 m。試驗期間，日光溫室未種植作物。

圖1 正壓濕簾冷風降溫系統實物圖

1.1.2 設備安裝及運行參數

日光溫室試驗區采用1臺正壓濕簾冷風機（型號：KD-18）進行通風降溫，設備選用變速軸流風機，380 V電壓，額定功率1.1 kW，額定風量1.8萬m3/h（試驗過程中實測2 750 m3/h），風壓180 Pa；循環水泵220 V電壓，額定功率45 W，最高揚程2.5 m，最大流量2.5 m3/h；濕簾耗水量10～15 L/h；設備外形尺寸1 100 mm× 1 100 mm×940 mm，出風口尺寸670 mm×670 mm。濕簾冷風機安裝于溫室南側（圖1、圖2），送風管從前屋面底部進入溫室并向兩側分支，均勻設置4個出風口（F300），出風口向上傾斜45°。在試驗過程中，日光溫室試驗區適時開啟濕簾冷風機及頂開窗（規格：4 m×0.8 m；最大張開角度30°）進行降溫；對照區打開頂開窗及側窗進行自然通風降溫；試驗區與對照區遮陽網常開，遮陽網與前坡透明覆蓋復合層太陽輻射透過率平均值為0.29（表1）。

表1 遮陽網鋪開條件下日光溫室太陽輻射總透過率

注：選取2018年8月16日-8月30日數據用于計算太陽輻射總透過率。

Note: Data for calculation of total solar radiation transmissivity are selected from Aug. 16 to Aug. 30, 2018.

1.1.3 測點布置與儀器

選用室內氣象站監測日光溫室試驗區及對照區溫度、相對濕度及太陽輻射等環境數據，數據采集儀為美國Campbell公司生產的CR1000；溫濕度傳感器型號為VAISALA HMP155，溫度測量范圍為-80～60 ℃，相對濕度測量范圍為0～100%，精度為±(0.055+0.0057×溫度)℃（測量范圍20～60 ℃）和±(1.0+0.008×濕度讀數)%（測量范圍-20～40 ℃）；輻射傳感器型號為美國LICOR公司生產的LI200X短波輻射傳感器，測量范圍為400～1 100 nm，精度為±3%，測點位置位于測試區域幾何中心，距地面1.5 m。室外氣象站1臺，其數據采集儀及傳感器型號同室內氣象站，置于遠離日光溫室的田間。由于試驗日光溫室周邊具有水泥硬化路面及其他建筑、構筑物，使得局部氣溫較高，因此又選用美國Onset公司生產的HOBO U14-001型溫濕度記錄儀測量日光溫室外空氣溫濕度，溫度、相對濕度傳感器測量范圍分別為-20～50 ℃和0～100%，精度分別為±0.2 ℃（0～50 ℃）和±2.5%（10%～90%），室外溫濕度（同正壓濕簾冷風機進風溫濕度）以此測量值為準，其中氣溫測量值略高于室外氣象站氣溫測量值。選用ESPEC THCO2便攜式環境采集儀測量濕簾冷風機出風溫濕度，溫濕度傳感器型號為RSH-3020，測量范圍為-25～70 ℃和0～99%，精度為±0.3 ℃（10～40 ℃）和±2.5%（30%～80%）。選用銅-康銅T型熱電偶作為溫度傳感器測量濕簾冷風機循環水溫，精度為± 0.2 ℃，Testo T176進行數據記錄。采用Kanomax Climomaster 6501系列熱敏式風速儀（探頭型號：Climomaster 6533，測量范圍0.01～5 m/s，精度為±2%）測量日光溫室風速分布，測定高度為1.5 m，測量方法為多次測量求平均值，測點布置詳見圖2。所有設備自動記錄數據時間步長為10 min。

a. 橫截面圖

a. Cross-section view

b. 平面圖

b. Plan view

注：A、A1、A2、B、B1、B2、C、C1、C2分別為室內風速測點；D、H為室內溫度、相對濕度及水平方向太陽輻射測點；E為正壓濕簾冷風機出風溫度、相對濕度測點；F為正壓濕簾冷風機進風（室外空氣）溫度、相對濕度測點；G為正壓濕簾冷風機循環水溫測點。

Note: A, A1, A2, B, B1, B2, C, C1, C2are indoor wind velocity measurement points; D, Hare indoor air temperature, relative humidity and horizontal solar radiation measurement points; E is outlet air temperature and relative humidity measurement points of the positive pressure fan-pad cooling system; F is temperature and relative humidity measurement points of positive pressure fan-pad cooling system inlet air (outdoor air); G is circling water temperature measurement point of the positive pressure fan-pad cooling system.

