用于高溫熱源的隔熱降溫墻體結構參數優化

楊歷全，李鵬飛，劉澤華，蔣新波，魯 婧

（1.南華大學 土木工程學院，湖南衡陽 421001；2.南華大學 建筑學院，湖南衡陽 421001）

0 引言

相對于普通民用建筑，一般工業廠房建筑由于具有生產設備多、體量大及內部有較大通敞空間等特點，但隨之帶來了生產過程中廠房內的高溫熱源往往會向廠房工作區散發大量熱量的問題，且其熱強度可達50～300 W/m3，這更給廠房內部的降溫散熱帶來技術難題［1］。在如此大規模的工業建筑熱車間中，需要通過通風空調系統將大量的余（廢）熱排除帶走，因而消耗大量的能源［2］。

由于工業廠房高溫設備散發的廢熱為廠房主要熱污染，故從源頭上將熱源產生的廢熱有效的回收和利用、變廢為寶，能夠防止能量的浪費，形成循環經濟效益與環境效益的雙贏。

在防止熱量向工作區域擴散的問題上，空氣夾層擁有很好的保溫隔熱效果，相比于傳統墻體，在夏季采用空調制冷時，可以實現38%～60%的節能［3］，所以帶有空氣夾層的維護結構已被廣泛應用于現代建筑中。在19 世紀90 年代，雙層幕墻概念被提出并快速推廣起來［4］，在夏季能夠改善室內過熱的問題，在冬季降低室內的熱負荷，從而降低供暖能耗；SUáREZ 等［5］研究了一種開式通風墻體結構，對墻體的熱工特性進行了數值模擬分析，其研究結果顯示，這種通風墻體的節能特性隨著環境溫度升高越發顯著；劉琳等［6］采用數值模擬與試驗相結合的方法，分析了主動通風式外墻在夏季工況下的傳熱過程。結果表明：該通風外墻擁有較好的隔熱效果，運行中夾層流動空氣能帶走絕大部分傳入熱量。單一使用空氣夾層雖然具有較好的隔熱效果，但是當設備長時間運行時，由于產生的余熱不能被快速有效的帶走，還是有部分熱量持續通過空氣夾層進入車間工作區域，隨著運行時間的增加，熱量不斷在車間聚集，造成工人的熱舒適性降低。

對于余熱的回收，輻射冷卻系統通過毛細管內低溫水與外部高溫空氣進行熱交換后將熱量帶走。近年來，因其節能及熱舒適的優點，輻射冷卻系統受到越來越多的關注［7］。到目前為止，國內外學者已經對加熱和冷卻系統的熱性能進行了大量的研究。ANDRES-CHICOTE 等［8］對輻射冷卻頂棚系統的墻體供冷量進行了試驗研究；文獻［9-10］對吸頂板的實際冷卻性能進行了試驗測試；通過試驗和數值分析，重點研究了輕質地板輻射供暖系統的運行特性；OKAMOTO 等［11］針對用于不同保溫材料的輻射冷頂板的熱流密度開發了一種計算方法；李念平等［13］提出了采用貼附射流與輻射冷頂板空調系統結合后對室內熱環境的影響，得出輻射冷頂板降溫速度更快，且不易結露。但由于輻射換熱動態響應慢，耗時時間長，需要較大的傳熱面積，這些缺點直接影響了輻射換熱在工程上的推廣。

本文充分考慮了空氣夾層和輻射冷卻系統的優缺點，設計出一種用于廠房高溫熱源的隔熱降溫墻體。利用正交試驗設計了三因素三水平結構方案，并通過數值模擬法以墻外側壁面溫度和墻體供冷量作為評價指標，對該墻體結構參數進行優化，得出最優結構參數組合，為外圍護結構的節能設計提供了新的思路和方法。

1 隔熱降溫墻體物理模型

本文研究的墻體用于廠房高溫熱源的降溫隔熱，可根據熱源的發熱功率來調節墻體送風速度和供水參數，保證墻體供冷量和隔熱效果。如圖1 所示，該新型墻體主要由四部分組成：貫流風機、紫銅輻射板內墻、中間空氣間層和聚氨酯泡沫塑料與彩鋼板復合的保溫外墻。

圖1 隔熱降溫墻體物理模型示意Fig.1 Schematic diagram of physical model of thermally insulating and cooling wall

當墻內側熱源的負荷發生突然增加時，開啟貫流風機進行強制對流可快速降低墻內側空氣溫度，改善墻壁面輻射換熱速率較慢的問題，防止因墻內側空氣溫度快速升高從而造成儀表等設備損壞。在熱源設備低負荷穩定運行期間，貫流風機停止運行，上下百葉閉合，此時墻體空腔為密閉腔體，紫銅板通過輻射換熱提供冷量。通過對送風風量的控制，可靈活控制墻體對流換熱與輻射換熱量的比例，防止熱量向工作區域擴散，擁有優秀的隔熱降溫性能。

