韓敏 沈恒根

東華大學環(huán)境科學與工程學院

0 引言

柴油發(fā)動機試驗廠房內一般放置有待測柴油發(fā)動機、測功機等設備。試驗過程中，這些設備會產生大量熱量，同時會有部分有害物散發(fā)到廠房空間內[1-2]。故在發(fā)動機試驗廠房內設置合理的通風降溫系統(tǒng)顯得尤為重要，以用于帶走被試發(fā)動機及試驗廠房內其它設備產生的熱量及有害氣體，從而為發(fā)動機試驗提供穩(wěn)定，合適的溫濕度及空氣清潔度條件，保證設備安全運行，同時，亦保證工作區(qū)工作人員的健康安全。然而由于廠房內設備散熱量大，在夏季工況下，采用全新風的全面通風方式有時無法達到預期的降溫效果，采用傳統(tǒng)制冷空調應用于工業(yè)廠房則能耗大，運行費用較高，對環(huán)境也會造成一定污染[3]。而蒸發(fā)冷卻通風降溫技術利用水蒸發(fā)吸熱，具有環(huán)保、高效、經(jīng)濟等諸多優(yōu)點[4]。

本文設計了傳統(tǒng)的全新風、室外新風蒸發(fā)冷卻、室外新風蒸發(fā)冷卻+熱污染區(qū)環(huán)境蒸發(fā)冷卻三種技術方案，并通過模擬計算預測三種技術方案通風降溫的效果。

1 建立計算模型

1.1 物理模型

本文研究對象為某柴油發(fā)動機試驗廠房，廠房大小為長（Y 軸）×寬（X 軸）×高（Z 軸）=40 m×15.4 m×15 m。廠房內對稱布置兩個大小相同的試驗臺，試驗臺大小為長（Y 軸）×寬（X 軸）×高（Z 軸）=10.8 m×3.5 m×0.35 m。試驗臺上布置有柴油發(fā)動機及測功機，其中柴油發(fā)動機額定功率為1320 kW。

由于廠房內試驗臺布置左右對稱，故取廠房左側建立物理模型，Y=20 m 截面為對稱界面，廠房物理模型如圖1 所示。在不影響模擬結果的情況下，為便于模擬計算及分析，對柴油發(fā)動機試驗廠房通風模擬計算做出如下假設：

1）廠房內柴油發(fā)動機機及測功機為主要散熱設備，其余設備的散熱量比較小可忽略不計，柴油機及測功機的散熱量見表1。

2）柴油發(fā)動機及測功機簡化為長方體，散熱形式等效成除底面，其余五面均勻向廠房內散熱。

3）廠房內空氣的流動過程則是不可壓縮的穩(wěn)態(tài)流動。

4）廠房內設備熱輻射較小，可忽略不計。

5）廠房內設備散熱量大，不考慮散濕量。

圖1 試驗廠房物理模型

表1 廠房空間設備散熱量

1.2 數(shù)學模型及邊界條件選取

本文試驗廠房內的流體流動和傳熱傳質應遵循基本的物理定律有：連續(xù)性方程，動量守恒方程，能量守恒方程以及組分守恒方程。

本文計算模型選用Realizable k-ε 湍流模型和組分輸運模型，求解方法選用壓強和速度耦合算法中的SIMPLE 算法，離散格式選用二階迎風格式。

各邊界條件設置情況：將散熱設備表面設定為熱流密度邊界條件，將其余的壁面及地面設定為絕熱壁面。由于本文中數(shù)值計算模型以Y=20 m 豎直截面對稱，故將此截面設定為對稱邊界條件。送風口設置為速度入口邊界條件。排風口設置為壓力出口邊界條件。

2 方案設計

2.1 全新風通風方式

采用機械進風機械排風的全新風全面通風方式即工況一，通風量計算公式為[5]：

式中：Lr為消除余熱所需通風量，m3/h；Q 為余熱量，kW；c 為空氣的比熱容，其值為1.01 kJ/(kg·℃)；ρj為進入的空氣密度，kg/m3；Δt 為送排風溫差，℃。

廠房內人員工作區(qū)溫度控制要求為≤34 ℃柴油發(fā)動機運行環(huán)境溫度控制要求為≤55 ℃。工況一送排風溫差取8，送風口設于南側內墻，共12 個，每個送風口尺寸為800 mm×800 mm，風口中心距離地面2.4 m，各送風口間中心距為3 m。排風口設于北側內墻，共12 個，每個排風口尺寸為DN1000 mm，風口中心距離地面13 m，各排風口間中心距為3 m。

