工業廠房中旋流型屋頂通風器作用下自然通風特性研究

孟曉靜 ，徐揚帆 ，付林志 ，康思遠

（1.西安建筑科技大學 資源工程學院，西安 710055；2.西部綠色建筑國家重點實驗室，西安 710055）

0 引言

旋流型屋頂通風器是利用自身的渦輪葉片捕捉迎風面風力，從而推動渦輪葉殼旋轉產生離心力，增加了室內通風量的同時不會產生能耗。自然通風是利用自然風動力和存在溫差的空氣循環動力進行通風，不需要消耗機械動力，是一種經濟的通風方式［1-10］。但是在工業廠房中常常存在自然進排風口面積不足或室內外溫差過小導致自然通風將不能滿足室內熱環境要求。因此，旋流型屋頂通風器輔助自然通風系統對降低建筑能耗，改善室內熱環境具有重要意義。

國內外學者針對旋流型屋頂通風器通風特性以及建筑自然通風特性進行了大量研究。OBAIDI等［11］綜述了熱帶地區影響旋流型屋頂通風器通風效果的因素以及改進通風器實現混合系統的諸多方案。RASHID等［12］在風洞實驗中使用了靜止圓筒和旋轉圓筒物理模型，對模型中氣流的浮升力和切向力進行分解，結果表明在低雷諾數下旋流型屋頂通風器的通風效率高，高雷諾數時應該重新考慮葉片幾何形狀。LIEN等［13］研究了旋流型屋頂通風器上的空氣動力特性，發現通風器上的作用力及其轉速隨室外風速呈線性增加。LAI［14］使用低速風洞實驗對不同類型的旋流型屋頂通風進行通風效果測試，結果表明直徑為0.5 m的通風器比直徑為0.36或0.15 m的通風器獲得的通風效率高，但是這種差異并不明顯。王巧寧等［15-16］研究了建筑房間風壓自然通風影響因素，其中包括建筑體型，開窗方式等。方慧等［17］采用氣體示蹤法測量日光溫室通風量，得到了熱壓風壓耦合作用的通風流量計算方程。折倩娜等［18］通過數值模擬的方法研究了減小工業廠房單側進風口面積對熱壓通風量的影響。上述文獻是針對旋流型屋頂通風器通風特性或建筑自然通風特性進行的研究，但在實際的工業廠房中，人們往往利用安裝在屋頂的旋流型通風器輔助自然通風系統來改善室內熱環境。

因此，本文研究工業廠房中旋流型屋頂通風器作用下，自然通風系統在不同室外風速下對室內熱環境的影響規律，為工業廠房自然通風優化設計提供參考和依據。

1 物理模型及計算方法

1.1 物理模型

本文以咸陽市某鍛件車間為原型建立物理模型，如圖1所示。

圖1 工業廠房物理模型Fig.1 Physical model of the industrial building

廠房尺寸15 m×10 m×10 m，廠房上部排風窗尺寸為2 m×0.5 m，下部設有門和窗，尺寸分別為3 m×3 m，2 m×0.5 m。廠房地面中間熱源尺寸為4 m×3 m×1 m，通過對鍛件車間生產設備的調查，熱源散熱量為18 kW/m2。屋頂安裝5個旋流型屋頂通風器，直徑為900 mm。外部計算域的選取對整個模擬結果會造成較大影響，YOSHIHIDE等［19］指出假如單一建筑物理模型高度為H，外流場應設置為距離建筑物橫向和頂部邊界至少5 H，流出邊界應設置在建筑物后至少10 H，且計算域中包含的建筑物不應超過建議的阻塞率（3%）。本模型外部計算域尺寸為158 m×115 m×60 m，實際阻塞率為0.11%，符合上述要求。旋流型屋頂通風器在不同室外風速下的通風量由生產廠家提供，如圖2所示。

圖2 旋流型屋頂通風器的通風量Fig.2 Ventilation rate of turbine roof ventilators

1.2 數值計算方法

采用CFD數值模擬軟件FLUENT研究工業廠房在旋流型屋頂通風器作用下的自然通風特性。自然通風作用下的流場屬于自然對流紊流流場，選用Realizable K-ε湍流模型，并選擇浮升力影響，對于流體介質采用Boussinesq假設。由于廠房內部熱源和壁面存在輻射換熱，選擇DO輻射模型，采用分離式求解器進行方程求解，壓力速度耦合求解采用SIMPLEC算法，方程的離散采用二階迎風格式。

本文模擬西安市夏季工況，根據GB 50019-2015《工業建筑供暖通風與空氣調節設計規范》夏季室外計算溫度30.6 ℃，室外大氣壓為標準大氣壓（101 325 Pa）。

