环境实验室温度均匀性的数值分析研究

马建军，孙侠生，李喜明

（中国飞机强度研究，西安 710065）

飞机结构及机构环境条件下功能性和耐久性实验室是用来模拟飞机结构及机构、设备等在高、低温，湿热等环境条件下的环境适应性。实验室可实现-70～150℃的极端环境温度，工作区内的温度是否均匀直接关系到实验结果的可靠性及合理性，同时工作区内的风速不能超过1.7 m/s的限制［1］。在建造之前，须对实验室气流组织及温度均匀性进行详细设计［2］。文中利用CFD方法数值模拟静态空载工况下，不同的送风温差、送风速度及不同保温层厚度下的气流组织，并分析其对应温度场的均匀性，为实验室设计提供参考。

1 计算模型

1.1 模型建立

某飞机结构及机构环境条件下功能性和耐久性实验室的结构如图1所示，环境实验室内部尺寸为长L=1.69 m，宽W=3.5 m，高H=4.0 m，可实现的温度范围为-70～150℃，温度不均匀度≤2℃。空气处理单元置于室内，其内有蒸发器、除湿器、加热器等，处理过的空气经4个送风口竖起向上送出，每个送风口有效尺寸为0.3 m×0.17 m。送风口上部设有导流板，以引导送风射流在顶部形成帖附，空气处理单元底部有三个回风口。

图1 环境实验室结构Fig.1 Sketch of climatic test chamber

静态空载工况下影响室内温度分布的热负荷主要为温差引起的透过保温板的传热Q，保温板分3层，内外层均为304不锈钢板，中层为聚胺脂泡沫，Q按式（1）计算［3］。

式中：A为实验室内部的表面积，A=115.7 m2；△t为室内外温差，室外温度取为20℃，室内为-70℃时，△t＝90℃，室内为150℃时，△t＝130℃；k为保温板的等效传热系数，。

其中h1为保温板外表面传热系数，取h1=2 W/（m2·K）；δ1为不锈钢板总厚度，δ1=3 mm；λ1为不锈钢板导热系数，λ1=16.2 W/（m·K）；δ2为聚胺脂板厚度；λ2为聚胺脂板导热系数，λ2=0.035 W/（m·K）；h2为保温板内表面传热系数，取h2=5 W/（m2·K）。

循环风量按式（2）计算。

式中：ρ为设计温度下的空气密度，-70℃时，ρ=1.6451 kg/m3，150 ℃时，ρ=0.7898 kg/m3；cp为空气的定压比热，取cp=1004 kJ/（kg·K）；△Ts为送风温度与设计温度的s差值，℃。

取不同的保温层厚度和不同的温差，开启数量不同的送风口进行计算分析，计算工况见表1。

表1 计算工况Table 1 Calculation conditions

表中δ=δ1+δ2，其中δ1为不锈钢板总厚度，δ1=3 mm，δ2为聚胺脂板厚度。

1.2 控制方程和数值解法

室内空气流动受自然对流和强迫对流作用的共同作用，为湍流流动，采用广泛使用的RNG，k-ε两方程湍流模型来模拟环境实验室内的空气流动［4］。另外针对室内空气流动，还发展了室内零方程模型，不过其适应性待更多的验证［5］。为了简化问题，引入以下假设。

1）室内空气为不可压缩流，空气物性为常数，由于室内壁面温度相差不大，不考虑辐射的影响；

2）流动为稳态湍流；

3）考虑重力的影响，空气密度采用不可压缩理想气体模型；

4）不考粘性力作用引起的能量耗散；

5）实验室密封良好，不考虑空气泄漏的问题。

根据以上假设，室内流体应满足湍流连续方程、动量方程、能量方程，其通用表达式为:

式中：φ为通用变量，φ=［1uvw kεT］为速度矢量；Γeff为广义扩散系数，由湍流模型决定；S为源项。

在近壁面区域，引入壁面函数，近壁面区域第1层网格对传热影响很大［6-7］，应保证30＜y+＜300［8］，对于房间的气流组织模拟，第1层网格高度可取为0.05 ～0.1 m［9］。

计算软件采用ANSYS FLUENT 13.0，压力耦合采用SIMPLE算法，各方程离散除压力外均采用二阶迎风格式。

1.3 边界条件设置

送风口采用基本风口模型［10］，简化为与风口有效面积相同的矩形开口，湍流动能及耗散率按式（4）计算［11］：

式中：k为湍流动能，m2/s2；ε为湍流动能耗散率，m2/s3。

赵彬指出，入流的湍流参数对送风射流的发展及室内气流组织影响并不显著［12］，文中设定入口湍流度I=10%，水力直径L=0.127 m。

回风口采用压力出口边界条件，表压为0；空气处理单元与空气换热量不大，设为绝热壁面；导流板按绝热壁面处理；壁面设为对流传热壁面，外部对流传热系数取为2 W/m2k，外部温度取为20℃；z方向重力加速度为-9.8 m/s2。

