不同送风参数对地板送风系统性能的影响

王成林 李舒宏 张小松 杨文超

(1东南大学能源与环境学院,南京210096)(2迈赫机器人自动化股份有限公司,潍坊262200)

不同送风参数对地板送风系统性能的影响

王成林1,2李舒宏1张小松1杨文超1

(1东南大学能源与环境学院,南京210096)(2迈赫机器人自动化股份有限公司,潍坊262200)

为了得到地板送风系统理想的送风参数,首先通过正交实验研究不同送风参数对地板送风系统房间温度分布、热舒适性和空气品质的影响,然后采用控制变量法进一步研究送风温度和速度对系统性能的影响,最终通过EnergyPlus能耗模拟软件计算得到供冷工况下热分层良好、舒适性较好且能耗较低的理想送风参数.实验结果表明:当旋流风口到人体的距离为0.7 m,送风温度为18～20 ℃,送风速度在1.2～1.5 m/s时,室内热分层较好,能够满足人员热舒适性和空气品质的需求.对不同送风参数下运行特性与能耗影响的模拟计算表明:在理想送风参数范围内,当送风温度为18 ℃、送风速度为1.2 m/s时,地板送风系统不仅可以保持较好的热舒适性和良好的热分层,同时还具有较低的能耗.

地板送风系统;热分层;热舒适性;能耗

地板送风系统可结合办公建筑中弱电布线及办公区域功能变化需要,灵活布置送风口位置.设计良好的地板送风系统不仅可以改善通风效率与室内空气品质,还可以实现个人对局部热环境的控制.因此,地板送风系统在国内外办公建筑中应用日趋广泛[1-2].目前,地板送风系统在德国、瑞士、荷兰、日本及加拿大等均有应用,其中北美地区地板送风系统已占办公楼空调系统的40%[3].在我国,越来越多的建筑用户、暖通设计师和建筑师以及建筑服务顾问更愿意考虑在新的办公建筑中使用地板送风系统.

国内外众多学者对地板送风系统的温度分布、舒适性及能耗展开了深入的研究.Webster等[4]针对办公室中地板送风系统的送风量和送风口特性对室内垂直温度分布的影响展开研究,结果表明当室内热负荷一定时,较小的送风量会形成良好的温度分层;改变送风温度,分层高度也发生变化,但温度分布趋势不会改变.王海英等[5]通过人体热舒适实验,得出下送风气流组织的4个主要因素为送风口形式、送风口到人体的距离、送风速度和送风温度.Kim等[6]利用CFD方法,保持送风温度不变,通过改变送风速度和散流器位置模拟高大空间地板送风系统的热舒适性,结果表明地板送风系统在室内发热量为38.3 W/m2、送风温度为18 ℃、送风速度为0.5～0.8 m/s时,均能够提供满意的人员热舒适性.Alajmi等[7]利用EnergyPlus对炎热地区采用地板送风系统和上送风系统的办公建筑能耗进行对比研究，结果表明,地板送风系统送风温度为18 ℃(室内设定温度为26 ℃)时,室内具有较好的热分层.此时,地板送风系统室内冷负荷减少10%～17%,能耗减少37%～39%.Webster等[8]利用EnergyPlus研究送风温度对地板送风系统性能的影响，结果表明:提高送风温度,不仅提高了制冷机的COP,还延长了免费供冷的时间,制冷机能耗降低,但会增加输送系统能耗,导致总能耗增加.

本文通过正交实验研究多个因素对温度分布和热舒适性的影响,确定了旋流风口到人体的最佳距离为0.7 m,在此条件下,利用控制变量法研究送风温度和送风速度对系统性能的影响,期望得到温度分层良好、舒适性较好的理想送风参数区域,利用EnergyPlus建立地板送风系统模型,计算在理想送风参数工况下的运行系统能耗,最终得到供冷工况下温度分布良好、舒适性较好且系统运行能耗低的最佳送风参数.