圖2 日光溫室正壓濕簾冷風降溫系統示意圖與測點布置

Fig.2 Schematic diagram of positive pressure fan-pad cooling system and measurement points of Chinese solar greenhouse

1.2 計算方法

1.2.1 日光溫室冷負荷計算模型

溫室冷負荷計算是溫室降溫設備選型的基礎。目前關于日光溫室熱負荷的計算已經有較成熟且廣泛使用的方法[12]，由于太陽輻射的介入，日光溫室冷負荷計算無法直接采用熱負荷的計算方法。溫室降溫的直接作用對象是溫室內空氣，冷負荷的計算也應以室內空氣為分析對象。夏季白天日光溫室內空氣的熱量得失途徑包括：吸收太陽輻射熱能；與溫室圍護結構、室內地面、骨架結構及作物間的對流換熱；由通風換氣及縫隙漏氣與室外空氣進行的熱量交換；由蒸散和冷凝引起的空氣潛熱變化。精確計算日光溫室冷負荷非常復雜，本文進行如下假設：1）不計輻射傳熱過程；2）室內空氣不吸收太陽輻射；3）不計骨架結構、作物對傳熱的影響，不計潛熱、顯熱轉化過程，忽略山墻和后坡接收的太陽輻射；4）僅考慮一維穩態熱傳導。

日光溫室冷負荷c可由下式計算：

式中nw為北墻內表面與室內空氣的對流換熱，W/m2（以室內地面面積f為基準，單位m2，以下類同）；f為室內地面與室內空氣的對流換熱，W/m2；v為溫室熱風滲透負荷，W/m2；t為室內空氣通過前坡透明覆蓋、后坡及山墻與室外空氣進行的貫流傳熱，W/m2。

太陽輻射到達北墻內表面，北墻內表面可看作是具有內熱源且厚度可忽略的平壁，其傳熱過程包括：對太陽輻射的吸收，與室內空氣的對流換熱nw，與北墻外表面的熱傳導，與其他圍護結構、骨架結構及作物的輻射傳熱，透過前坡覆蓋與天空的輻射傳熱。其中nw的表達式如下[12]：

根據假設，可近似認為北墻內表面吸收的太陽輻射能全部轉化為與室內空氣的對流換熱以及與北墻外表面的熱傳導。因此，北墻內表面的熱量平衡如下：

式中nw為北墻內表面接收的太陽輻射能，W/m2；nw為北墻內表面對太陽輻射的吸收比，取值0.75[13]；nw為北墻內表面與室外空氣之間的總傳熱系數，W/(m2·℃)；a為室外環境設計溫度，取夏季6～9月連續1 h內平均大氣環境溫度的最高值（38 ℃，圖3）為室外環境設計溫度，但考慮日光溫室附近局部氣溫較高，取值40 ℃。

nw可由下式求得：

由式（2）～（4）及式（13）～（16）可求得北墻內表面溫度nw,in，進而求得北墻內表面與室內空氣的對流換熱量nw。

與北墻內表面類似，室內地面與室內空氣的對流換熱f可由下式求得：

通過其他圍護結構的熱損失t被看作是熱量由壁面一側的流體通過壁面傳到另一側流體中去的“傳熱過程”[18]，其表達式如下：

式中tc、nr及sw分別為前坡透明覆蓋、后坡及山墻的表面積，m2；tc、nr及sw分別為室內外空氣通過前坡透明覆蓋、后坡及山墻進行熱量交換的總傳熱系數，W/(m2·℃)。