2.2 室外新風蒸發(fā)冷卻通風方式

采用室外新風蒸發(fā)冷卻的通風方式即工況二，室外新風先經(jīng)過直接蒸發(fā)冷卻設備進行等焓降溫處理，新風被處理至相對濕度90%時的溫濕度狀態(tài)由風機送入廠房內。通風量按式（1）計算，送排風溫差取11.5 ℃，送排風口大小及布置方式同工況一。

2.3 室外新風蒸發(fā)冷卻+熱污染區(qū)環(huán)境蒸發(fā)冷卻通風方式

采用室外新風蒸發(fā)冷卻+熱污染區(qū)環(huán)境蒸發(fā)冷卻的通風方式即工況三，進風系統(tǒng)仍采用直接蒸發(fā)冷卻機組對室外新風進行等焓降溫處理至空氣相對濕度為90%后再送入室內，而在發(fā)熱設備背風側上方布置直接蒸發(fā)冷卻設備，利用室內風循環(huán)進入機組，將廠房內部分顯熱轉化為潛熱，從而達到降溫效果。進風系統(tǒng)的通風量的計算公式為：

式中：QP為室內蒸發(fā)冷卻設備負擔排熱量，kW。

本案例選用4 臺直接蒸發(fā)冷卻設備，尺寸為長×寬×高=1.250 m×1.250 m×1.310 m，負擔顯熱量約60 kW，布置于設備后側上方位置。設備四個側面進風，底面出風，進風口尺寸為寬×高=1.000 m×1.000 m，出風口尺寸為長×寬=800 m×800 m。廠房送排風口大小及布置方式同工況一。

3 計算結果及分析

3.1 三種工況水平截面溫度控制對比分析

三種工況下Z=1.5 m 處水平截面（人員呼吸高度）的溫度分布圖見圖2。圖2（a）顯示，工況一Z=1.5 m 處水平截面上人員工作區(qū)溫度絕大部分超過標準要求的34 ℃的限值，大部分區(qū)域溫度在36 ℃左右。當人長期處在≥35 ℃的高溫環(huán)境中，會產生體溫升高、水鹽代謝紊亂、行為能力下降等問題[6]，所以工況一時人員工作區(qū)熱環(huán)境非常不利于人員工作。設備所在區(qū)南北兩側溫度差異明顯，設備南側即迎風面一側較背風面溫度更低，且設備背風側局部地區(qū)超過55 ℃限值，不利于設備的安全運行。圖2（b）表明，工況二廠房Z=1.5 m 截面大部分位置溫度已低于34 ℃，但廠房南側人員工作區(qū)仍有部分空間溫度高于34 ℃，在36 ℃以下，雖然與原始工況相比已下降2 ℃左右，但仍未達到標準要求的溫度，還需做出改進。圖2（c）顯示，工況三時該截面人員工作區(qū)位置的溫度已全部控制至34 ℃以下，部分位置溫度可低于32 ℃，滿足標準要求。

圖2 三種工況Z=1.5 m 處水平截面的溫度分布圖

圖3 三種工況水平截面的平均溫度隨高度變化圖

三種工況水平截面平均溫度隨高度變化見圖3。其中人員工作區(qū)主要位于高度2 ℃以下位置，廠房內設備所在區(qū)域主要位于高度4 m 以下位置。如圖可知，工況一時高度4 m 以下的各水平截面的平均溫度均低于39 ℃，滿足設備運行所需環(huán)境平均溫度，但人員工作區(qū)各截面的平均溫度在36～38 ℃之間，不滿足標準要求。工況二時高度4 m 以下各水平截面平均溫度低于36 ℃，與工況一對應截面平均溫度相比，降幅在2～4 ℃，且人員工作區(qū)各截面平均溫度在33 ℃左右，滿足人員工作區(qū)平均溫度要求。工況三時高度4 m 以下各水平截面平均溫度低于35 ℃，與工況一對應截面平均溫度相比，降幅在3～5 ℃，且人員工作區(qū)各截面平均溫度在32 ℃左右，由此可見，工況三的降溫效果更加顯著。