1 地板送风实验系统

1.1 地板送风实验台

地板送风实验房间尺寸为4.8 m×4.8 m×3.6 m(长×宽×高),其中静压层高度为0.35 m,吊顶高度0.45 m.房间墙壁采用中间填充厚度为0.1 m聚氨酯硬泡沫塑料的复合板.采用钢制水泥高架活动地板,每块地板尺寸为0.6 m×0.6 m,地板上敷设地毯用以减少地板间缝隙的漏风.静压箱下铺设0.03 m厚的挤塑聚苯乙烯泡沫塑料板以减少楼板向静压箱内的传热量.2个尺寸为0.6 m×0.6 m的孔板回风口均匀分布在吊顶上;送风口设置在高架地板上,风口数量、位置以及形式根据需要可以改变.图1为整个地板送风实验系统及测点布置图.

V—风速传感器;TH—温湿度传感器;PT—铂电阻;DP—差压变送器;AA,BB,CC—电动调节风阀;A—开关风阀

实验冷源由一台额定制冷量为9.9 kW的风冷热泵机组提供,在回水管路上串联一个10 kW的水侧电加热器，将冷冻水回水加热到机组正常运行的回水温度,确保机组能在稳定工况下运行.机组末端为一台组合式空调箱,根据实验需要在空调箱表冷段后设置可调电加热,并采用变频器调节风机频率,使得实验的送风温度和送风量可控.

1.2 房间室内布置

如图2中所示,实验采用6个直径为20 cm的圆形旋流风口,均匀布置在架空地板上.采用的人体热源为假人模特,根据人体的发热特点,在其身体上缠绕电阻为33 Ω/m发热线,发热量为134 W;主机功率为288 W,显示器功率为74 W;办公设备用长方体立柱外缠绕加热线代替,一个功率144 W放置在办公桌附近,另一个功率288 W远离办公桌,以上的发热功率均采用万用表校核,并且由稳压电源供电.房间吊顶有4盏功率为36 W的日光灯.计算可得室内总热源发热功率为1.568 kW.

图2 地板送风房间内热源、测点布置实物图

1.3 实验测试及仪表

房间内布置有3个移动支架,每个支架有7个测点,可以用来测量房间竖直方向的温度分布,测点沿高度方向分别为0.1,0.6,1.0,1.4,1.8,2.2,2.6 m.此21个温度测点均用K型热电偶来测量.

2 地板送风性能测试实验

在空调房间,对人体热舒适性有直接影响的环境因素主要是工作区的平均温度和风速[9].地板送风系统中影响以上2个因素的主要有送风口的形式和数量、送风口到人体的距离、送风速度和送风温度.正交实验法可以考虑多因素多指标影响,具有试验次数少、周期短、经济性好的优点.因此本文考虑通过设计正交实验来确定影响舒适性因素的主次关系.

2.1 正交实验的设计[9]

实验选取送风口到人体的距离、送风速度和送风温度3个因素进行研究,选用L9(33)正交表做9次实验,每个因素的每个位级均有3个实验,位级的搭配均匀合理.最后通过实验分析,可以得到最优的位级组合或可能的更优位级组合的实验方案,具体实验方案见表1.

表1 实验方案

注:括号中1,2,3分别为此列影响因素代号.

2.2 实验测试及方法

为了得到温度分布良好、舒适性较好的理想送风参数,依据ASHRAE[10]标准推荐的舒适区,将室内工作区空气温度(25±1) ℃、相对湿度(50±10)%、工作区风速低于0.25 m/s作为舒适性判断的指标.在整个实验中送风量的调节范围为800～1 200 m3/h,对应散流器出风口的速度为1.2～1.5 m/s.

由于静压箱蓄热量对实验的影响较大,因此整个系统运行6～10 h，将静压箱内的蓄热量消除后才进行实验.待送风温度和室内测点温度稳定(在0.5 h内温度波动在±0.1 ℃范围)后,记录0.5 h的运行状况数据.

