空调系统中自然冷源应用的研究

式中：ts2——空气的终湿球温度，℃； ts1——空气的初湿球温度，为 28.1℃； t1——空气的初温，为 27℃。 计算得 ts2=20.8℃，查 i—d 图得空气终状态的焓值为 i2=61.2KJ/Kg。 4） 求析湿系数ζ 根据式 ζ=(i1－i2)/cp(t1－t2) 式中：i1，i2——空气初、终焓，KJ/Kg； t1，t2——空气的初、终温，℃。 计算得ζ=4.18 5） 求传热系数 对于 JW 型 6 排冷却器，有式 （1-7）
由式（1-4）得表冷器迎面风速为 1.15m/s，式（1-5）假设ω=0.51m/s，得水量 W 为 2.07kg/s。 2） 求冷却器可提供的接触系数ε2 查附录，当 Vy=1.15m/s，N=6 排时，ε2=0.841 3） 假定 t2 确定空气终状态 假定空气终温 t2=22℃，根据式 ts2= t2－（t1－ts1）(1-ε2) (1-6)
Discussion about Natural cold source energy use in air-conditioning system Liu Qiu-xin Ye Xiao-ning,
(College of Urban Constrction，Wuhan University of Science and Technology，Wuhan 430065，China)
Ks [
得 Ks=95.41W/（m2℃） 6） 求表冷器能达到的热交换效率ε1
，
1 41.5V y
0.52

1.02

1 ] 1 0.8 325.6
（1-8）
传热单元数 NTU 按式（1-9）计算 NTU= 水当量比按式（1-10）计算
AK s Gc p
（1-9）
Cr
Gc p
Wc
（1-10）
Abstract: In practical engineering,various kinds of cold and heat sources can be used in air conditioning system.In addition to the traditional refrigeration form, especially,the utilization of natural cold outside sources is worthy of research and extension.It is a new form of energy-saving and environmental protection air conditioning system. Through the design calculation and CFD simulation, studied the feasibility of application of the air conditioning system. . Key Words: Natural cold source Heat transfer CFD numerical simulation Energy conservation and environmental protection
墙
图 4 中庭空调物理模型
4m 高处 32
图 5 模拟选取的物理模型及风口的位置
个矩形风口送风，送风速度为 5m/s，房间下部和上部分别设出风口，下部设 32 个，上部设
表 3 模型中的主要尺寸
16 个。为了模拟方便和减少软件计算处理的时间， 实际的模拟计算作了如下处理：整个空间前后分别 有 16 对送风口和出风口，上部有 16 个出风口，在 空间中均匀分布，相当于将整个空间在 x 轴方向平 均分成 16 段， 实际的模拟只选择一段作为计算区域 (图 4 中虚线部分)，实际模拟的模型如图 5 所示。 风 口都为中心布置。模型中的主要尺寸如表 3。
宜昌市的气象参数可查手册得知，见表 1
