船舶舱室置换通风系统的数值模拟和优化

2019-08-28华呈新

船舶 2019年4期

陈豪郭磊华呈新

（江南造船（集团）有限责任公司上海201913）

引言

安全、舒适和健康的船舶舱室空气环境是现代船舶设计和建造中的一个重要方面，船舶舱室往往具有层高较低、空间封闭和人员密集等特点，而军用舰船、公务船和豪华客船等还对空气环境有许多特殊要求，其空调通风系统的设计面临着更大的挑战。

目前船舶舱室空调通风系统布置主要采用传统的上送风形式，利用射流运动带动室内空气循环，使室内空气充分混合后再排至室外，其特点是室内温度上下基本一致，但工作区新鲜空气量较少。采用下送上回的置换通风系统则是利用室内热源产生的热对流气流上升过程中卷吸周围空气，形成近似活塞流进行室内空气的置换，具有通风效率高、空气品质好和降低能耗等特点。置换通风系统自20世纪70年代起源于欧洲以来，研究者对其进行了许多研究，Mathisen［1］、Sandberg［2］等通过理论分析和实验研究证明了置换通风的优点，Bauman［3］等对静压箱送风的室内气流组织、空气龄和热力分层规律进行了研究，Kim［4］针对置换通风系统中人体周围污染物浓度分布进行了实验研究，马仁民［5］等对置换通风的效率、热力分层高度和空气层温升等问题进行了研究。

座椅送风属于置换通风系统的一种具体形式，在陆地上一般应用于大型剧院和体育馆等层高较高的建筑。这主要是由于置换通风在稳定状态时，室内空气在流态上分为上下两个不同的区域，其分界面应控制在人员活动区域之上。因此，将座椅送风应用于层高较低的船舶舱室时，需要在设计前期就进行充分研究，以确保人员活动区域的空气质量和热舒适性。

1 理论和方法

流体流动遵循的控制方程用式（1）所示通用形式来表示［6］：

式中：各项依次为瞬态项、对流项、扩散项和源项，u为速度矢量；为通用变量；Γ为广义扩散系数；S为广义源项。对于特定方程，、Γ、S的特定形式见表1。

表1 通用控制方程中各符号的具体形式

本文数值模拟采用FloEFD软件，对湍流的处理采用基于雷诺时均方程的k-ε湍流模型，其是目前工程中使用最广泛的湍流模型。标准k-ε湍流模型引入两个额外的输运方程来描述湍流动能k和耗散率ε，见式（2）与式（3）：

通过基于结构化自适应网格的有限体积法来求解雷诺时均方程，通过网格局部优化技术来适应物体边界，采用双尺度壁面函数模型来解决边界层问题，空间上采用二阶精度的差分格式，其中对流项采用迎风差分格式，扩散项采用中心差分格式，时间上采用隐式欧拉格式，采用类SIMPLE法求解速度压力耦合方程。

目前热舒适性评价方法主要是根据Fanger教授的研究成果［7］制定的国际标准ISO 7730［8］（国家标准GB/T 18049［9］），评价指标主要包括预测平均热感觉指标（Predicted mean vote，PMV）、预计不满意百分比（Predicted percentage dissatisfied，PPD）、吹风感（Draught rate，DR）和垂直温差不满意百分比（Percentage dissatisfied，PD）等。

2 船舶舱室座椅送风系统模型

座椅送风属于置换通风的一种具体形式，因此以置换通风理论作为其设计依据。新鲜的冷空气由房间的底部以极低的速度（＜0.3 m/s），送入低温、低速的新鲜空气。由于动量很低，所以对室内主导气流影响较小，在重力作用下先是下沉，随后慢慢扩散，在地面上形成一个“空气湖”，利用室内热源产生的热对流气流上升过程中卷吸周围空气，形成近似活塞流进行室内空气的置换。由此，新鲜的空气便得以直接进入呼吸区。

本文研究的舱室为某船学术厅，其平面图和侧视图如图1所示，该学术厅整体呈阶梯状。利用阶梯形地板和船体板之间的空腔作为送风静压箱，静压箱底部接入空调送风管道，每个座椅下方设置有一个座椅送风柱。由于主席台处不方便设置地板送风，因此还设有两个传统的布风器作为补充，主席台两侧门设置回风口，最后一排座椅上方设置有4个抽风格栅。

根据图纸建立的数值计算模型如图2所示。模型以yz平面为对称面，室内照明包括筒灯和顶部短斜边处延伸到墙面的门形LED灯带。

图1 学术厅图纸

图2 学术厅模型

3 数值模拟和优化

该学术厅设计条件为夏季26℃，冬季20℃。原始方案中，根据空调负荷及风量平衡计算，得到舱室送风量为3 680 m3/h，夏季送风温度为20℃，冬季送风温度为22℃，其中座椅送风量为3 280 m3/h。在此风量下，每个送风柱风量为40 m3/h。故选用直径为130 mm、高为200 mm的送风柱，圆柱面开孔率为41%，布风器风量为400 m3/h，抽风口风量为900 m3/h。边界条件根据学术厅周围的舱室布置参照国家标准GB/T 13409［10］进行设置。