3 实验结果与分析

3.1 确定影响舒适性因素的主次关系

依据上述所确定的ASHARE舒适区的标准,将室内1.8 m以下的人体工作区温度与25 ℃的差值作为实验分析指标Y.房间竖向高度1.8 m以下有5个测点,将人体附近的5个测点按记录时间相加求平均值,观察其随时间的变化.

采用Fanger[11]提出的表征人体热反应的评价指标PMV(predicted mean vote)和PPD(predicted percentage of dissatisfied)作为热舒适性的主要指标,即

PMV={0.303exp[-0.036(M-W)]+ 0.028}{(M-W)-3.05×10-3[5 377- 6.99(M-W)-pw]-0.42[(M-W)- 58.15]-1.7×10-5M(5867-pw)- 0.001 4M(34-Ta)-3.96×10-8fcl[(Tcl+ 273)4-(Tr+273)4]-fclhc(Tcl-Ta)}

(1)

式中,M为人体能量代谢率,W/m2;W为人体所做的机械功；pw为人体周围空气的水蒸气分压力,Pa;Ta为室内空气温度,℃;Tr为平均辐射温度,℃;fcl为穿衣面积系数；Tcl为衣服外表面温度,℃;hc为对流换热系数,W/(m2·K).

考虑到人与人之间的生理差别,采用PPD指标来表示对热环境不满意的百分数.ISO及ASHRAE等依据Fanger的PMV,PPD指标,规定室内热环境的舒适标准为-0.5≤PMV≤0.5,相应的PPD<10%.在我国一般认为可以接受舒适热环境的PMV为:-1.0≤PMV≤1.0,相应的PPD≤27%[12].

通过实验测试,利用级差和方差分析方法将实验结果进行整理,结果见表2.在计算PMV值和PPD值时选取人员衣着均为短袖长裤,热阻为1.1,新陈代谢率为1.2,人员为坐姿静止,机械功为0.

表2 实验结果分析

从方差S来看,对室内温度分布和舒适性影响的3个因素的主次关系为:风口到人体的距离、送风速度和温度.从级差R来看,送风速度和送风温度的影响相差不大,分别为0.97和0.98 ℃;而风口到人体的距离级差值为1.08 ℃,影响最大.

而从舒适性指标来看,在9组实验方案中,6号实验的PMV和PPD均在舒适性的理想范围内,舒适性最好,其实验条件为:旋流风口到人体的距离0.7 m、送风温度18 ℃、送风速度1.2 m/s.当风口到人体的距离为0.4 m时,人员感到很不舒适,不能满足空调要求;当风口到人体的距离为1.0 m时,人员会感觉到偏冷或偏热,不容易确定合适的送风参数.

由以上分析可得,风口到人体的距离为0.7 m是取得较好舒适性的理想距离.因此在此条件下,重点研究送风温度和送风速度的影响.

3.2 送风温度和速度对温度分布、舒适性及空气品质的影响

为排除其他因素的影响,在实验过程中,保持房间内部热源和散流器的形式、位置及数量不变.这样能有效地控制与本实验研究无关的变量,从而能够准确地得到送风温度和速度对气流组织和舒适性及空气品质的影响规律.

衡量空气品质的主要指标是通风效率(包括通风热效率与通风污效率),通风效率反映气流能量利用的有效性和室内污染物被排除的速度.本实验房间内热污同源,因此通风效率可用温度量纲η来反映.它表明系统充分利用送风冷量的能力,η值越大,表明系统处理工作区的负荷越小,单位质量送风有效除热能力越强[13],即

(2)

式中，CRA,COZ和CSA分别为回风浓度、工作区浓度和送风浓度;TRA,TOZ和TSA分别为回风温度、工作区温度和送风温度.

实验数据和分析结果见表3,各种工况室内温度分布曲线见图3.

