通风供冷墙体隔热降温性能的数值模拟

杨历全 刘泽华 蒋新波 李鹏飞 鲁婧

南华大学土木工程学院

2016 年，采暖、通风等民生能耗占建筑总能耗的40%～80%[1]。相对于普通民用建筑，工业厂房内生产过程中会向厂房工作区散发大量热量，在如此大规模的工业建筑热车间中，需要通过通风空调系统将如此之多的余（废）热排除带走，因而耗费大量的能源[2-3]。对于余热的隔离，空气夹层拥有较好的隔热效果，相比于传统墙体，在夏季采用空调制冷时，可以实现38%～60%的节能[4]。但是当设备长时间运行时，由于产生的余热不能被快速有效的带走，热量不断通过空气夹层在车间聚集，造成工人的热舒适性降低。对于余热的回收，辐射冷却系统通过毛细管内低温水与外部高温空气进行热交换后将热量带走。但由于辐射换热动态响应慢、耗时时间长，这些缺点直接影响其在工程上的推广。本文充分考虑了两者优缺点，将流通的空气夹层与辐射冷却系统结合，设计出一种通风供冷墙体，并采用Fluent 软件对通风供冷墙体的隔热降温性能进行了模拟分析。

1 通风供冷墙体物理模型及传热性能分析

1.1 物理模型

本文研究的通风供冷墙体用于高温热源的降温隔热，可根据热源的发热功率来调节墙体送风速度和供水参数，保证墙体供冷量和隔热效果。墙体物理模型几何尺寸如表1 所示。

表1 墙体物理模型几何尺寸

如图1 所示，该新型墙体主要由三部分组成：紫铜辐射板内墙，中间空气间层和聚氨酯保温外墙。通风供冷墙体传热过程主要包括以下3 个方面的换热情况：1）毛细管中水流与管壁之间的对流换热、毛细管管壁与通风气流之间对流换热、空腔两侧内壁与通风气流之间对流换热。2）毛细管与毛细管基座之间的导热、紫铜板内墙与基座之间的导热、内外墙体内部的导热。3）空腔两侧壁面之间的辐射换热、毛细管管壁与空腔两侧内壁及通风气流之间的辐射换热。

图1 通风供冷墙体物理模型示意图

1.2 数学传热模型

毛细管壁与腔体内流动空气之间的换热属于强迫对流换热满足牛顿冷却定律，对流换热计算式：

式中：hd为对流换热系数；A为对流换热面积，ΔTm为对数平均换热温差。

墙体内部的传热规律满足傅里叶导热规律，热传导方程：

式中：T为温度；τ为时刻；λ为导热系数。

辐射换热计算式：

式中：ε环境间的系统发射率；cb为黑体辐射常数；T为热力学温度。

2 网格划分与数值方法及边界条件

2.1 网格划分

网格的质量直接影响着模拟结果的精准度，在对墙体进行网格划分时，由于毛细管内部水的流速以及温度场变化较为明显，因此对毛细管的网格划分进行加密处理，提高计算的准确度。而墙体温度场变化较小，为了减少网格划分数量，节省计算时间，所以其网格划分较为稀疏。

2.2 数值方法

压力-速度的耦合方式采用coupled 算法，压力方程离散采用标准格式，动量、能量、湍流方程等选用二阶迎风格式。根据雷诺数的计算结果可知管内流动为湍流，采用湍流模型采用对黏性底层可求解的低Re数法k-ε模型，辐射计算采用DO 模型，判断收敛的标准为X，Y，Z 方向的速度残差达到10-4，连续性残差和能量残差达到10-6。

2.3 边界条件

如表2 所示，进口边界条件为速度入口，包括供水进口和送风入口。墙体侧面和上下表面为绝热边界；进出风口作为黑体。考虑到辐射影响位于模型计算区域外（环境），故定义墙体外表面使用混合热边界条件。由于该模型用于对高温热源的隔热降温，因此需考虑高温热源对墙体内表面的影响，故定义内表面为热流密度作为其边界条件[5]，热流密度设为350 W/m2。

表2 边界条件

3 模拟结果分析

3.1 不同供水参数对墙体性能影响

如图2 和3 分别显示了供水流速0.1 m/s，送风流速0.8 m/s，供水温度从20 ℃升高至28 ℃时墙外侧表面温度场和墙体单位面积总供冷量、外墙单位面积散热量的变化情况。

图2 不同供水温度下对墙外侧温度的影响

由图2 可以看出供水温度28 ℃时比供水温度20 ℃的墙外侧平均温度提高了0.80 ℃，最高温度提高了0.56 ℃。由图3 可以看出墙外侧的散热量增加了0.37 W/m2，提高了11.82%，墙体单位面积供冷量降低了155.51 W/m2，降低了25.35%。这是由于在送风流量和供水流量一定时，供水温度的不断提高，毛细管壁内外换热温差不断减小，换热效果降低。