该项目欲利用冷壁和冷水这些自然冷源为中庭送新风。送风量按换气次数法来确定。 B 区底面积平均为 1714 ㎡，高为 27m。故 B 区的体积为 V=46278m3。现取该大空间区域的换 气次数为 1 次/h。根据公式： 换气次数=G/V 式中：G——送风量 m3/h； V——房间体积 m3。 带入数据可得送风量为 G=46278m3/h。 （1-1）
表冷器的热交换效率按式（1-11）计算
， 1
1 exp[ NTU (1 C r )] 1 C r exp[ NTU (1 C r )]
（1-11）
计算得ε1 =0.618 7） 求实际需要的换热效率ε1 并与上面得到的ε1 比较 ε1=（t1－t2）／（t1－tw1） 式中：tw1——冷水的初温，为 19℃。 得ε1=0.625。比较｜ε1－ε1 ｜=0.007≤0.01 时，证明所设 t2 合适，表冷器选择也合适。 8） 求水的终温 tw2 tw2= tw1+G(i1－i2)/w· c 得水的终温 tw2=22.15℃。 经表冷器的设计计算可知，在将空气温度降为 22 ℃时，需要的总冷水量为 12 （台）× （1-13）
Q（KW）
由以上计算的换热量可以进一步计算出空气经此降温后所达到的温度。又由式 Q=cGρ△t /3600 式中：Q——换热量，W； c——空气比热，C=1.005KJ/Kg.K； G——风量，m3/h； (1-3)
ρ——空气密度，ρ=1.27Kg/ m3；
△t——温差，℃。 计算得温差为 8.8℃，即空气由原来的 35.8℃降低到 27℃。由此可见，该区域的降温效果还 是很可观的。
， ，
，
（1-12）
2.07kg/s=24.84 kg/s，山水的总供给量为 83.33 kg/s。可见山水还有大量富余，可以给更多的 房间提供冷源。
5. 数值模拟
利用 CFD 模拟软件可以对室内空气气流分布情况进行数值模拟和预测，得到房间内的 温度、湿度、空气流速等物理量的详细分布情况。本文就通过使用 CFD 软件对该工程中中 庭内空气的分布情况进行模拟，通过模拟结果来分析空调效果。 5.1 建立物理模型 该中庭的物理模型如图 4 所示。气流组织采用分层空调的气流组织形式[5]，主要由两侧
1. 工程概况
本项目为地处宜昌的一个建设项目。宜昌市地理环境独特，山水资源丰富，所以在空 调设计方面可以因地制宜，充分利用现有的自然资源，尽可能的节约能源，合理利用自然资 源。现该项目中，塔楼后方有一面冷壁靠着山体，温度可以达到 19℃，现欲利用该冷壁的 冷量，故在冷壁和塔楼之间做了一地下通道（以下称 A 区） ，该冷壁为通道壁面的一面，可 利用冷壁冷却该通道内的新风以供空调所需。另外，由于宜昌地下水资源丰富，从山体侧的 冷壁还流出大量 19℃的冷水。冷水和冷墙壁都可以为空调设计提供很好的冷源，而且还节
A——换热面积，㎡； ti——壁面温度，℃； tf——空气温度，℃。 据此公式计算各个面的换热量，具体计算结果见表 2。
表 2 各壁面的换热量 编号 壁面温度 ti(℃) 1 2 3 4 19 25 26 19 传热系数 ki（W/㎡•k） 5.8 5.8 0.83 0.83 壁面面积 A （㎡） 1000 400 1000 400 换热量 Q （KW） 97.44 25 8.1 5.58 136.12 换热总量
图 6 x=3m 处温度场
图7
z=8m 处的温度场
图 8 x=3m 处速度场
图9
z=8m 处的速度场
空间气流的速度场分布如图 8~9 所示， 同样也选取 oyz 平面 x=3m 处和 oxy 平面的 z=8m 处 的速度场。从图中可以看到风口处的风速最高，气流在运动中不断衰减，在两侧射流交汇处 风速衰减到 1 m／s 左右，到达底部工作区的风速在 0.3 rn／s 附近，风速适中，不会形成吹 风感，满足舒适度的要求。
山体 区 空调区 区 （中庭）
约了能源，是对自然资源的合理利用。现欲利用这些自 然冷源，向中庭（以下称 B 区）送新风冷风。如图 1 所 示。
2. 风量的确定
图表 1 建筑平面示意图 表 1 宜昌市夏季气象参数表 空调室外干球计算温度 35.8℃ 空调室外湿球计算温度 28.1℃ 室外日平均温度 31.5℃ 室外通风计算温度 33℃ 风速 1.7m/s 大气压 989.1bar