由表3可知,地板送风温度为18～20 ℃、送风速度为1.2～1.5 m/s时,PMV和PPD能够满足室内人员空调要求,且通风效率较高.因此,地板送风系统的送风参数尽量维持在此送风参数区域内，这样不仅能取得较好的温度分层和舒适性，还能充分利用送风量，有利于节省风机能耗.

由图3可见,当送风温度相同时,送风速度增大,室内空气混合更加均匀,分层现象不明显;送风速度减小,室内竖向温度分层明显,如工况a,b和c;送风速度相同时,改变送风温度,室内温度分布曲线相应地平移,但曲线的趋势不会改变,如工况a,d和g.

表3 各工况送回风参数、舒适性指标及通风效率

图3 各种工况室内温度分布曲线图

当送风温度为18 ℃、送风速度为1.2 m/s时,人体的头脚温差为1.9 ℃,室内温度分层良好.送风速度高于1.2 m/s时,室内不会出现明显的分层现象.当送风温度为20 ℃、送风速度为1.2～1.5 m/s时,室内温度分层现象较好,头脚温差在3 ℃以内,低于ASHRAE规定的3 ℃上限,能够满足人体的热舒适需求,是较理想的运行工况.

由上面分析可得,在送风温度为18～20 ℃、送风速度为1.2 ～1.5 m/s的送风区域内,运行工况不仅能满足室内人员的舒适性,还能在房间竖向形成良好的温度分层.

4 理想送风参数工况的能耗比较

通过以上实验研究得到了地板送风系统室内温度分布合理且满足热舒适性的理想送风参数.此外,空调工况的运行还要考虑系统的能耗,人工环境的满足不能以巨大的能耗为代价.因此,需要通过对以上满足空调要求的不同工况进行系统能耗的比较,确定出温度分布良好、舒适性较好及系统运行能耗低的最佳送风参数.

4.1 办公建筑模型的建立

实例选取南京市东南大学校园内的逸夫办公建筑,根据逸夫办公建筑标准层的实际建筑结构在DesignBuilder中建立建筑模型.办公建筑内部空调面积为4 670 m2,房间高度为3.6 m.

办公室内部布置如下:地板静压箱高0.35 m,吊顶回风箱高0.45 m.由于房间进深较小,系统不分内外区.围护结构的传热系数及窗墙比根据文献[14]确定.外墙均采用厚240 mm的砖墙,窗墙比取35%.

实验房间内部热源参数: 办公室中人员密度为0.1人/m2,人员活动力度的散热量为134 W/人,办公室照明功率密度为11 W/m2,内部办公设备发热18 W/m2,电脑发热量135 W/台.人员工作日在办公区域的工作时间是08:00—18:00,非工作日09:00—18:00;设备使用率工作日为100%,非工作日时为18%;照明使用率工作日为90%,非工作日为30%.空调系统中的送风参数由实验得到的理想送风参数来确定,为了得到送风温度和速度对能耗的影响规律,增加了送风温度为17和19 ℃两个工况,见表4.

表4 空调系统运行参数

模拟选用南京典型气象年的气象参数:夏季大气压101 180 Pa,空调设计日为7月15日,室外干球温度为34.8 ℃,湿球温度为27.9 ℃,平均风速2.4 m/s.

4.2 EnergyPlus UCSD-UFAD模型

目前,大部分能耗模拟软件(如BLAST,ESP-r和DOE-2等)在进行空调系统模拟时,将房间空气均匀混合模型作为系统的默认选项,这忽略了热力分层对空间能耗的影响.对地板送风系统而言,室内热力分层与空调房间内的热舒适性、空气品质以及系统能耗均有直接的关系,因此采用EnergyPlus中提供的Room Air模块,选择内区地板送风模型即UCSD-UFAD内区模型,模型如图4所示[15].

