暖通空調節能系統的測溫數值模擬仿真研究

冉均均， 袁磊

(成都理工大學工程技術學院， 核工程與新能源技術系， 四川， 樂山 614000)

0 引言

暖通空調節能系統能夠滿足不同環境下，工作人員的舒適性需求，而想要節能設計暖通空調負荷量，就要對溫度場分布情況進行深入分析，避免空調負荷能力過高，因此對測溫數值模擬仿真進行研究具有重要意義。國內外測溫數值模擬研究較為成熟，文獻[1]提出了農產品空氣能熱泵烘房溫度場的數值模擬方法，文獻[2]提出了TC4表面激光熔覆Ni60基涂層溫度場熱循環特性數值模擬方法，但上述兩種方法與實測溫度存在差值，波動范圍較大。因此本文提出暖通空調節能系統測溫數值模擬仿真方法，為暖通空調節能提供指導意見。

1 暖通空調節能系統測溫數值模擬仿真方法設計

1.1 計算暖通空調節能系統冷負荷

本文對暖通空調節能系統中密閉空間進行了分析并計算其冷負荷。由于太陽輻射是暖通空調節能系統空間熱量的主要來源，分為直射福射和散射福射，能夠使空間圍護結構吸收大量太陽福射能量，因此將太陽輻射作為系統主要冷負荷[1]。使用空間物體形系數衡量空間平面形狀對系統能耗的影響，按照完整空間圍護對空間體形系數進行計算。當體形系數較大，判斷平面形狀對系統能耗不利，當體形系數較小則判斷有利。結合系統能耗影響程度，計算系統日照冷負荷Q1，公式為

Q1=F1c1c2c3J1C1+F2c1c2c3J2C2

(1)

其中，c1為空間圍護的有效面積系數，c2為圍護修正系數，c3為圍護內遮掩的遮陽系數，C1為冷負荷系數，C2為時刻南向的冷負荷系數，J1為圍護日照的熱量最大值，J2為南向日照的熱量最大值，F1為空間圍護面積，F2為圍護被遮擋部分的面積[2]。計算外圍結構冷負荷Q2，公式為

Q2=K1F1t1-t2+Δt3+Δt4

(2)

其中，K1為外圍結構傳熱系數，t1為系統調節空間外的日平均溫度，t2為系統空間內日平均溫度，Δt3為圍護外表面福射平均溫升，Δt4為溫度波動部分的綜合負荷溫差[3]。計算地面冷負荷Q3，公式為

Q3=K2W1W2t1-t2+Δt4

(3)

其中，K2為地面傳熱系數，W1為地面面積，W2為距離外圍結構固定距離以內的地面面積[4]。將環境因素導入系統密閉空間，分析圍護環境冷負荷，針對達不到系統溫度要求的空氣溫度，計算新風冷負荷Q4，公式為

Q4=h1-h2L1-βδ

(4)

其中，h1為系統空間外的空氣焓值，h2為空間內空氣焓值，L為深入系統空間內的新風量，β為全熱回收效率，當系統無熱回收時，取值為0，δ為系統空間內的排風比例[5]。考慮系統空間熱濕參數，包括地溫、空氣濕度、風向、空氣溫度等因素，計算滲透空氣冷負荷Q5，公式為

Q5=13.6ξAh1-h2

(5)

其中，A為系統空間的空氣密度，ξ為深入系統空間的總空氣量。由于系統空間內存在釋放熱量的設備，會影響系統運行環境溫度，計算設備冷負荷量Q6，公式為

Q6=φβEζRμ-τ

(6)

其中，φ為蓄熱系數與熱源冷負荷比值，β為蓄熱系數與散熱比值，E為熱源散熱量，ζ為設備熱表面散熱形成的冷負荷，μ為設備投入時刻，τ為冷負荷計算時刻，Rμ-τ為μ-τ期間內設備散熱的冷負荷系數。至此完成暖通空調節能系統冷負荷的計算。

1.2 構建暖通空調節能系統溫度場模型

對系統冷負荷進行實時監測，當Q1、Q2、Q3、Q4、Q5、Q6達到穩定值時，判斷暖通空調節能系統溫度場分布達到穩定，構建該種情況下的溫度場數學模型。將系統空間的測溫過程看作氣體湍流的流動過程，設定氣流假設條件，具體如下：將氣流看作不能壓縮的理想流體，劃分自然對流和強制對流兩種湍流流動，判定溫度變化能夠對系統空間的空氣密度產生影響，并在空氣流動過程中忽略流體黏性力的熱量損耗[6]。在以上條件的約束下，將氣體流動看作完全湍流，忽略分子粘性的影響，推導系統測溫空間的湍動能輸運。耗散率ρ計算式為

ρ=G1+G2-aεY

(7)

其中，a為壓速湍流脈動膨脹系數，G2為平均速度梯度引起的湍動能產生，ε為湍流粘性系數，G1為浮力影響引起的湍動能產生，Y為湍流脈動膨脹系數對總耗散率的影響[7]。則湍動能b計算式為

b=B1ρεk+B2εkG1+G2

(8)

其中，B1為流體比熱容，B2為流體熱力學溫度，k為系統空間傳熱系數。計算流體力學的連續性方程，其微分形式表達式為

b=?φ?v+?φux?x+?φuy?y+?φuz?z

(9)

其中，ux為x方向流體流動的速度分量，uy為y方向速度分量，uz為z方向速度分量，v為流體流動時間，φ為流體流動密度。根據牛頓第二定律，導出x、y、z三個方向的動量方程，計算式為