图3 不同供水温度下对墙体换热性能的影响

模拟工况为：供水温度20 ℃，送风风速0.8 m/s，供水流速从0.12 m/s 提高到0.36 m/s，供水间隔0.06 m/s。由图4 可以看出供水流速0.36 m/s 比0.12 m/s 时墙外侧平均温度仅仅降低了0.06 ℃，墙外侧最高温度降低了0.05 ℃。由图5 可知墙体单位面积供冷量增加了8.68 W/m2，仅仅提高了1.43%。和供水温度相比，供水流量变化对该墙体性能影响相对较小。

图4 不同供水流速下对墙外侧温度的影响

图5 不同供水流速下对墙体换热性能的影响

3.2 不同送风速度和外部环境温度对墙体性能影响

采用贯流风机将外部空气由送风口送入墙体，经过与空腔两侧的内壁和毛细管壁的充分换热后由下部排风口排出进入密闭罩内。如图6 所示，在供冷方面，送风速度变化对墙体单位面积供冷量的影响较大，其它因素不变，送风速度2.4 m/s 比0.8 m/s 时的墙体单位面积供冷量增加128.46 W/m2，提高了21.1%。如图7 可知，在隔热方面，当送风速度提高到2.4 m/s 时，墙外侧平均温度降低了4.15 ℃，由墙内侧向墙外侧的单位面积散热量降低了62.62%。因此，送风速度对墙体供冷性能和隔热性能的影响都较为显著，可通过调节风速大小明显改善墙体的性能效果。

图6 不同送风速度下对墙体换热性能的影响

图7 不同送风速度下对墙外侧温度的影响

如图8 可知，在供冷方面，外部环境温度变化对墙体单位面积供冷量的影响较大，当其它因素不变，外部环境温度35 ℃比29 ℃时的墙体单位面积供冷量增加156.96 W/m2，提高了31.7%。如图9 可知，在隔热方面，外部环境温度提高到35 ℃时，墙外侧平均温度提高了了7.47 ℃，由墙内侧向墙外侧的单位面积散热量降低了7.29%。因此，外部环境温度变化对墙体外侧的温度和单位面积供冷量的变化影响较为显著，对墙外侧单位面积散热量的影响相对较小。

图8 不同环境温度下对墙体换热性能的影响

图9 不同环境温度下对墙外侧温度的影响

3.3 不同空腔厚度对墙体性能影响

如图10 和11 分别显示了不同通风厚度从55 mm 升高至75 mm 时墙外侧表面温度场和墙单位面积总供冷量、外墙单位面积散热量的变化情况。

图10 不同空腔厚度下对墙外侧温度的影响

图11 不同空腔厚度下对墙体换热性能的影响

随着空腔厚度的增加，墙外侧的温度不断升高，向外部环境的散热量不断增加。腔体厚度每增加20 mm 墙外侧的温度平均增加1.5 ℃，墙体单位面积供冷量随着腔体厚度增加出现先增加后减小的变化趋势，由此可见空腔厚度增大并不会显著降低墙外侧的温度，反而墙体隔热性能效果减弱，空腔的厚度应根据具体结构进行合理设计。

5 结论

本文主要研究了用于高温热源的通风供冷墙体隔热降温性能，利用有限元法建立墙体热传递模型，求解得到供水参数，送风速度，外部环境和不同空腔厚度对墙体外侧温度和散热量的影响，并分析了不同单一因素影响下的供冷量变化，得到以下结论：

1）墙体内毛细管供水参数的变化会影响墙体隔热供冷效果。供水温度越高，墙体供冷量越小，墙体外侧温度越高，散热量越大。和供水温度相比，供水流量变化对通风供冷墙体性能的影响相对较小，供水流速由0.12 m/s 增加到0.36 m/s 时，墙外侧平均温度仅降低了0.06 ℃。

2）供水参数和空腔厚度一定时，墙体的供冷能力受送风速度及外部环境的共同影响。夏季供水温度较高时，可通过提高送风速度有效增加墙体供冷量并降低热量由墙内侧向墙外侧的传递。通风供冷墙体利用流动空气层阻隔了内外层墙体的导热，并强化了墙内侧的对流换热，显著降低了内层墙体温度。外部环境温度变化对墙体外侧的温度和单位面积供冷量的变化影响较为显著，对墙外侧单位面积散热量的变化影响相对较小。

3）当其它参数一定时，随着空腔厚度的增加，墙外侧的温度不断升高，向外部环境的散热量不断增加，墙体单位面积供冷量随着腔体厚度增加出现先增加后减小的变化趋势，但空腔的具体厚度还要根据贯流风机的直径进行合理设计。