其中，tc、nr及sw的計算方法如下[18]：

正壓通風條件下，溫室熱風滲透造成的換氣量較小，因此正壓濕簾冷風降溫條件下的熱風滲透負荷v的計算可參照冬季溫室密閉條件下冷風滲透計算方法，其表達式如下：

式中v,leak為日光溫室熱風滲透比換氣量，m/s；air為空氣密度，取1.3 kg/m3[13]；pa為空氣的定壓比熱容，取1 006 J/(kg·℃)[12-13]；為由風滲透造成的換氣頻次，取0.4/h[16,21-22]；為日光溫室的平均高度，以溫室地面為基準，m。

室內地面及北墻內表面接收的太陽輻射能由下式計算[7,13]：

式中f,out為室外地面接收的太陽輻射，包括直接輻射與散射輻射，取夏季6～9月連續1 h內平均太陽輻射量的最高值為室外設計太陽輻射量，取值860 W/m2（圖3）；tot為溫室太陽輻射總透過率；cp,nw、cp,f分別為從前坡透明覆蓋到北墻內表面及室內地面的視角系數；f、nw、nr及tc分別為日光溫室跨度、北墻高度、后坡長度及前坡弧長，m；j1、j2分別為同一溫室橫截面內前坡底角與北墻頂點的連線、屋脊與北墻底角的連線，m；為太陽高度角，取68°。

為計算日光溫室冷負荷，除上述已賦值的常量外，還需根據具體的溫室結構與材料、地理區位及氣候條件等提供相關參數，日光溫室冷負荷計算基本參數匯總于表2。計算得到試驗日光溫室的冷負荷為299.1 W/m2，nw、f、v及t對日光溫室冷負荷的貢獻率分別為11.0%、73.3%、1.3%及14.4%。

表2 日光溫室冷負荷計算基本參數

1.2.2 濕簾冷風降溫設備選型方法

濕簾冷風降溫設備的選型實際上是通風量的選擇，設備廠家會關注與通風量匹配的濕簾面積、厚度及循環水流量等。正壓濕簾冷風機將濕冷空氣送入溫室，與室內高溫空氣混合，并將熱空氣排出，以降低室內氣溫。降溫過程中，可認為送入的濕冷空氣未達到室內空氣的露點溫度，室內空氣未發生潛熱與顯熱的轉化，因此僅考慮顯熱變化對室內氣溫的影響，正壓濕簾冷風機對溫室的制冷量（fp，W/m2）可由下式計算：

式中pad為通過濕簾后送入溫室的濕冷空氣溫度，℃；v,fp為正壓濕簾冷風降溫系統的比通風量，m/s。

因此，對于地表面積為f的日光溫室，其采用正壓濕簾冷風降溫所需要的通風量（fp，m3/s）為：

式中fp為正壓濕簾冷風機的制冷效率，取0.9；a,wb為室外空氣濕球溫度，℃；RH為相對濕度的100倍，例如空氣的相對濕度為40%，則RH取40。

濕球溫度可由下式計算[23]：

根據日光溫室冷負荷計算結果，且當室外氣溫a為40 ℃時，取相對濕度35%，計算得到日光溫室應安裝的正壓濕簾冷風降溫系統最大比通風量為0.067 m/s，試驗區要求的最大通風量約為9 976 m3/h。因此，日光溫室試驗區安裝的正壓濕簾冷風機額定風量1.8萬m3/h，可變頻，能夠滿足冷負荷需求。

1.2.3 降溫性能分析

正壓濕簾冷風降溫的耗水量可由下式計算：

式中為正壓濕簾冷風降溫系統的耗水量，g/(m2·s)；pad與a分別為通過濕簾后的濕冷空氣及室外空氣的絕對濕度，即水蒸氣質量濃度，g/m3。

任意濕空氣的絕對濕度可由下式計算[7]：

式中v為水蒸氣的摩爾質量，取18.015 34 g/mol，為一般氣體常數，取8.314 J/(mol·K)；為濕空氣溫度，K；為濕空氣溫度，℃；為水蒸氣分壓力，Pa；*為飽和蒸氣壓，Pa；RH為空氣相對濕度。

在溫室生產中水蒸氣飽和壓差（VPD，kPa）應用最為廣泛，它表示一定溫度的濕空氣達到水蒸氣飽和還能吸納水蒸氣的量，計算式如下：

2 結果與分析

2.1 正壓濕簾冷風降溫效果

2.1.1 降溫幅度

表3為日光溫室試驗區、對照區及室外氣溫比較。在典型夏季晴天，正壓濕簾冷風機配合遮陽網可將日光溫室內氣溫控制在35 ℃及以內，室內平均氣溫為30.7～33.4 ℃，比采用自然通風配合遮陽網的對照區低5.4～11.1 ℃，比室外氣溫低2.4～5.4 ℃，降溫效果良好，能夠保證大部分設施蔬菜安全越夏生產。