3.2 三種工況豎直截面溫度控制對比分析

三種工況下Y=9.5 處豎直截面的溫度分布圖如圖4 所示。從圖4（a）可以看出，送風氣流邊界與周邊的空氣不斷在動量及質量上進行交換，射流流量不斷增大，射流溫度不斷增加。然而因氣流風速的自然衰減以及受發(fā)動機表面的阻擋，致使發(fā)動機頂部及后側部分區(qū)域只有較少溫度相對較低的氣流經(jīng)過，導致發(fā)動機頂部及后側溫度較高。由圖4（b）可知，工況二時人員工作區(qū)位置大部分溫度已低于34 ℃，但送風氣流下部有部分區(qū)域超過34 ℃，在34～36 ℃之間。發(fā)動機后側區(qū)域高溫情況消失，由于送風氣流溫度降低，送風氣流下沉，送風風速減小。風速自然衰減及發(fā)動機前側阻擋，到達發(fā)動機頂部的低溫氣流較少而無法帶走大量熱量，導致發(fā)動機上方區(qū)域出現(xiàn)局部高溫，超出限定的55 ℃，不滿足發(fā)動機安全運行的環(huán)境溫度要求。圖4（c）顯示，室內直接蒸發(fā)冷卻設備利用室內風循環(huán)進入，將顯熱量變?yōu)闈摕崃?，室內高溫空氣進入蒸發(fā)冷卻設備，經(jīng)等焓降溫處理后再以一定角度由出風口送出，直達發(fā)動機頂部，從而使發(fā)動機上部環(huán)境溫度低于限定值，滿足發(fā)動機運行的環(huán)境溫度要求。

圖4 三種工況Y=9.5 m 處豎直截面溫度分布圖

圖5 三種工況Y=13 m 處豎直截面溫度分布圖

圖5 為三種工況Y=13 m 處豎直截面的溫度分布圖。從圖5（a）可以發(fā)現(xiàn)，測功機后側作為背風側溫度過高，部分區(qū)域的溫度超過設備運行所需的環(huán)境溫度55 ℃，將不利于設備的良好運行。原因在于近熱源的表面的附近的空氣層受熱膨脹，射流受其影響開始變得彎曲，偏離原來的射流軸線而向上運動，并且由于受機阻擋及射流速度的自然衰減，流過測功機頂部的氣流速度逐漸降低，測功機后側形成死區(qū)，不能進行充分換熱，導致測功機后側溫度偏高。圖5（b）表明，工況二時測功機后側超溫區(qū)域已有所緩解，只有測功機后側上方區(qū)域溫度還相對較高。圖5（c）顯示，室內直接蒸發(fā)冷卻設備送風直達測功機后部區(qū)域，完全改善了測功機后側超溫現(xiàn)象，為發(fā)動機安全運行提供了環(huán)境溫度保障。

3.3 三種工況通風量對比分析

圖6 為三同工況通風量與工作區(qū)平均溫度對比圖，由圖可知，工況一通風量為139546 m3/h，工作區(qū)平均溫度為37.17 ℃，工況二通風量為96202 m3/h，工作區(qū)平均溫度為33.22 ℃，工況三通風量為80134 m3/h，工作區(qū)平均溫度為32.25 ℃。說明采用全新風的通風方式通風量大，降溫效果有限，夏季炎熱工況時，不能滿足廠房內人員工作區(qū)溫度要求，采用蒸發(fā)冷卻通風降溫的方式可有效降低人員工作區(qū)平均溫度，能夠滿足標準要求，取得良好的通風降溫效果，同時可減少送排風量，尤其采用第三種工況形式，人員工作區(qū)平均溫度及送風系統(tǒng)送風量均可在第二種工況基礎上進一步降低。

圖6 三同工況通風量與工作區(qū)平均溫度對比圖

4 結論

本文針對某柴油發(fā)動機試驗廠房試驗過程產生大量余熱問題，設計了傳統(tǒng)的全新風、室外新風蒸發(fā)冷卻、室外新風蒸發(fā)冷卻+熱污染區(qū)環(huán)境蒸發(fā)冷卻三種技術方案，運用CFD 數(shù)值模擬研究了三種通風降溫方案對廠房空間溫度分布的影響，結果表明：

1）全新風通風方式下，系統(tǒng)通風量大，能耗較高，且降溫效果有限，人員工作區(qū)平均溫度不滿足標準要求的34 ℃，部分空間環(huán)境溫度超過所設計的55 ℃的溫度上限。

2）與全新風通風方式相比，采用室外新風蒸發(fā)冷卻通風方式通風量減少31%，高度4 m 以下各水平截面平均溫度降幅在2～4 ℃，人員工作區(qū)平均溫度為33.22 ℃，可以解決大部分人員工作區(qū)環(huán)境溫度問題，但設備周圍存在局部高溫現(xiàn)象。

3）與全新風通風方式相比，采用室外新風蒸發(fā)冷卻+熱污染區(qū)環(huán)境蒸發(fā)冷卻復合通風方式，通風量下降43%，高度4 m 以下各水平截面平均溫度降幅在3～5 ℃，人員工作區(qū)平均溫度為32.25 ℃，可以完全滿足人員工作環(huán)境溫度要求，且設備周圍未出現(xiàn)局部高溫現(xiàn)象。