工业厂房中旋流型屋顶通风器作用下自然通风特性研究

2021-02-16孟晓静徐扬帆付林志康思远

流体机械 2021年12期

孟晓静，徐扬帆，付林志，康思远

（1.西安建筑科技大学资源工程学院，西安 710055；2.西部绿色建筑国家重点实验室，西安 710055）

0 引言

旋流型屋顶通风器是利用自身的涡轮叶片捕捉迎风面风力，从而推动涡轮叶壳旋转产生离心力，增加了室内通风量的同时不会产生能耗。自然通风是利用自然风动力和存在温差的空气循环动力进行通风，不需要消耗机械动力，是一种经济的通风方式［1-10］。但是在工业厂房中常常存在自然进排风口面积不足或室内外温差过小导致自然通风将不能满足室内热环境要求。因此，旋流型屋顶通风器辅助自然通风系统对降低建筑能耗，改善室内热环境具有重要意义。

国内外学者针对旋流型屋顶通风器通风特性以及建筑自然通风特性进行了大量研究。OBAIDI等［11］综述了热带地区影响旋流型屋顶通风器通风效果的因素以及改进通风器实现混合系统的诸多方案。RASHID等［12］在风洞实验中使用了静止圆筒和旋转圆筒物理模型，对模型中气流的浮升力和切向力进行分解，结果表明在低雷诺数下旋流型屋顶通风器的通风效率高，高雷诺数时应该重新考虑叶片几何形状。LIEN等［13］研究了旋流型屋顶通风器上的空气动力特性，发现通风器上的作用力及其转速随室外风速呈线性增加。LAI［14］使用低速风洞实验对不同类型的旋流型屋顶通风进行通风效果测试，结果表明直径为0.5 m的通风器比直径为0.36或0.15 m的通风器获得的通风效率高，但是这种差异并不明显。王巧宁等［15-16］研究了建筑房间风压自然通风影响因素，其中包括建筑体型，开窗方式等。方慧等［17］采用气体示踪法测量日光温室通风量，得到了热压风压耦合作用的通风流量计算方程。折倩娜等［18］通过数值模拟的方法研究了减小工业厂房单侧进风口面积对热压通风量的影响。上述文献是针对旋流型屋顶通风器通风特性或建筑自然通风特性进行的研究，但在实际的工业厂房中，人们往往利用安装在屋顶的旋流型通风器辅助自然通风系统来改善室内热环境。

因此，本文研究工业厂房中旋流型屋顶通风器作用下，自然通风系统在不同室外风速下对室内热环境的影响规律，为工业厂房自然通风优化设计提供参考和依据。

1 物理模型及计算方法

1.1 物理模型

本文以咸阳市某锻件车间为原型建立物理模型，如图1所示。

图1 工业厂房物理模型Fig.1 Physical model of the industrial building

厂房尺寸15 m×10 m×10 m，厂房上部排风窗尺寸为2 m×0.5 m，下部设有门和窗，尺寸分别为3 m×3 m，2 m×0.5 m。厂房地面中间热源尺寸为4 m×3 m×1 m，通过对锻件车间生产设备的调查，热源散热量为18 kW/m2。屋顶安装5个旋流型屋顶通风器，直径为900 mm。外部计算域的选取对整个模拟结果会造成较大影响，YOSHIHIDE等［19］指出假如单一建筑物理模型高度为H，外流场应设置为距离建筑物横向和顶部边界至少5 H，流出边界应设置在建筑物后至少10 H，且计算域中包含的建筑物不应超过建议的阻塞率（3%）。本模型外部计算域尺寸为158 m×115 m×60 m，实际阻塞率为0.11%，符合上述要求。旋流型屋顶通风器在不同室外风速下的通风量由生产厂家提供，如图2所示。

图2 旋流型屋顶通风器的通风量Fig.2 Ventilation rate of turbine roof ventilators

1.2 数值计算方法

采用CFD数值模拟软件FLUENT研究工业厂房在旋流型屋顶通风器作用下的自然通风特性。自然通风作用下的流场属于自然对流紊流流场，选用Realizable K-ε湍流模型，并选择浮升力影响，对于流体介质采用Boussinesq假设。由于厂房内部热源和壁面存在辐射换热，选择DO辐射模型，采用分离式求解器进行方程求解，压力速度耦合求解采用SIMPLEC算法，方程的离散采用二阶迎风格式。