日光溫室對照區通過開啟頂開窗及側窗進行自然通風降溫，期間室內氣溫高于室外氣溫，平均溫差最大達到6.8 ℃，室內最高氣溫達到38.8～46.5 ℃，無法滿足設施蔬菜生長發育需求。在2018年8月23日，日光溫室試驗區未開啟濕簾循環水泵，相當于通過正壓機械通風進行降溫，盡管與自然通風的對照區相比有6.5 ℃的平均降溫幅度，但室內外溫度基本持平，且室內最高氣溫達到38.0 ℃，降溫能力有限。

晌午過后，柳含煙拿浴巾去井臺搖起一桶水將整個頭顱淹沒水中好一會，因為她整個上午都在憧憬蕭飛羽為她插上了自由的翅膀，可由于蕭飛羽不僅是個名副其實的少年郎，她還能從他似乎把她當成了布娃娃清晰地感知他有童貞般的純樸，所以她在蕭飛羽眼里雖然是個年幼無知的丫頭，蕭飛羽在她心里也是個稚氣未褪的孩子，也由于蕭飛羽畢竟是個孩子她被插上自由翅膀的憧憬又與幻想交織，以致她越想越迷糊，越想越撲朔迷離。

因此在炎熱的夏季，日光溫室僅通過遮陽網+自然通風或機械通風的方式難以達到理想的降溫效果，以正壓濕簾冷風降溫為代表的蒸發降溫方式對于保障日光溫室越夏優質、高效生產是必不可少的。

2.1.2 增濕效果

一般認為溫室內空氣趨向于高濕狀態，除濕、降濕是溫室濕度控制的主要任務，實際上在炎熱的夏季白天甚至是冬季晴天正午，高溫低濕（VPD>1 kPa[7]）成為主要脅迫。在本研究中，白天日光溫室對照區的空氣平均相對濕度為28.6%～47.8%（表4），此時的室內平均氣溫為37.1～42.9 ℃（表3），平均VPD約為3.4～6.1 kPa，處于極端低濕狀態。盡管在作物生長旺盛的溫室，作物蒸騰會增加室內空氣濕度，但由于夏季白天室外空氣高溫干燥，溫室內低濕脅迫仍然存在。

表3 日光溫室試驗區、對照區及室外氣溫比較

注：測試期間日光溫室遮陽網處于鋪開狀態。

Note: External shading screen of the Chinese solar greenhouse is always open during the test.

在低濕環境下，溫室作物關閉部分氣孔以降低蒸騰，這意味著對CO2的吸收也會產生更高的氣孔阻力；在低濕條件下細胞伸長被抑制，使得作物葉片較小，無法截獲足夠光照[7]。上述兩種情況都會降低作物光合速率，進而降低作物生長速率及產量。例如，番茄植株長期處于低濕環境會降低果實鮮質量，同時還會導致產生臍腐病[7]。適當提高濕度可降低高溫、強光危害，有利于作物生長發育[24-25]。正壓濕簾冷風降溫系統的應用可以有效緩解溫室低濕脅迫（表4），在日光溫室試驗區，空氣平均相對濕度為49.8%～62.3%，高于對照區及室外空氣相對濕度，濕度差分別為13.6%～21.2%和13.6%～24.6%，增濕效果良好。

表4 日光溫室試驗區、對照區及室外空氣相對濕度比較

2.1.3 晝夜環境變化

正壓濕簾冷風降溫作用下日光溫室環境晝夜變化特征如圖4所示，2018年8月15日9:00至8月16日9:00，日光溫室試驗區正壓濕簾冷風降溫系統晝夜連續工作，對照區打開頂開窗和側窗進行自然通風降溫，試驗區與對照區外遮陽均處于鋪開狀態。