?φux?x=-?S?x+?λx?x+?λy?y+?λz?z+φfx

?φuy?y=-?S?y+?λx?x+?λy?y+?λz?z+φfy

?φuz?z=-?S?z+?λx?x+?λy?y+?λz?z+φfz

(10)

其中，fx、fy、fz分別為x、y、z三個方向的單位質量力，方向垂直向上，S為流體微元體上的壓強，λx、λy、λz分別為x、y、z三個方向因分子黏性作用在微元體表面上的粘性應力分量。將式(8)和式(10)都代入式(9)，得到暖通空調節能系統溫度場數學模型。至此完成暖通空調節能系統溫度場數學模型的構建。

1.3 模擬仿真空調節能系統測溫數值

對溫度場數學模型進行邊界約束，模擬仿真暖通空調節能系統測溫數值。對溫度場進行多網格劃分，設置各網格區域內的溫度場邊界條件，包括定義流體域參數、入口邊界、出口邊界、左右壁面邊界條件、頂棚邊界、底板邊界、前壁面和后壁面，約束各網格區域內的溫度場[8]。采用局部單項化處理方式，忽略邊界節點對內節點的影響，同時結合當量直徑算法，避免出口和入口的回流現象。出入口當量直徑ψ計算式為

ψ=2χγχ+γ

(11)

其中，χ為流體出入口長度，γ為流體出入口寬度。則流體入口湍流強度I計算式為

I=0.16FH1MH2D-12

(12)

其中，D為流體出入口當量直徑ψ的雷諾數，H1為流體入口平均流動速度，F為入口過流面積，H2為速度脈動均方根值，M為濕周長度。壁面邊界條件則需進行歸類簡化處理，將壁面歸為一個整體面，根據壁面傳熱方式設置系統測溫的壁面溫度。布置系統測溫空間的測點，改變以上邊界條件的各個參數設定，獲得系統測溫的多個變化因素，迭代運算各個網格區域內的溫度場，直至動量方程殘差達到收斂，再使用PHOENICS軟件，導出三維網格的溫度場分布，得到系統測溫的空間溫度分布。至此完成空調節能系統測溫數值的模擬仿真，實現暖通空調節能系統測溫數值模擬仿真方法設計。

2 實驗論證分析

進行對比實驗，將此次設計仿真方法記為實驗A組，兩種傳統暖通空調節能系統測溫數值模擬仿真方法，分別記為實驗B組和實驗C組，比較溫度模擬值與實際值的差值、數值模擬時間以及溫度模擬值波動范圍。

2.1 實驗準備

將暖通空調節能系統安裝在駕駛室內，在駕駛室內布置多個測點，開啟系統，設定暖通空調溫度為固定值，使汽車怠速工況。實驗選取黑色汽車，確保太陽光直射到空地上，駕駛室外形尺寸為2 540×1 340×1 230 mm，左側送風口為60×85 mm，中央送風口為80×75 mm，右側送風口為75×85 mm，回風口為110×130 mm。實驗儀器技術參數如表1所示。

實驗A組計算各個采樣時間段內，不同朝向的暖通空調節能系統冷負荷，具體如表2所示。

表1 實驗技術參數和初始參數

表2 系統冷負荷計算結果

對汽車駕駛室進行網格劃分，得到節點總數為672 828個，網格總數為3 625 109個，則各時間段的系統測溫數值模擬，具體如圖1所示。

2.2 實驗結果

2.2.1 第一組實驗結果

在汽車理想工況下，統計駕駛室內各測點溫度實測數據及三組仿真方法數值模擬得到的數據，比較各測點模擬溫度范圍與實測溫度數據的差值，實驗對比結果如圖2所示。

由圖2可知，實驗A組模擬溫度的平均差值為1.31 K，模擬溫度數據與實測數據基本吻合，實驗B組和實驗C組的模擬溫度平均差值分別為3.41 K和4.19 K，相比實驗B組和實驗C組，A組模擬溫度差值分別減少了2.10 K和2.88 K。

(a) 6:00—7:30系統測溫模擬仿真

圖2 模擬溫度差值對比結果

2.2.2 第二組實驗結果

在第一組實驗的基礎上，進行多次實驗，統計三組方法的溫度數值模擬時間，實驗對比結果如圖3所示。

由圖3可知，實驗A組溫度數值模擬時間平均值為3.18 s，實驗B組和實驗C組的平均溫度模擬時間分別為11.98 s和15，99 s，相比實驗B組和實驗C組，A組溫度數值模擬時間分別縮短了8.80 s和12.81 s。

圖3 溫度模擬時間對比結果

2.2.3 第三組實驗結果

統計采樣時間段內各測點的模擬溫度數值，比較溫度模擬值波動范圍，實驗對比結果如圖4所示。

由三組溫度數值模擬曲線可知，實驗A組溫度模擬值波動明顯小于實驗B組和實驗C組的溫度模擬值波動，溫度數值模擬更加平穩。綜上所述，此次設計方法降低了模擬溫度數據與實測溫度的差值，提高了系統測溫數值模擬的準確性，其仿真結果能夠對溫度分布進行合理判斷，縮短了測溫數值模擬仿真時間，降低了模擬值波動范圍，保證了系統測溫仿真結果的穩定性。

圖4 溫度模擬值波動對比結果

3 總結

此次研究對系統測溫數值模擬進行仿真，提高了仿真結果的準確性和穩定性。但此次研究仍存在一定不足，在今后的研究中，會對溫度數據進行大數據采集，分析系統測溫變化規律，進一步提高仿真方法的適用性。