本文模拟西安市夏季工况，根据GB 50019-2015《工业建筑供暖通风与空气调节设计规范》夏季室外计算温度30.6 ℃，室外大气压为标准大气压（101 325 Pa）。

由于存在外流场，厂房的上下窗口、门的气流方向无法确定，因此，厂房的上下窗口、门设置为interior内部边界使气流自由出流。在夏季，室内外温差较小，通过围护结构的传热量对热环境和自然通风的影响可以忽略，将厂房围护结构设为绝热壁面。热源设置为定热流18 kW/m2，旋流型屋顶通风器为速度出口，外流场进风口为X方向，边界条件为速度入口，由于背风向回旋气流区不确定，因此外流场出口定义为压力出口。

我国很多城市和地区只有静风的频率超过了50%，西安夏季室外平均风速为1.9 m/s。因此，研究室外风速对自然通风特性影响时，考虑了6种不同室外风速，即 0.2，0.6，1.0，1.4，1.8，2.2 m/s。

1.3 网格划分及无关性验证

为了提高收敛效率以及保证模拟结果的准确性，本模型外部计算域采用三维六面体网格进行划分，在工业热厂房周围进行加密处理，选取室外风速1.0 m/s，在网格数量为313万，409万，583万，697 万时厂房通风量分别为 13.96，14.81，14.56，14.35 kg/s，其中583万网格与697万网格计算结果相对误差最小，考虑到数值模拟结果的准确性和计算时间的长短，本文选取网格数量为583万的网格划分，其中，工业热厂房开口处和壁面网格大小分别为0.05，0.2 m，生成网格130万；外部计算域网格大小设置0.2 m，梯度为1.2，生成网格453万。

1.4 模型验证

为了验证数值模拟方法的可靠性，对文献［20］中复合通风工况进行模拟，对比文献［20］中试验数据，结果如图3所示，同一高度测点位置上的温度模拟计算比试验结果稍高，但总体温度变化规律基本一致。对数值模拟和试验结果数据分析，得到最大相对误差为0.46%，最小相对误差为0.08%，平均相对误差为0.27%，误差范围可以接受，因此本文所采用的数值模拟方法是可靠的。

图3 垂直测点温度试验值与模拟值对比Fig.3 Comparison of experimental values and simulation values of temperatures at vertical measuring points

2 模拟结果分析

室外风速是影响旋流型屋顶通风器通风量的主要因素。本文对不同室外风速下的工业厂房自然通风量、气流组织以及室内温度分布进行分析，进而提出旋流型屋顶通风器作用下自然通风优化措施。

2.1 不同室外风速对通风量的影响

在不同室外风速下工业热厂房各个窗孔空气流量如图4所示，空气流量为正值表示进风；负值表示排风。

图4 各个窗孔空气流量Fig.4 Air flow rate through each orifice

由图4可知，迎风向上部开口随室外风速的增大，首先排风量减小随后进风量增大；背风向上部开口始终是排风形式，受到风压作用的影响较小，排风量变化不大；迎风向下部开口始终是进风形式，随着室外风速的增大进风量增大，这是风压和热压相互增益的结果；背风向下部开口随室外风速的增大首先进风量减小随后排风量增大；旋流型屋顶通风器排风量随室外风速增大而线性增大。

室外风速0.2，0.6 m/s时工业厂房气流组织表现为下部开口进风，上部开口排风，如图5（a）所示，此时的室内通风形式以热压通风为主导。在室外风速0.6 m/s增加至1.0 m/s时背风向下部开口由进风口转换为排风口，如图5（b）所示，这是因为随着迎风向下部开口进风量增加，当背风向下部开口受到的风压作用大于热压作用时，气流就会在迎风向下部开口和背风向下部开口之间形成穿堂风，导致背风向下部开口的通风形式发生变化。在室外风速1 m/s增加至1.4 m/s时，迎风向上部开口气流由排风转换为进风，如图5（c）所示，造成这种结果有2个原因，其一是迎风向上部开口处的风压对热压起到削弱作用，其二是因为随着室外风速的增加，旋流型屋顶通风器排风量的增加也会使迎风向上部开口的通风形式发生改变。