2 網格劃分與數值方法及邊界條件

2.1 網格劃分

由于毛細管內部水的流速以及溫度場變化較為明顯，同時網格的質量直接影響著模擬結果的精準度，所以在對墻體進行網格劃分時，要對毛細管的網格劃分進行加密處理，提高計算的準確度；而墻體溫度場變化較小，為了減少網格劃分數量，節省計算時間，所以其網格劃分較為稀疏。如圖2 所示，網格數量為150 萬時，排風口平均溫度趨于穩定。caseA 到caseD 網格數量分別為105 萬，123 萬，159 萬，180 萬，可以看出當網格數量增加到159 萬時，與網格數180 萬溫差速度曲線基本重合，模擬結果趨于穩定，為保證其它結構網格的無關性，故其它結構模型劃分采用此劃分方法。

圖2 網格無關性驗證Fig.2 Grid independence verification

2.2 數值方法和邊界條件

壓力-速度的耦合方式采用coupled 算法，壓力方程離散采用標準格式，湍流、動量、能量方程等選用二階迎風格式。根據雷諾數的計算結果可知管內流動為湍流，采用湍流模型采用對黏性底層可求解的低Re 法k-ε模型，輻射計算采用DO 模型，判斷收斂的標準為X，Y，Z 方向的速度殘差達到10-4，連續性殘差和能量殘差達到10-5。

邊界條件見表1。

表1 邊界條件Tab.1 Boundary conditions

如表1 所示，進口邊界條件為速度入口，包括供水進口和送風入口；墻體側面和上下表面為絕熱邊界；進排風口作為黑體；考慮到輻射影響位于模型計算區域外（環境），故定義墻體外表面使用混合熱邊界條件。由于該模型用于對高溫熱源的隔熱降溫，故考慮高溫熱源對墻體內表面的影響，故定義內表面為熱流密度作為其邊界條件［13-20］，熱流密度設為350 W/m2。

2.3 模擬結果驗證

合理簡化物理模型、準確設置數值模型和邊界條件是保證數值模擬結果正確的關鍵，為保證本文數值模擬結果的合理性與可靠性，本文以整體尺寸及內部結構與本文研究對象相似的某一換熱器為驗證模型，采用本文所確定的模型簡化、網格劃分方法，及選用的數值模型、邊界條件處理方式，通過數值模擬結果與驗證模型現場實測數據的對比，從而對本文數值模型及邊界條件設置的正確性進行驗證。

由圖3 可以看出，采用本文數值模擬的方法對文獻［22］中換熱器排風口溫度進行模擬，將模擬結果與該文獻的實測值的進行數據對比。模擬排風溫度與實測排風溫度相對誤差在4%以內，通過數據對比驗證了本文模擬方法的正確性，為后文對隔熱降溫墻體性能的模擬分析提供了保障。

圖3 試驗與模擬數據對比Fig.3 Comparison of experimental and simulated data

3 正交結構設計

3.1 因素選取

管路中心距、空腔厚度、保溫層厚度3 個結構參數為重要影響因素，對每個因素設置3 個水平。由于市場上常見的貫流風機的直徑最小為50 mm，空腔設置水平為60，80，100 mm；管路中心距在120 mm 附近設置水平；保溫層厚度設置水平為30，60，90 mm。設計3 因素3 水平正交試驗表，將各因素不同水平組合搭配，得到不同結構參數的墻體，對其流動換熱進行數值模擬，得到各因素對墻體隔熱和供冷性能的影響趨勢，并挑選最優方案，實現對隔熱降溫墻體的優化。表2 為因素正交排列。

表2 因素正交排列Tab.2 Orthogonal array of factors mm

3.2 正交試驗安排

表3 為L9（34）正交安排，表4 為正交試驗結果。

表3 L9（34）正交安排Tab.3 L9（34）orthogonal array

表4 正交試驗結果Tab.4 Orthogonal experimental results

4 模擬結果分析與驗證

作正交試驗結果分析可以采取極差分析法和方差分析法。極差分析法簡單易行，且直觀易懂，計算工作量少，但對于試驗過程中試驗因素水平改變還是試驗誤差引起的試驗結果的波動，極差分析不能將其區分開來。方差分析法計算較復雜，但是可以估算試驗各因素和誤差對試驗結果的影響，并判斷所考察因素作用的顯著程度。對于顯著因素選取優水平并在試驗中加以嚴格控制，對于不顯著因素，可視具體情況確定優水平。為了綜合兩種分析方法的優點，彌補兩者的不足，本文通過極差分析與方差分析相結合的方式對正交試驗進行分析驗證。