隨著太陽輻射的增加，日光溫室試驗區與對照區溫度逐漸升高，相對濕度逐漸降低，在9:40溫度共同達到33.4 ℃，相對濕度降低至70%左右，此時室外空氣溫濕度分別為32.7 ℃和49.3%。9:50日光溫室試驗區正壓濕簾冷風機啟動，室內氣溫驟降，至17:30日間降溫結束，試驗區氣溫始終低于對照區和室外，平均溫差分別為5.4和5.0 ℃（表3），最大溫差分別為6.5和7.8 ℃；對照區與室外氣溫高低交替，對照區平均氣溫略高于室外；試驗區、對照區及室外最高氣溫分別為34.3、40.4和39.1 ℃，分別出現于14:20、14:20及15:00；期間試驗區內空氣濕度始終高于對照區和室外空氣，平均相對濕度分別為61.4%、47.8%和38.0%。

根據太陽輻射變化規律，定義19:30至次日6:00為夜間降溫階段，期間日光溫室試驗區平均氣溫（26.5 ℃）低于對照區（28.9 ℃）和室外（28.8 ℃）；試驗區、對照區及室外空氣平均相對濕度分別為78.3%、70.2%和60.4%。19:30至次日2:00，正壓濕簾冷風降溫幅度呈下降趨勢，2:00以后趨于平穩。

由上可知，正壓濕簾冷風降溫系統在夜間也能有效降低日光溫室內氣溫，平均氣溫比自然通風的對照區低2.4 ℃，但與白天運行相比其降溫幅度較小，主要原因是夜間室外空氣溫度相對白天較低，相對濕度較大，即空氣VPD較小，當室外空氣通過濕簾時較少的水蒸氣蒸發進入空氣，使得以蒸發降溫為工作原理的濕簾冷風降溫系統難以高效工作。根據筆者之前的研究[26]，在夏季夜間，應用水源熱泵降溫的日光溫室平均氣溫比自然通風的日光溫室降低了2.6～2.9 ℃，其降溫效果與正壓濕簾冷風夜間降溫相比并無明顯優勢。實際上，由于夏季多雨，以及作物蒸騰與土壤蒸發等，夜間高溫高濕是日光溫室及室外環境的常態，蒸發降溫很難持續發揮效用，更增加了溫室高濕產生病害的風險，因此采用熱泵[26-27]等措施引入冷源，在降溫的同時進行冷凝除濕，是進行日光溫室夜間降溫的合理長效途徑。

注：2018年8月15日至8月16日

2.1.4 氣流分布

正壓濕簾冷風機輸送的濕冷空氣從南屋面底部進入溫室，由均勻設置的4個出風口向上傾斜45°送風，然后熱空氣由頂開窗排出室外。圖5為正壓濕簾冷風降溫作用下日光溫室1.5 m高處風速分布，可知日光溫室內風速北高南低，最低風速為0.35 m/s，溫室北部頂開窗下方區域風速最高，達1 m/s，在東西方向上風速由中間向兩側對稱遞減，整體氣流分布差異不大。

圖5 正壓濕簾冷風降溫作用下日光溫室1.5 m高處水平面風速分布

2.2 正壓濕簾冷風降溫性能分析

2.2.1 降溫效率

在濕簾風機實際運行過程中，室外空氣與濕簾表面的水無法進行完全的熱質交換，即蒸發效率達不到100%。濕簾風機降溫系統的降溫效率主要受過簾風速、濕簾厚度[28]及濕簾循環水流量[15]的影響，在一定范圍內降低濕簾表面風速、提高濕簾厚度及循環水流量有利于獲得更高的降溫效率。但考慮溫室的冷負荷需求以及室內溫度分布均勻性，濕簾風機降溫系統通常需要較高的通風量，例如20 /h（溫室換氣頻次）的濕簾風機通風量能夠使室內溫度梯度處于較低水平[29]。對于濕簾風機本身，通風量通常決定濕簾表面風速，因此濕簾風機通風量的選取需權衡溫室的降溫效果與自身的降溫效率。