由于存在外流場，廠房的上下窗口、門的氣流方向無法確定，因此，廠房的上下窗口、門設置為interior內部邊界使氣流自由出流。在夏季，室內外溫差較小，通過圍護結構的傳熱量對熱環境和自然通風的影響可以忽略，將廠房圍護結構設為絕熱壁面。熱源設置為定熱流18 kW/m2，旋流型屋頂通風器為速度出口，外流場進風口為X方向，邊界條件為速度入口，由于背風向回旋氣流區不確定，因此外流場出口定義為壓力出口。

我國很多城市和地區只有靜風的頻率超過了50%，西安夏季室外平均風速為1.9 m/s。因此，研究室外風速對自然通風特性影響時，考慮了6種不同室外風速，即 0.2，0.6，1.0，1.4，1.8，2.2 m/s。

1.3 網格劃分及無關性驗證

為了提高收斂效率以及保證模擬結果的準確性，本模型外部計算域采用三維六面體網格進行劃分，在工業熱廠房周圍進行加密處理，選取室外風速1.0 m/s，在網格數量為313萬，409萬，583萬，697 萬時廠房通風量分別為 13.96，14.81，14.56，14.35 kg/s，其中583萬網格與697萬網格計算結果相對誤差最小，考慮到數值模擬結果的準確性和計算時間的長短，本文選取網格數量為583萬的網格劃分，其中，工業熱廠房開口處和壁面網格大小分別為0.05，0.2 m，生成網格130萬；外部計算域網格大小設置0.2 m，梯度為1.2，生成網格453萬。

1.4 模型驗證

為了驗證數值模擬方法的可靠性，對文獻［20］中復合通風工況進行模擬，對比文獻［20］中試驗數據，結果如圖3所示，同一高度測點位置上的溫度模擬計算比試驗結果稍高，但總體溫度變化規律基本一致。對數值模擬和試驗結果數據分析，得到最大相對誤差為0.46%，最小相對誤差為0.08%，平均相對誤差為0.27%，誤差范圍可以接受，因此本文所采用的數值模擬方法是可靠的。

圖3 垂直測點溫度試驗值與模擬值對比Fig.3 Comparison of experimental values and simulation values of temperatures at vertical measuring points

2 模擬結果分析

室外風速是影響旋流型屋頂通風器通風量的主要因素。本文對不同室外風速下的工業廠房自然通風量、氣流組織以及室內溫度分布進行分析，進而提出旋流型屋頂通風器作用下自然通風優化措施。

2.1 不同室外風速對通風量的影響

在不同室外風速下工業熱廠房各個窗孔空氣流量如圖4所示，空氣流量為正值表示進風；負值表示排風。

圖4 各個窗孔空氣流量Fig.4 Air flow rate through each orifice

由圖4可知，迎風向上部開口隨室外風速的增大，首先排風量減小隨后進風量增大；背風向上部開口始終是排風形式，受到風壓作用的影響較小，排風量變化不大；迎風向下部開口始終是進風形式，隨著室外風速的增大進風量增大，這是風壓和熱壓相互增益的結果；背風向下部開口隨室外風速的增大首先進風量減小隨后排風量增大；旋流型屋頂通風器排風量隨室外風速增大而線性增大。

室外風速0.2，0.6 m/s時工業廠房氣流組織表現為下部開口進風，上部開口排風，如圖5（a）所示，此時的室內通風形式以熱壓通風為主導。在室外風速0.6 m/s增加至1.0 m/s時背風向下部開口由進風口轉換為排風口，如圖5（b）所示，這是因為隨著迎風向下部開口進風量增加，當背風向下部開口受到的風壓作用大于熱壓作用時，氣流就會在迎風向下部開口和背風向下部開口之間形成穿堂風，導致背風向下部開口的通風形式發生變化。在室外風速1 m/s增加至1.4 m/s時，迎風向上部開口氣流由排風轉換為進風，如圖5（c）所示，造成這種結果有2個原因，其一是迎風向上部開口處的風壓對熱壓起到削弱作用，其二是因為隨著室外風速的增加，旋流型屋頂通風器排風量的增加也會使迎風向上部開口的通風形式發生改變。

圖5 不同室外風速下廠房氣流組織示意Fig.5 Schematic diagram of air distribution in the building at different outdoor wind velocities