图4 EnergyPlus中UFAD模型[15]

在Room Air模块中,用户可以采用无量纲方式自定义室内温度,即在垂直方向上划分空间并将高度化为一无量纲值,再输入对应该无量纲高度的温差ΔTai,相邻两高度之间采用内插法计算温度值,以此来定义整个空间的温度.无量纲高度的计算式为

(3)

式中,λi为房间内任意位置i处的无量纲高度;Hi为i处的垂直高度,m;Hf为室内地面的平均高度,m;H为室内净高,m.

通过上述方法在Room Air模块中定义实验中得到的不同工况垂直方向的室内温度分布.采用上述无量纲方式在UCSD-UFAD内区模型中重新定义图3所示的室内温度分布,见表5.由于工况较多,表5仅给出了20 ℃的工况,其他工况可以用同样的方法得到.

表5 地板送风房间内温度的设置

UCSD-UFAD内区模型中可以预测区域内3个代表点的温度:

① 地板表面的温度.地板附近区域0.2 m高,代表区域中心点0.1 m处的温度.

② 下部工作区的温度.地板附近区域与分层高度之间的区域温度,中心约1.5 m处的温度.

③ 上部混合区的温度.分层高度与吊顶之间的混合均匀区域温度.

此模型简化了室内的温度分布,定义了下部工作区TOZ、上部混合区温度TRA和分层面的高度Z.为找出温度分布和外部参数之间的关系,定义了Φ和Γ两个无量纲参数[16]，即

(4)

(5)

式中,B为室内热源的浮力流量;Q为热源发热功率,W;Ad为散流器的有效扩散面积,m2;n为散流器的数量;m为热羽流的数量.

Liu等[15]通过实验研究得到Φ和Γ的相关关系:

Φ=-0.76Γ+0.47

(6)

同时指出:分层高度Z与Γ有关,Γ值越大,分层高度Z增加;Γ值越小,Z会降低.为表征两者之间的关系，引入无量纲参数Z′,其表达式为

(7)

从实验数据整理得到

Z′=7.43lnΓ-1.35

(8)

基于Φ和Γ以及Γ和Z′的关系,可以推导出3个方程来预测TRA,TOZ和Z与负荷W,Ad和Q的关系[15],即

(9)

TOZ=TRA-1.6Γ-0.76(TRA-TSA)

(10)

(11)

式中,Zs为热源的竖直高度.

4.3 不同工况供冷运行能耗分析

图5为设计日(7月15日)全天冷负荷逐时变化图.从设计日逐时冷负荷来看,室外环境对空调负荷影响很大,自10:00—17:00建筑冷负荷维持在较高的水平.它的极值出现在15:00,大小为818.65 kW,单位面积冷负荷为175.3 W/m2.

表6为地板送风温度为17,18,19和20 ℃、送风速度分别为1.2,1.5和1.8 m/s时的供冷分项能耗,图6表示的是各工况的总能耗.为了便于比较不同工况的能耗,借用能源利用指数的度量标准单位来表示年能耗.

图5 设计日全天负荷逐时变化图

表6 不同工况送风的分项能耗变化 kW·h/(m2·a)

图6 不同工况送风的总能耗变化图

由表6可以看出:送风温度一定时,系统耗电量随着送风速度的增大而增加.由图6可得,送风速度一定时,系统总耗电量随着送风温度的升高而增加,送风温度为17～20 ℃时,系统总耗电量呈现单调性关系.在理想的送风参数范围内,当送风温度为18 ℃时,送风速度1.2,1.5和1.8 m/s对应的空调房间工作区的平均温度分别为23.05,22.31和22.55 ℃,对应的回风温度分别为25.1,23.7和23.1 ℃(见图3).当送风速度为1.2 m/s时,系统耗电量最小.当送风温度为20 ℃时,送风速度1.2,1.5和1.8 m/s对应的空调房间工作区的平均温度分别为24.47,24.06和24.23 ℃,对应的回风温度分别为26.2,25.2和24.6 ℃,整个房间的平均温度提高了2 ℃左右,房间的冷负荷降低,制冷机组能耗降低2.76%,输送系统的风机和水泵能耗增加导致整个系统能耗增加14.8%.