2 评价标准

2.1 速度限制

低温实验标准（GJB 150.4A）规定：除装备的平台环境已经证明使用其它速度是合理的，并且要防止在试件中产生与实际不符的热传递外，试件附近的风速不应超过1.7 m/s。

2.2 温度不均匀度和温度不均匀性系数

根据GB/T 5170.5-2008《电工电子产品环境实验设备检验方法湿热实验设备》［13］选取15个测点，按式（5）计算温度不均匀度。

式中：△Tu为温度不均匀度，℃；Tmax为测点的最高温度值，℃；Tmin为测点的最低温度值，℃。

温度不均匀度表征了工作区温度的最大差值，另外引入温度不均匀性系数kT，表征室内温度与平均温度的偏离程度。

式中：N为测点数，N=15；Ti为测点温度为测点的平均温度；σT为温度的均方根差。

2.3 能量利用系数

能量利用系数反映了能量利用和室内温度分层情况，其定义为：

式中：TP为排风温度；T0为送风温度为工作区设计温度。

制冷工况下，送风经过热交换后应有TP＞Tn，η＞1。当η＜1时，表明送风没有充分经过热交换就被排出室外，投入的能量没有完全利用，气流短路，经济性差。

3 结果分析

各个计算工况下的室内平均速度如图2所示，总体上与送风温差呈反比关系，这是因为式（2）计算出来的送风量与送风温差呈反比关系。150℃工况下，空气密度变小，热负荷增大，导致循风量加大，相同送风温差下室内平均速度明显高于-70℃工况。保温层为100 mm时，热负荷较大，不能使用小温差送风，否则导致室内平均风速超过限制。只开启2个送风口送风时，送风量保持不变，单个送风口送风速度提高1倍；但室内平均速度并没有提高1倍，仅仅是略有增加。

图2 室内平均风速Fig.2 Average air velocity in the chamber

各个计算工况的温度不均匀度如图3所示，总体上温度不均匀度与送风温差呈线性关系，例外的是：-70℃，δ=100 mm，△Ts=4℃时的温度不均匀度反而比△Ts=3℃和△Ts=5℃时要小。从图4的流线图中可以看出，此时室内流场在浮力作用下呈现出强烈的三维特性，在x-z平面形成了一个涡，空气混合更加充分，温度均匀性反而较好。

只开启2个送风口送风时，由于送风速度提高，-70℃工况下避免了因大温差（△Ts＞4℃）空气射流过早而从顶棚脱离，温度不均匀度明显改善；150℃工况也有明显改善，但不如-70℃工况下幅度大。150℃，δ=300 mm，△Ts=5℃，β=4时温度不均匀度明显跃升，此时由于送风速度过小，温度分层严重。

图3 温度不均匀度Fig.3 Temperature non-uniformity

图4 -70℃，δ=100 mm，△Ts=4℃时的流线图Fig.4 Streamlines for-70℃，δ=100 mm，△Ts=4℃

温度均匀性系数与温差的关系如图5所示，其走势与图3温度不均匀度基本一致。保温层较厚时，-70℃工况下温度均匀性系数随着送风温差急剧增大。这是因为热负荷的减小导致相同送风温差下送风速度减小，浮力影响更加显著，使空气射流过早脱离顶棚，减弱了空气混合。

各个计算工况的能量利用系数η如图6所示，150℃时能量利用系数均大于1，能量得到了有效利用。这是其侧上送风的气流组织形式决定的，但η越大说明温度分层越严重。-70℃，随着送风温差的增大，出现了η＜1的情况，此时气流短路，温度分层且均匀性变差，保温层为300 mm时最明显。从节能的角度讲，保温层越厚越好，但是保温层越厚成本也越高，其蓄热也越严重，影响温度的动态模拟，必须综合分析［14-15］。

图5 温度不均匀性系数Fig.5 Coefficient of temperature non-uniformity

图6 能量利用系数Fig.6 Coefficient of supply energy

4 结论

通过以上计算分析可以得出以下结论。

1）送风温差对环境实验室的温度均匀性有较大影响，温差越大所需要循环风量越小，浮力的作用越明显，温度分布越不均匀。温差过小将导致所需要循环风量加大，增加风机功率，甚至导致室内风速超过限制。

2）保温层厚度越厚，热负荷越小，同等温差下所需要循环风量也越小，但是温差过大时由于速度较小，温度均匀性反而比采用较薄的保温层时更差，保温层较厚时应该避免采用较大的送风温差。

3）如果确实需要送风温差较大，可通过减少送风口数量或风口大小，提高单个送风口的送风速度来保证工作区内温度的均匀度。

参考文献：

［1］ GB/T 150.4A-2009，军用装备实验室环境试验方法第4部分:低温试验［S］.GB/T 150.4A-2009，Laboratory Environment Test Methods for Military Materiel-Part 4:Low Temperature Test［S］.