圖6所示為正壓濕簾冷風降溫系統降溫效率。在夏季典型高溫天氣，正壓濕簾冷風降溫系統的平均降溫效率為91%，高于傳統的負壓濕簾冷風機的60%～80%[15,30-31]。由于降溫效率的擬合度較高（2=0.910 1），可知室外環境條件對濕簾風機降溫系統的降溫效率影響較小。另外，濕簾循環水由自來水持續供應，并通過浮球控制保持一定循環水蓄存體積，在降溫過程中循環水溫日均值21.4～25.3 ℃，低于室外空氣的濕球溫度22.6～27.0 ℃（圖7），有利于進一步提高濕簾冷風降溫系統對室外空氣的降溫程度及降溫效率。

2.2.2 耗水量

表5所示為日光溫室正壓濕簾冷風降溫耗水量。在本試驗條件下，日光溫室采用正壓濕簾冷風降溫的耗水量為0.035～0.079 g/(m2·s)。如圖8所示，耗水量與室外空氣水蒸氣飽和壓差VPD呈正相關（<0.01，=0.64），說明室外空氣越干燥，容納水蒸氣的能力越大，則濕簾冷風降溫系統的耗水量越大，降溫效果也就越好。

注：數據取自2018年8月15-17日、20-21日、24日。ta為室外空氣溫度；tpad為通過濕簾后的空氣溫度；ta,wb為室外空氣濕球溫度。

圖7 正壓濕簾冷風降溫系統循環水溫與室外空氣濕球溫度比較

表5 日光溫室正壓濕簾冷風降溫耗水量

注：數據取自2018年8月15-17日、20-21日、24日。

3 討 論

本研究未設置與傳統負壓濕簾風機降溫的對比試驗，但相關研究結果表明，溫室采用負壓濕簾風機的降溫幅度（室內外溫差）約為2～4 ℃[3,30]，在無作物的溫室降溫幅度僅為1.4～1.8 ℃[4]，而本研究的正壓濕簾冷風降溫系統降溫幅度為2.4～5.4 ℃，具有更好的降溫效果，這部分得益于下進上出的氣流組織模式及較均勻的氣流分布；同時，正壓濕簾冷風降溫系統具有更高的降溫效率（提高10個百分點以上[15,30-31]）。試驗可以獲得較大的降溫幅度，但日光溫室試驗區氣溫并未完全控制在32 ℃以下，這是由試驗過程中正壓濕簾冷風機實際送風量偏小造成的，在工程應用中應合理設計送風管道，盡可能降低風量損失。本研究為獲得更具有普適性的降溫效果及性能數據，試驗期間溫室未種植作物。實際上，在種植作物的日光溫室中，尤其是當作物葉面積指數較大時，作物遮擋地面和北墻吸收大量的太陽輻射能，并通過蒸騰作用部分轉換為潛熱，降低冷負荷及室內氣溫，同時提高濕度，可以預見栽培作物的日光溫室在正壓濕簾冷風降溫系統的作用下將會有更加理想的溫濕度環境。

周長吉[8]總結了多種日光溫室生產實踐中的負壓濕簾風機降溫系統安裝方法，但主流方法還是將濕簾與風機分別安裝于東西兩側山墻，很顯然不能滿足溫室降溫需求，沿日光溫室東西方向每隔一段合適距離設置高壓噴霧可以增加降溫效果，但也有其局限性。正壓濕簾冷風降溫系統高度裝備化，可將日光溫室在長度方向上進行分割，模塊化控制，因此其降溫能力更強，同時所面對的是跨度方向的氣流或溫度分布管理，因此也更容易保證溫度均勻分布。

本文中的冷負荷計算模型未考慮輻射傳熱過程，而室內空氣與天空的輻射傳熱有助于降低冷負荷，因此本文中的冷負荷計算略微偏大；由于作物的生長發育是動態變化的，冷負荷的計算取最大值，對應播種期或幼苗期，因此無需考慮作物與溫室環境之間的相互影響。同時，冷負荷計算模型是在不通風條件下獲得的，適用于正壓或負壓濕簾冷風降溫、自然或機械通風降溫、通過熱泵引入冷源降溫等所有溫室降溫方式的計算分析，是具有普適性的。在溫室密閉條件下的冷負荷模型才有實際意義，而不同降溫方式之間的熱風滲透換氣次數的差異可忽略。利用本研究的冷負荷計算方法，要根據不同的地理位置、氣候環境、日光溫室結構及材料等修改部分模型參數。