下页图3和图4分别为原始方案中夏季工况下的温度云图和速度云图。

由图3可以看出，舱室中的气流组织具有典型的置换通风系统特征，空气分层现象明显，由座椅送风柱送入的空气在重力作用下下沉并扩散，在底部形成一个温度较低的“空气湖”，由于层高不足、排风口设置不合理等原因，使热对流作用形成的分界面太低，整个空间中温度分层明显，舱室内整体平均温度为26.1℃，但只有中间区域保持在26℃左右，垂直方向温度梯度过大。由图4可以看出，主席台附近由于属于布风器送风，气流速度比座椅送风区域略大，舱室内平均风速为0.087 m/s，人体周围风速小于0.2 m/s。

图5和图6分别为原始方案中冬季工况下的温度云图和速度云图。

由图5可以看出，由于冬季工况下送入气流温度较高，由座椅送风柱送入的空气不会因重力作用而下沉，温度较高的空气进入舱室内以后被快速抬升至舱室顶部，使整个舱室中温度分布较为均匀，舱室内平均温度为20.2℃。由图6可以看出，冬季工况下由于热浮升力作用使气流速度要略大于夏季工况，舱室内平均风速为0.100 m/s，人体周围风速小于0.2 m/s。

为进一步定量地分析置换通风系统舒适性，本文根据国际标准ISO 7730 （国家标准GB/T 18049），采用预测平均热感觉指标PMV（-0.5＜ PMV ＜ 0.5），预计不满意百分比 PPD（＜ 10%），吹风感DR（＜ 20%）以及垂直温差不满意百分比PD（＜ 10%）等指标进行评价。相关指标的计算结果见表2，夏季工况下PMV为0.48。由于表中给出的PMV是整个舱室的平均值，因此该值处于标准要求范围之内。

图3 原始方案夏季温度云图（x=2.305 m）

图4 原始方案夏季速度云图（x=2.305 m）

图5 原始方案冬季温度云图（x=2.305 m）

图6 原始方案冬季速度云图（x=2.305 m）

事实上，由图3可以看出温度分层明显，且满足设计条件的区域只有中间部分。对于图3所示温度梯度较大的情况，已经不能简单地用PMV来进行评价，而应该综合分析PPD和PD等指标来评价整个舱室的热舒适性。PPD为33.4%，不满足要求；DR处于要求范围之内且数值较小，说明置换通风系统具有低吹风感的特点。由于舱室内温度分层明显，因此PD为26.3%，已经远超过标准要求。冬季工况下，仅PPD（12%）略大于标准要求，其余指标都满足标准要求。

由以上计算结果及分析可知，原始方案在夏季工况下温度梯度较大，不满足舒适性要求，因此需进行针对性优化。优化方案中，取消最后一排座椅顶部的4个抽风格栅，并对顶部5条短斜边的功能进行修改，将中间3条短斜边改为回风口，最后1条短斜边改为抽风口（如图7所示），同时将座椅送风温度改为23℃，布风器送风温度改为16℃，以改善夏季工况下舱室内温度梯度过大的情况。图8和图9分别为该优化方案中夏季工况下的温度云图和速度云图。

由图7可以看出，舱室中仍有空气分层现象，但分界面明显升高，同时由于提高了座椅送风温度，优化方案使整个舱室中大部分区域保持在26℃左右，相比原始方案减小了垂直方向温度梯度。虽然送风温度提高了，但增加的回风口使气流不会积聚在舱室顶部，此时舱室内平均温度为26.3℃，满足设计条件。由图9可以看出，由于在舱室顶部增加了回风口，人体热源产生的热对流直接排出室外，使整个舱室中的气流速度相比原始方案略有增加，舱室内平均风速为0.088 m/s，人体周围风速小于0.2 m/s。

优化方案中，冬季工况送风温度仍为22℃。图10和图11分别为优化方案中冬季工况下的温度云图和速度云图。

图8 优化方案夏季温度云图（x=2.305 m）

图9 优化方案夏季速度云图（x=2.305 m）

图10 优化方案冬季温度云图（x=2.305 m）

图11 优化方案冬季速度云图（x=2.305 m）

由图10可以看出，冬季工况下优化方案与原始方案温度分布类似，优化方案略优于原始方案，舱室内平均温度为19.8℃。由图11可以看出，冬季工况下优化方案中舱室内风速略大于原始方案，舱室内平均风速为0.103 m/s，人体周围风速小于0.2 m/s。

同样给出优化方案中舒适性指标，计算结果如表3所示。

表3 优化方案舒适性指标

此时，无论是夏季工况还是冬季工况，各项指标都优于原始方案，仅夏季工况下吹风感略有提升，且除了PPD外同，各项指标都满足标准要求。这是由于舱室层高限制以及置换通风系统温度分层的特点，使舱室顶部还存在部分温度过高的区域。此时PPD为10.6%，略大于标准要求，但总体而言，优化方案还是达到了优化舱室热舒适性的目的，满足了设计要求。