［2］ 王浚，黄本诚，万才大，等.环境模拟技术［M］.北京：国防工业出版社，1996.WANG Jun，HUANG Ben-cheng，WAN Cai-da，et al.Environment Simulation Methods［M］.Beijing:National Defence Industry Press，1996.

［3］ 马广顺，马振库，赵云峰.大型低温环境试验室制冷系统设计［J］.装备环境工程，2013，10（2）:96－98.MA Guang-shun，MA Zhen-ku，ZHAO Yun-Feng.Design of Refrigeration System for Large Environmental Test Chamber［J］.Equipment Environment Engineering，2013，10（2）:96－98.

［4］ ZHAI Zhi-qiang，ZHANG Zhao.Evaluation of Various Turbulence Models in Predicting Airflow and Turbulence in Enclosed Environment by CFD:Part-1:Summary of Prevalent Turbulence Models［J］.HVAC&R Research，2007，13（6）:853-870.

［5］ 陈晓春，朱颖心，王元.零方程模型用于空调通风房间气流组织数值模拟的研究［J］.暖通空调HV&AC，2006，36（8）:19－23.CHEN Xiao-chun，ZHU Ying-xin，WANG Yuan.Airflow Simulation in Air-conditioned and Ventilated Rooms with Zero-equation Model［J］.Heating Ventilating&Air Conditioning，2006，36（8）:19－23.

［6］ 覃文洁，胡春光，郭良平，等.近壁面网格尺寸对湍流计算的影响［J］.北京理工大学学报，2006，26（5）:388－392.QIN Wen-jie，HU Chun-guang，GUO Liang-ping，et al.Effect of Near-wall Grid Size on Turbulent Flow Solutions［J］.Transactions of Beijing Institute of Technology，2006（5）:388－392.

［7］ 王福军.计算流体动力21学分析－CFD软件原理与应用［M］.北京:清华大学出版社，2004.WANG Fu-jun.Computational Fluid Dynamics analysis-Principles and applications of CFD software［M］.Beijing:Tsinghua University Publishing House，2004.

［8］ 陶文铨.数值传热学（第二版）［M］.西安：西安交通大学出版社，2001:353－364.TAO Wen-quan.Numerical Heat Transfer（Second Edition）［M］.Xi’an:Xi’an Jiaotong University Publishing House，2001:353－364.

［9］ ZHAI Zhi-qiang，CHEN Qing-yan.Numerical determination and treatment of convective heat transfer coefficient in the coupled building energy and CFD simulation［J］.Building and Environment，2004（39）:1001－1009.

［10］ 赵彬，李先庭，彦启森.室内空气流动数值模拟的风口模型综述［J］.暖通空调HV&AC，2000，30（5）:33－37.ZHAO Bin，LI Xian-ting，YAN Qi-sen.Revies of Air Supply Opening Models in Numerical Simulation of Indoor Air Flow［J］.Heating Ventilating&Air Conditioning，2000，30（5）:33－37.

［11］ HAZIM B Awbi.建筑通风［M］.李先庭，赵彬译.北京：机械工业出版社，2011:344－346.HAZIN B Awbi.Ventilation of Buildings（Second Edition）［M］.LI Xian-ting，ZHAO Bin Translated.Beijing:China Machine Press，2011:344－346.

［12］ 赵彬，李先庭，彦启森.入口紊乱参数对室内空气分布的影响研究［J］.建筑热能通风空调，2000（1）:1－4.ZHAO Bin，LI Xian-ting，YAN Qi-sen.Influence of Turbulence Parameters at Supply Opening on Indoor Air Distribution［J］.Building Energy&Environment，2000（1）:1－4.

［13］ GB/T 5170.5－2008，电工电子产品环境试验设备检验方法-湿热试验设备［S］.GB/T 5170.5-2008，Inspection Methods for environmental testing equipments for electric and electronic products-Damp heat testing equipments［S］.

［14］ 李兆坚.环境室传热特性研究［J］.制冷学报，1994（3）:17－21.LI Zhao-jian.Research on Heat Transfer Characteristics of Environment Chamber［J］.Journal of Refrigeration，1994（3）：17－21.

［15］ 吴志勇.环境试验箱围护结构传热研究［J］.装备环境工程，2007，4（5）:51－56.WU Zhi-yong.Study on Heat Transfer of Exterior Protected Construction of Environmental Test Chamber［J］.Equipment Environment Engineering，2007，4（5）:51－56.