本文給出的設備選型方法適用于正壓和負壓濕簾冷風降溫系統，具體步驟為：1）根據章節1.2.1的日光溫室冷負荷計算模型估算目標日光溫室的冷負荷；2）根據計算得到的冷負荷及章節1.2.2給出的濕簾冷風降溫設備選型方法，計算濕簾冷風降溫系統所需要的總通風量；3）根據廠家提供的濕簾冷風降溫設備型號及實際通風量，并考慮溫室具體情況，確定設備數量，或進行大型機組的設計定制。需要注意的是濕簾風機通風量會影響系統對溫室的降溫效果，也會決定過簾風速進而影響系統本身降溫效率。然而，作為溫室生產者在做設備選型時應主要關注通風量，保證溫室降溫效果，設備內部組件搭配及降溫效率由濕簾風機生產廠家負責。

4 結 論

正壓濕簾冷風降溫系統應用于日光溫室夏季降溫是可行的，通過本試驗研究，具體得出以下結論：

1）在典型夏季晴天，正壓濕簾冷風機配合遮陽網可將日光溫室內氣溫控制在35 ℃及以內，室內平均氣溫為30.7～33.4 ℃，比采用自然通風配合遮陽網的對照區低5.4～11.1 ℃，比室外氣溫低2.4～5.4 ℃，降溫效果良好；自然通風或機械通風配合遮陽網降溫能力有限，均無法滿足設施蔬菜生長發育需求。

2）夏季白天日光溫室對照區空氣平均水蒸氣飽和壓差（VPD，vapor pressure deficit）約為3.4～6.1 kPa，處于極端低濕狀態，正壓濕簾冷風降溫系統可以有效緩解低濕脅迫，日光溫室試驗區空氣平均相對濕度為49.8%～62.3%，高于對照區及室外空氣相對濕度，濕度差分別為13.6%～21.2%和13.6%～24.6%。

3）正壓濕簾冷風降溫系統在夜間也能有效降低日光溫室內氣溫，但與白天相比其降溫幅度減小，主要原因是夜間空氣VPD較小。

4）正壓濕簾冷風機輸送的濕冷空氣從日光溫室南屋面底部進入溫室，熱空氣由頂開窗排出室外，室內風速范圍為0.35～1 m/s。

5）在夏季高溫晴朗天氣，正壓濕簾冷風降溫系統的平均降溫效率為91%，比傳統的負壓濕簾冷風機高10個百分點以上，較低的濕簾循環水溫是降溫效率較高的因素之一。

6）本試驗條件下日光溫室采用正壓濕簾冷風降溫的平均耗水量為0.035～0.079 g/(m2·s)。耗水量與室外空氣水蒸氣飽和壓差VPD呈正相關（<0.01，=0.64），表明室外空氣越干燥，則系統耗水量越大，降溫效果也就越好。

7）本研究給出了日光溫室冷負荷計算模型及濕簾冷風降溫設備合理選型方法，其中冷負荷模型是降溫設備選型的基礎。計算得到本文中的日光溫室夏季降溫冷負荷為299.1 W/m2，其中北墻內表面與室內空氣的對流換熱、室內地面與室內空氣的對流換熱、溫室熱風滲透負荷及室內空氣通過前坡透明覆蓋、后坡及山墻與室外空氣進行的貫流傳熱對冷負荷的貢獻度分別為11.0%、73.3%、1.3%及14.4%；應安裝的正壓濕簾冷風降溫系統最大比通風量為0.067 m/s。

該研究為日光溫室正壓濕簾冷風降溫方法的工程應用提供了技術參考，為日光溫室安全越夏生產環境控制提供了理論基礎。

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Performance of positive pressure fan-pad cooling system and cooling load model for Chinese solar greenhouse

Sun Weituo1,2, Zhou Bo1,2, Xu Fan1,2, Shang Chao1,2, Chungui Lu3, Guo Wenzhong1,2※

(1.,,100097,; 2.,100097,; 3.,,250,)