4.1 極差分析

本次正交試驗設計選擇L9（34）正交表安排3 個因素，每個因素包含3 個水平數，每個因素水平參與試驗次數也為3 次，總共試驗9 次。A，B，C 列為因素列，e 列為誤差校驗列。表5 為墻外側壁面溫度和墻體供冷量極差分析及優化方案。

表5 墻外側壁面溫度和墻體供冷量極差分析及優化方案Tab.5 Analysis of the extreme difference between the temperature of the outer wall surface and the cooling capacity of the wall and the optimization plan

Ki表示任一列上因素取水平i 時所取得試驗結果的算數平均值；R 稱為極差。如表5 所示，極差R 為因素主要順序確定的主要依據，對因素的極差比較分析，得到的各因素極差可以排列出各因素對墻外側壁面溫度與供冷能力影響大小的順序。各因素對墻外側壁面溫度影響大小的順序：空腔厚度＞管路中心距＞保溫層厚度；各因素對墻體供冷量影響大小的順序：管路中心距＞空腔厚度＞保溫層厚度。由表5 可以看出，根據評價指標的特性，優方案應分別取各因素最小和最大K 值對應的水平，墻外側壁面溫度最優方案為A1B1C3，墻體供冷量最優方案為A1B1C3。

4.2 方差分析

式中 SSj——第j 列所引起的離差平方和。

即總離差平方和可以拆分成各列離差平方和之和。

試驗誤差平方和：

式中 Fj——第j 個因素的F 檢驗值；

式中 MSe——試驗誤差的均方。

4.2.5 顯著性檢驗

首先從F 表中查出F 臨界值，F0.1（2，2）=9；F0.05（2，2）=19；F0.01（2，2）=99。

若Fj＞F0.01（dfi，dfe），因素對試驗結果的影響非常顯著，記作***；

若F0.01（dfi，dfe）＞Fj＞F0.05（dfi，dfe），因素對試驗結果有顯著影響，記作**；

若F0.05（dfi，dfe）＞Fj＞F0.1（dfi，dfe），因素對試驗結果有影響，記作*；

若Fj＜F0.1（dfi，dfe），因素對試驗結果無顯著影響，不做標記。

墻外側壁面溫度方差分析結果見表6。從方差分析表6 中可以看出，FA、FB都大于 F0.01（2，2）=99 臨界值，所以空腔厚度B、管路中心距A 具有極其顯著性，且FB值最大，即空腔厚度B 對墻外側壁面溫度的影響最為顯著。對墻體隔熱性能影響大小的因素依次為B＞A＞C，這與極差分析法保持一致。墻體供冷量方差分析見表7。

表6 墻外側壁面溫度方差分析Tab.6 Variance analysis table of temperature on outer wall surface

表7 墻體供冷量方差分析Tab.7 Variance analysis of wall cooling capacity

通過比較MS 值的大小，因素C 均方值MSC＜MSe誤差均方值，這說明了因素C 對墻體供冷量影響較小，看做次要因素，將它歸入誤差。如表7 所示，只有FA大于F0.01（2，4）=18 臨界值，所以A 因素對墻體供冷的影響非常顯著；B，C 兩個因素的F 值小于F0.1（2，4）=4.32，因素B，C 對墻體墻體墻體供冷量無顯著影響。而B 因素F 值大于C 因素F 值，故對墻體供冷性能影響大小的因素依次為A＞B＞C，與極差分析法相吻合。

5 結論

（1）通過建立正交試驗設計，可以快速找出最優結構參數組合，大大減少了試驗或模擬工作量，提高了模型結構優化效率和性能分析速度，為外圍護結構的節能設計提供了新的思路和方法。

（2）設計了一種用于高溫熱源的新型墻體，該墻體內部為開式空腔，腔內側安裝有s 型毛細管。本文將空氣夾層和輻射冷卻系統結合，通過對管中心距、空腔厚度和保溫層厚度的調節，可實現對高溫熱源的隔熱降溫。

（3）各因素對墻外側壁面溫度影響大小的順序：空腔厚度＞管路中心距＞保溫層厚度；各因素對墻體供冷量影響大小的順序：管路中心距＞空腔厚度＞保溫層厚度。空腔厚度和管路中心距對墻外側壁面溫度影響非常顯著，其中空腔厚度對墻外側壁面溫度影響最為明顯，保溫層厚度對墻外側壁面溫度無顯著影響；管路中心距對墻體供冷量非常顯著，空腔厚度和保溫層厚度對墻體供冷量無顯著影響。

（4）通過正交試驗對墻體部分結構進行結構優化，以墻外側壁面溫度和墻體供冷量作為指標，并結合其經濟性，最終確定結構參數管路中心距100 mm，空腔厚度60 mm，保溫層厚度30 mm。