由图7可得,随着送风温度的提高,制冷机的COP提高,制冷量增大.当送风温度为18 ℃时,制冷机运行的COP为4.86,提高送风温度到20℃时,制冷机COP提高了5.8%,能耗平均降低9.23%,但是风机和水泵的能耗增加,且增加量大于制冷机能耗的减少量,导致系统总能耗增加.

图7 制冷量和COP随送风温度的变化

因此,权衡空调系统的送风温度,温度不能盲目提高,但也不能偏低.若送风温度偏低,风机运行能耗下降,但冷水机组的运行效率下降,同时送风温度低会减少送风量从而影响室内空气品质和热舒适性.通过以上分析可得,在理想的送风参数范围内,送风温度为18 ℃、送风速度为1.2 m/s时,整个空调系统能耗最低,更有利于建筑节能,可作为空调系统的最佳送风参数.

5 结论

1) 通过正交实验的研究,确定了影响地板送风室内人员舒适性因素的主次关系,依次为送风口到人体的距离、送风速度和送风温度.其中,送风口到人体的距离最为重要,送风速度和送风温度对舒适性的影响相差不大,相比之下,送风速度的影响稍大.

2) 在选用旋流送风口且风口到人体的距离为0.7 m时,当送风温度为18～20 ℃,送风速度为1.2～1.5 m/s时,室内温度分层良好,同时也满足ASHRAE热舒适性指标PMV和PPD的要求.在送风速度较低时,通风效率越高,系统充分利用送风冷量的能力更强.

3) 通过对实验中满足舒适性要求的送风工况系统能耗的计算得到,当送风温度为18 ℃、送风速度为1.2 m/s时,地板送风系统不仅能得到良好的室内温度分层和良好的舒适性,还能使整个系统的能耗最低,可作为地板送风系统供冷运行的最佳送风参数.

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Effect of different air supply parameters on UFAD system performance

Wang Chenglin1,2Li Shuhong1Zhang Xiaosong1Yang Wenchao1

(1School of Energy and Environment, Southeast University, Nanjing 210096, China)(2MH Robot and Automation Co., Ltd., Weifang 262200, China)

In order to obtain the desired air supply parameters in UFAD (underfloor air distribution) system, the orthogonal experiments were employed to investigate the effects of air supply parameters on the distribution of temperature, thermal comfort and indoor air quality.Then, the impacts of the air supply temperature and velocity on the UFAD system performance were studied by using the method of controlling variables. Finally, the preferable air supply parameters which contribute to better thermal stratification, better comfort and lower energy consumption under cooling operating conditions were obtained by EnergyPlus energy consumption simulation software. The results show that better thermal stratification, thermal comfort and good indoor air quality are achieved with the distance between swirl diffusers and human of 0.7 m, the air supply temperature of 18 to 20 ℃ and the air supply velocity of 1.2 to 1.5 m/s. The simulation results of operation characteristics and energy consumption with different air parameters show that as the air supply parameters are reasonable, the satisfied thermal comfort, thermal stratification and prominent energy saving can be achieved simultaneously with the air supply temperature of 18 ℃ and velocity of 1.2 m/s.

underfloor air distribution system; thermal stratification; thermal comfort; energy consumption

10.3969/j.issn.1001-0505.2015.02.019

2014-10-10. 作者简介: 王成林(1988—),男,硕士生;李舒宏(联系人),男,博士,教授,博士生导师, equart@seu.edu.cn.

“十二五”国家科技支撑计划资助项目(2011BAJ03B05).

王成林，李舒宏，张小松，等：不同送风参数对地板送风系统性能的影响[J].东南大学学报:自然科学版,2015,45(2):301-308.

10.3969/j.issn.1001-0505.2015.02.019

TB6

A

1001-0505(2015)02-0301-08