Year-round and efficient production for crop products of high yield, quality and cleanliness is the development trend of the Chinese solar greenhouse (CSG). However, this is limited by unfavorable climate conditions inside the CSG, such as high air temperature in warm seasons. The fan-pad cooling system, normally adopting negative pressure ventilation, has been widely used for greenhouse cultivation. But it generates a large air temperature gradient in greenhouse, limits the greenhouse dimensions. Above deficiencies are more serious in the CSG. Because CSG always has a long distance between the sidewalls, fans and gaskets are installed separately on the sidewalls. In order to overcome the limitations of negative fan-pad cooling system and improve ability of the CSG in coping with high temperature, a positive pressure fan-pad cooling system (PPFPCS) was designed in this study. By using this system, the cold and humid air enters the CSG from bottom of south roof, and then hot air leaves the CSG through roof vents. Performance of the PPFPCS was tested in a CSG without crops in Beijing area during summer. Results showed that in typical summer hot days, the PPFPCS cooperating with external shading net could decrease mean air temperature of the CSG experimental area to 30.7-33.4 ℃, which was lower than that in the CSG contrast area using natural ventilation combination with external shading net by 5.4-11.1 ℃. Air temperature of the CSG experimental area was also lower than that outside the CSG with a temperature difference of 2.4-5.4 ℃. Nevertheless, both natural and mechanical ventilations were tested to have limited cooling capacity to meet climate requirement for CSG cultivation. The PPFPCS could also decrease the CSG air temperature at night, but had a poorer performance in comparison with daytime cooling due to the smaller vapor pressure deficit (VPD). The contrast area of CSG encountered an extreme low air humidity state with mean VPD of 3.4-6.1 kPa. PPFPCS could effectively alleviate low humidity stress: the average relative humidity in CSG experimental area was between 49.8% and 62.3%, which was 13.6% - 21.2% higher than that in CSG control area and 13.6%-24.6% higher than that in outdoor area. Wind velocity inside the CSG experimental area ranged from 0.35 to 1 m/s, which indicated a relative uniform air flow distribution. Cooling efficiency of the PPFPCS was about 91%, which was over 10 percentage points higher than that of the traditional negative pressure fan-pad cooling system. Low temperature of the PPFPCS circling water contributed to the high cooling efficiency. Average water consumption rate of the PPFPCS used for CSG cooling was 0.035-0.079 g/(m2·s) during the test. It had a positive linear correlation with VPD of outdoor air, that is drier outdoor air anticipates larger water consumption and better cooling performance. Both cooling load model of the CSG and selection method for fan-pad cooling system were derived. Cooling load model is the basis for capacity calculation of cooling equipment to be installed.Cooling load of the CSG in summer was 299.1 W/m2. Contribution ratios of convective heat transfer between north wall and indoor air, convective heat transfer between greenhouse floor with indoor air, hot air infiltration, as well as heat transfer between indoor and outdoor air though south roof, north roof and side walls were 11.0%, 73.3%, 1.3% and 14.4%, respectively. The maximum specific ventilation rate of the PPFPCS used for CSG cooling was recommended to be 0.067 m/s. This study can provide technical support for the application of PPFPCS in CSG cultivation and provide theoretical basis for the climate control of CSG production in summer.

greenhouse, temperature; models; Chinese solar greenhouse, positive pressure ventilation, fan-pad, cooling, cooling load

2019-03-08

2019-07-20

北京市農林科學院國際合作基金（GJHZ201804）；農業部設施農業節能與廢棄物處理重點實驗室2017年度開放課題（2017KT01）；寧夏回族自治區重點研發計劃項目（2018BBF02024；2018BBF02011）

孫維拓，博士生，助理研究員，主要從事設施園藝環境工程方面的研究。Email：sunwt@nercita.org.cn

郭文忠，研究員，主要從事設施蔬菜栽培研究。Email：guowz@nercita.org.cn

10.11975/j.issn.1002-6819.2019.16.024

S625.5

A

1002-6819(2019)-16-0214-11

孫維拓，周 波，徐 凡，尚 超，Chungui Lu，郭文忠. 日光溫室正壓濕簾冷風降溫性能及冷負荷計算模型[J]. 農業工程學報，2019，35(16)：214－224. doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2019.16.024 http://www.tcsae.org

Sun Weituo, Zhou Bo, Xu Fan, Shang Chao, Chungui Lu, Guo Wenzhong. Performance of positive pressure fan-pad cooling system and cooling load model for Chinese solar greenhouse[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2019, 35(16): 214－224. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2019.16.024 http://www.tcsae.org