图5 不同室外风速下厂房气流组织示意Fig.5 Schematic diagram of air distribution in the building at different outdoor wind velocities

室外风速对旋流型屋顶通风器联合自然通风系统通风量的影响如图6所示。室外风速0.2 m/s增加至0.6 m/s时，厂房内通风量变化不大。这是因为此时室内通风形式以热压通风为主，室外风速0.6 m/s迎风向下部开口进风量虽有增加，但背风向下部开口进风量减少，所以厂房内通风量增幅并不明显。室外风速1.0 m/s增加至2.2 m/s时，厂房内通风量增幅明显，这是因为室外风速1.0 m/s时室内通风形式已经处于热压主导通风向风压主导通风的过渡期，随着室外风速的增加室内通风形式变为风压主导，通风量增幅明显。因此，旋流型屋顶通风器作用下自然通风系统由热压通风主导时，室外风速对工业厂房通风量的影响较小，工业厂房自然通风设计可以不考虑风压的影响；当旋流型屋顶通风器作用下自然通风系统由风压通风主导时，工业厂房通风量随室外风速的增加而增大，工业厂房自然通风设计需考虑风压的影响。

图6 工业厂房通风量Fig.6 Ventilation rate of the industrial building

2.2 不同室外风速对厂房室内温度的影响

室内垂直温度监测点布置在距离热源1.5 m处，高度方向测点间距为0.5 m。不同室外风速下工业厂房室内垂直温度分布如图7所示。室外风速小于1.0 m/s时，厂房内垂直温度随室外风速的增加而稍有升高。在室外风速大于1.4 m/s时，工业厂房室内垂直温度随室外风速的增加而降低。造成这种室内温度随室外风速的增大先升高后降低的原因可通过厂房垂直横截面流线来分析，如图7所示。

图7 工业厂房室内垂直温度分布Fig.7 Vertical temperature distribution in the industrial building

由图8（a）可知，室外风速为0.2 m/s时，工业厂房以热压通风为主，气流组织良好，室外风速对其影响较小。而室外风速0.6 m/s时，工业厂房上部有涡旋气流产生（如图8（b）），同时厂房通风量与室外风速为0.2 m/s相比增幅不大，因此厂房室内垂直温度反而升高。由图8（c）可知室外风速1.0 m/s时厂房上部涡旋气流相比室外风速0.6 m/s有所增大，这是由于迎风向下部进风量增加，背风向下部开口排风量较小所导致，此时厂房内总体通风量虽有增加，但气流组织对厂房温度分布有显著影响，所以室外风速1.0 m/s厂房室内温度相比室外风速0.6 m/s在高度3～6 m处稍有升高，在高度6～9.5 m处厂房室内垂直温度有所降低是旋流型屋顶通风器通风量增大的结果。由图8（d）可以看出室外风速1.4 m/s时厂房上部涡旋气流消失，这是背风向下部开口以及旋流型屋顶通风器排风量增加的结果，此时通风量的增加使厂房室内温度下降明显。当厂房内通风形式由风压主导时，气流在迎风向上部开口处产生涡旋，并未与背风向上部开口形成穿堂风，这对室内气流组织有不利影响。

图8 工业厂房Y=7.5 m横截面流线Fig.8 Streamline of the industrial building at Y=7.5 m cross-section

不同室外风速下工业厂房室内温度分布如图9所示，热源上方的热羽流随室外风速的增加向下风侧转移。因此，在实际生产工艺允许的情况下，应避免工作人员在热源下风侧活动。当室外风速为0.2 m/s时，厂房室内温度相比室外风速 0.6，1.0 m/s较低（如图 9（a）～9（c）），这说明室外风速0.2 m/s时厂房内气流组织良好，可有效地改善室内热环境。由图9（d）可知室外风速1.4 m/s厂房室内温度下降明显，室内热环境主要受到迎风向下部进风气流的影响，迎风向上部开口的进风气流并没有改善室内热环境。根据室内流场分析，旋流型屋顶通风器作用下自然通风系统由风压通风主导时，厂房迎风向上部开口处的进风气流会产生涡旋，对室内热环境有不利影响，同时进风气流出现短路现象，对改善室内热环境没有起到作用，此时，应该关闭迎风向上部开口。