0. 引言
随着经济的快速发展，空调在国民生产生活中也得到了越来越广泛的应用。然而，空调行业 在快速发展的同时也带来了很多问题，比如对环境的污染，对能源的大量消耗等，尤其是空 调的大量耗电所带来的电力超负荷的问题已严重影响了人们的生产、工作和学习。为此， 一 些新型空调系统便应运而生，比如蓄冷空调用来缓解电力高峰，地（水）源热泵系统利用天 然的地热能（水能）来提供空调冷热源等，这些系统都在很大程度上节省了能源。对于一些 蕴含丰富的可利用的自然冷热源的地区， 若能对其天然冷源进行合理利用， 将会产生很好的 节能、环保的效果。下面就一个工程实例来进行探讨。
1
空调系统中自然冷源应用的研究
刘秋新 叶小宁
（武汉科技大学，武汉 430065）
摘要：实际工程中，空调系统可以利用的冷热源形式多种多样，除了传统的制冷形式外， 特 别是对自然冷源的利用，既节能又环保，是一项值得研究和推广的空调系统型式。通过设计 计算和 CFD 数值模拟，研究该空调系统应用的可行性。 关键词：自然冷源 换热量 CFD 数值模拟 节能环保
5.2 建立数学模型 为了得到室内气流的速度场和温度场的分布状况， 采用有限体积法对流体的流动和传热 问题进行数值求解。 本文采用的湍流模型是由 Launder and Splading 提出的标准 k-ε湍流模型， 其湍流粘度系数通过求解 k 方程和ε方程确定。边界条件的确定如下[6]：1）房间内内墙设置 为绝热边界条件。2）房间内人员和照明及办公设备的散热量，在数值模拟中以恒定热流的 形式平均分布于房间下部地板上，即地面热流密度为 90 W／m2。3)送风口设置为速度入口， 给定入口温度、 送风速度等参数， 送风方向垂直于送风口表面。 出风口设置为出流边界条件。 5.3 模拟结果分析 室内空气的温度场分布如图 6~7 所示。 分布选取 oyz 平面 x=3m 处和 oxy 平面的 z=8m 处的 温度场。从这两个图的模拟结果看，整个空间的温度基本都在 25℃~27℃之间 ，特别是空 间下部人员活动区温度基本满足舒适需求。
4. 山水供冷的计算分析
如前计算可知，空气经 A 区冷却后温度降为 27℃，考虑到 B 区处于建筑内区，冷负荷 主要是人员负荷，而人员在此区域的密度一般不是很大，舒适性要求也不是很高，故 27℃ 的空气再经 19℃山水降温到 22℃，基本就可满足所需。现在主要的问题就是要合理的设计 表冷器。表冷器计算[3]如下。选用 JW10-4 型 6 排冷却器。 1） 冷却器迎面风速 Vy 及水流速ω的确定 查 JW10-4 型表冷器迎风面积 Ay=0.944m2， 通水断面 Aw=0.00407 m2， 风量 G=1.3kg/s （每 台新风机的风量） ，则表冷器的迎风面风速由下式计算 Vy=G/（Ayρ） W=103×ωAw （1-4） （1-5）
3. 冷壁供冷量的确定
B 区新风的冷量将由 A 区冷壁和山水提供。室外空气进入通道 A 区，先由 A 区冷却，
地表Biblioteka Baidu
山体 区 空调区
图 2 A 区平面图 图 3 A 区断面图
山 体
空 调 区
然后不足的冷量由冷水补充提供。首先确定 A 区所能提供的冷量。A 区平面及断面图见图 2 及图 3。由图 3 可知，室外空气要与通道的 4 个壁进行换热。其中 t1=19℃，k1=5.8w/㎡· k[1]；查宜昌市夏季的地表平均温度为 28℃[2]，而该地表又处于建筑的背阴面，故其表面温 度要低于该地表平均温度取为 25℃，该侧换热系数取值同 k1，即 t2=25℃，k2=5.8w/㎡·k； 通道内地面侧及靠空调区侧的壁面换热系数根据《公共建筑节能设计标准》来确定。t3=26 ℃，k3=0.835.8w/㎡·k，t4=19℃，k4=0.835.8w/㎡·k。空气温度为室外空气温度，即 tf=35.8 ℃。根据传热学公式计算传热量[4]： Q= kA(tf—ti) 式中：Q——换热量，W； k——换热系数，W/㎡·k； （1-2）