广州某礼堂空调气流组织模拟分析

王顺林 赵青春

1广东省建筑设计研究院

2苏宁置业集团有限公司

高大空间采用分层空调技术是空调系统常用节能技术措施之一，但由于受土建条件等其它因素的限制，并非所有高大空间都采用了分层空调技术，为考察这类房间的温湿度及热舒适性情况，本文利用Phoenics软件，对广州某礼堂上送下回的气流组织进行了数值模拟分析。空调送风口采用双层百叶1000mm×300mm侧送风，均匀布置在天花左右两侧，共10个。回风口采用单层百叶 1500mm×2000mm，离地 300mm，均匀布置在主席台左右对称两侧的回风井上。同时为保证新风量平衡，屋面设有1个单层百叶排风口600mm×600mm。整个气流组织形式为上送下回。

1 建筑概况

广州某礼堂为一栋办公楼的两层附属裙楼，建筑面积约为540m2，两层通高，主要用作容纳400人的会议室，建筑平面如图1所示。由于礼堂主席台无特殊表演需求，整个观众席和舞台合用一套全空气系统。

图1 广州某礼堂建筑平面图

2 建立模型与边界条件

2.1 物理模型

如图1所示，礼堂西南面为外围护结构，其它为内墙。由于不具备完全对称条件，且礼堂结构布局不复杂，选取整个礼堂作为物理模型，其外形尺寸为27m（长）×19m（宽）×11m（高）。为简化计算，礼堂静坐的人采用尺寸为0.4m×0.5m×1.1m的长方体代替，每个全热散热量为108W，散湿量为68g/h[1]。设备负荷按5W/m2折算到地面上，灯光负荷按11W/m2[2]折算到屋面上，送、回、排风口直接设置在外轮廓墙上和屋顶上，其模型图如图2所示。

图2 广州某礼堂物理模型图

2.2 数学模型及边界条件

经计算，房间的空气雷诺数约为8×105，确定为湍流流动，采用k-ε双方程模型进行模拟，模拟过程中作如下假设：①室内气体低速流动，可视为不可压缩流体，忽略由流体粘性力做功所引起的耗散热；②流动为稳态紊流；③满足Boussinesq假设，认为流体密度的变化仅对浮升力产生影响；④忽略四周墙壁及室内物体的辐射热，室内空气为辐射透明介质；⑤不考虑漏风影响，认为室内空气除出口外都密封完好。

2.3 控制方程

控制方程[3，4]如下：

式中：ρ 为室内空气密度，kg/m3；u 为速度矢量，m/s；k为紊流脉动动能，m2/s2；ε为紊流脉动动能耗散率，%；μ为层流动力黏度，Pa·s；μt为紊流动力粘性系数；T 为室内空气温度，K；q为热流密度，W/m2；P为空气压力，Pa；Cp为定压比热容，kJ/(kg·K)；Pr为层流普朗特数；β为流体体积膨胀系数。c1、c2、cμ、σε、σk、σt均为常数，采用Launder和Spalding推荐的数值[5]:c1=1.44，c2=1.92，cμ=0.09，σε=1.3，σt=0.9～1.3。下标：i=1，2，3；j=1，2，3。

2.4 边界条件

送风口处采用速度入口，风口风速4.9m/s，送风温度18℃，相对湿度90%，回风口为压力边界条件，压力大小等于环境压力。根据节能计算结果，外墙热流密度为18.6W/m2，外窗热流密为29W/m2，屋面热流密度为10W/m2。由于邻室为空调房间，内墙按绝热壁面处理。计算区域按结构化正六面体网格划分，网格总数46万，为提高计算速度和精度，对风口、人员及气流易变处进行了网格局部加密。采用SIMPLE算法对微分方程进行离散、求解。收敛条件是各流动方程相对误差为0.001，能量方程相对误差为1×10-6。

3 模拟结果分析

3.1 速度场分析

图3为经过主席台侧送风口和回风口的流场平面，由图可见，左右两侧顶部形成较大流速的冷气流，冷气流不断往下卷吸周围空气，流速衰减，随着与送风口的距离增加，靠近地面工作区的空气流速已经衰减到0.3m/s以下，但靠近回风口附近处的风速达到0.5m/s，流速略大，但不处于人员长期停留区，仍满足规范[6]的要求。

图3 X=2.7m平面速度云图

图4 为经过观众席和屋面排风口的流场平面，由图可见，侧送风口的大流速气流经过衰减后，到达观众席区域的空气流速已在0.2m/s以下，人员处在较高的舒适区。屋顶处的排风口达到0.7m/s以上，由于与侧送风口的距离过近，导致少部分送风气流直接进入排风口，不利于节能。

图4 Y=6.3m平面速度云图

3.2 温、湿度场分析

图5 为主席台侧空气温、湿度场，由图可见，该区域工作区的空气温度为 24～26℃，相对湿度 50%～65%，符合规范[6]的室内设计参数要求。由于舞台西面为外墙、外窗，东面为内墙，所以图5（a）左侧靠外墙区域的温度要比右侧高1～2℃。同时由于右侧温度低，右侧送风口射出来的冷空气温度衰减慢，导致工作区的部分气流温度低至22～23℃。在空气含湿量相同的情形下，温度越高，相对湿度越低，所以图5（b）左侧相对湿度较右侧低出5%～10%。

图6 为观众席的温、湿度场，由图6可见，观众席区的温度为27℃，相对湿度为50%～60%，符合规范[6]的室内设计参数要求。但从图中发现，主席台的温度比观众席区的温度低2～3℃，相对湿度高10%～15%。这是由于主席台区的人员稀少，人员负荷小，而观众席人员密集，人员负荷大，所以观众席的温度较高。同样，人越多湿负荷越大，但由于人员密集区的温度高，降低了该区域的相对湿度，所以观众席比主席台区域的相对湿度低。其次，在温、湿度场竖向由上至下分别形成温度递增梯度和湿度递减梯度，这是因为冷气流由高处热衰减后才到工作区，所以工作区的温度偏高，湿度低。说明上送下回的气流形式，通风效率低而不利于节能，宜采用分层空调形式直接将冷气流送往工作区。

图6 Y=6.3m平面温、湿度云图

4 结论

通过对礼堂气流组织模拟分析，可以发现采用上送下回的气流组织形式能满足规范的室内设计参数规定要求。但是由于受围护结构和人员负荷分布不均的影响，室内出现局部冷热不均现象。其次，由于是高大空间，气流由顶棚上送下回，通风效率低，且易与屋顶排风短路，而不利于节能。因此从侧面说明，高大空间的礼堂宜采用分层空调的送风方式。

[1]赵荣义.简明空调设计手册[M].北京:中国建筑工业出版社,2007

[2]中国建筑科学研究院.公共建筑节能设计标准(GB50189-2005)[S].北京:中国建筑工业出版社,2005

[3]陶文铨.数值传热学(第2版)[M].西安:西安交通大学出版社,2001

[4]吴俊云.空调客车室内三维紊流流动与传热数值研究[J].上海交通大学学报,1999,33(3):332-334

[5]Lander B D,Spalding D B.The numerical computation of turbule-nt flows[J].Comp.Mech.In Appl.Mech.Engng.,1974,(3):269-289

[6]中国建筑科学研究院.民用建筑供暖通风与空气调节设计规范(GB50736-2012)[S].北京:中国建筑工业出版社,2012