室外風速對旋流型屋頂通風器聯合自然通風系統通風量的影響如圖6所示。室外風速0.2 m/s增加至0.6 m/s時，廠房內通風量變化不大。這是因為此時室內通風形式以熱壓通風為主，室外風速0.6 m/s迎風向下部開口進風量雖有增加，但背風向下部開口進風量減少，所以廠房內通風量增幅并不明顯。室外風速1.0 m/s增加至2.2 m/s時，廠房內通風量增幅明顯，這是因為室外風速1.0 m/s時室內通風形式已經處于熱壓主導通風向風壓主導通風的過渡期，隨著室外風速的增加室內通風形式變為風壓主導，通風量增幅明顯。因此，旋流型屋頂通風器作用下自然通風系統由熱壓通風主導時，室外風速對工業廠房通風量的影響較小，工業廠房自然通風設計可以不考慮風壓的影響；當旋流型屋頂通風器作用下自然通風系統由風壓通風主導時，工業廠房通風量隨室外風速的增加而增大，工業廠房自然通風設計需考慮風壓的影響。

圖6 工業廠房通風量Fig.6 Ventilation rate of the industrial building

2.2 不同室外風速對廠房室內溫度的影響

室內垂直溫度監測點布置在距離熱源1.5 m處，高度方向測點間距為0.5 m。不同室外風速下工業廠房室內垂直溫度分布如圖7所示。室外風速小于1.0 m/s時，廠房內垂直溫度隨室外風速的增加而稍有升高。在室外風速大于1.4 m/s時，工業廠房室內垂直溫度隨室外風速的增加而降低。造成這種室內溫度隨室外風速的增大先升高后降低的原因可通過廠房垂直橫截面流線來分析，如圖7所示。

圖7 工業廠房室內垂直溫度分布Fig.7 Vertical temperature distribution in the industrial building

由圖8（a）可知，室外風速為0.2 m/s時，工業廠房以熱壓通風為主，氣流組織良好，室外風速對其影響較小。而室外風速0.6 m/s時，工業廠房上部有渦旋氣流產生（如圖8（b）），同時廠房通風量與室外風速為0.2 m/s相比增幅不大，因此廠房室內垂直溫度反而升高。由圖8（c）可知室外風速1.0 m/s時廠房上部渦旋氣流相比室外風速0.6 m/s有所增大，這是由于迎風向下部進風量增加，背風向下部開口排風量較小所導致，此時廠房內總體通風量雖有增加，但氣流組織對廠房溫度分布有顯著影響，所以室外風速1.0 m/s廠房室內溫度相比室外風速0.6 m/s在高度3～6 m處稍有升高，在高度6～9.5 m處廠房室內垂直溫度有所降低是旋流型屋頂通風器通風量增大的結果。由圖8（d）可以看出室外風速1.4 m/s時廠房上部渦旋氣流消失，這是背風向下部開口以及旋流型屋頂通風器排風量增加的結果，此時通風量的增加使廠房室內溫度下降明顯。當廠房內通風形式由風壓主導時，氣流在迎風向上部開口處產生渦旋，并未與背風向上部開口形成穿堂風，這對室內氣流組織有不利影響。

圖8 工業廠房Y=7.5 m橫截面流線Fig.8 Streamline of the industrial building at Y=7.5 m cross-section

不同室外風速下工業廠房室內溫度分布如圖9所示，熱源上方的熱羽流隨室外風速的增加向下風側轉移。因此，在實際生產工藝允許的情況下，應避免工作人員在熱源下風側活動。當室外風速為0.2 m/s時，廠房室內溫度相比室外風速 0.6，1.0 m/s較低（如圖 9（a）～9（c）），這說明室外風速0.2 m/s時廠房內氣流組織良好，可有效地改善室內熱環境。由圖9（d）可知室外風速1.4 m/s廠房室內溫度下降明顯，室內熱環境主要受到迎風向下部進風氣流的影響，迎風向上部開口的進風氣流并沒有改善室內熱環境。根據室內流場分析，旋流型屋頂通風器作用下自然通風系統由風壓通風主導時，廠房迎風向上部開口處的進風氣流會產生渦旋，對室內熱環境有不利影響，同時進風氣流出現短路現象，對改善室內熱環境沒有起到作用，此時，應該關閉迎風向上部開口。

圖9 工業廠房Y=7.5 m橫截面溫度云圖Fig.9 Temperature nephogram of industrial building Y=7.5 m cross-section

3 結論

（1）旋流型屋頂通風器作用下自然通風系統在室外風速小于0.6 m/s時廠房內通風形式由熱壓通風主導，室外風速1.0 m/s時廠房內通風形式處于熱壓通風向風壓通風的過渡期，室外風速大于1.4 m/s時廠房內通風形式由風壓通風主導。

（2）旋流型屋頂通風器作用下自然通風系統由熱壓通風主導時，室外風速對工業廠房通風量的影響較小；由風壓通風主導時，工業廠房通風量隨室外風速的增加而增大。

（3）旋流型屋頂通風器作用下自然通風系統由風壓通風主導時，廠房迎風向上部開口進風氣流出現短路現象，對室內熱環境有不利影響，應當關閉。