王烨;王良璧;胡文婷;孙鹏宝
【摘 要】To study the relationship between the outer surface heat transfer coefficient of an external wall and the natural convective heat transfer characteristics in a heating room in Lanzhou, a revised k-εmodel was used to nu-merically analyze indoor natural convective heat transfer under different outer surface heat transfer coefficients of the external wall. The corresponding heat load was also compared. The results indicate that, under the conditions of 18℃ average indoor air temperature, and the outer surface heat transfer coefficient of the external wall is set to 8.1 W·m-2·℃-1, the heat transfer ability of the radiator surface, considering outdoor radiation and evaporation, is less than that when the outer surface heat transfer coefficient of external wall is set to 23.3 W·m-2·℃-1, ac-cording to the HV&AC design specification. Both values of the outer surface heat transfer coefficient of the external wall have very weak effects on the indoor temperature field and thermal comfort. However, the difference of calcu-lated heat load between them has reached 6.2%.%为研究
建筑外壁面换热系数与供暖室内自然对流换热的关联性,采用修正的湍流k-ε模型对外墙外壁面不同换热系数情况下的室内自然对流换热过程进行了数值分析并对比了热负荷值. 结果表明:在满足室内供暖温度( 18℃)要求条件下,考虑外界辐射和蒸发对外壁面换热过程的作用(外壁面换热系数取8.1 W·m-2·℃-1),所得散热器表面的换热能力要低于按照暖通设计规范取值(外壁面换热系数取23.3 W·m-2·℃-1)所得结果,两种取值方式对室内温度场和舒适性的影响很微弱,但所得室内热负荷之间的差异达到了6.2%. 【期刊名称】特别响非常近《哈尔滨工程大学学报》
【年(卷),期】2015(036)009
【总页数】6页(P1206-1211)
【关键词】建筑节能;自然对流;供暖;对流换热系数;热舒适;数值模拟
【作 者】王烨;王良璧;胡文婷;孙鹏宝
【作者单位】兰州交通大学 环境与市政工程学院,甘肃兰州730070;兰州交通大学 铁道车辆
热工教育部重点实验室,甘肃兰州730070;兰州交通大学 铁道车辆热工教育部重点实验室,甘肃兰州730070;兰州交通大学 环境与市政工程学院,甘肃兰州730070;兰州交通大学 环境与市政工程学院,甘肃兰州730070
【正文语种】中 文
【中图分类】TU832
建筑围护结构对外界环境的热反应最终以气固耦合的传热方式影响室内传热特性并达到热平衡[1]。在传统的暖通设计计算中，我国建筑规范规定冬季建筑外壁面对流换热系数值为23.3 W·m-2·°C-1。实际上，建筑外壁面的对流换热过程是一个包含了对流换热、辐射换热以及相变换热等多种换热方式综合作用的过程[2]。我国地域辽阔、气候多样化，加上不同地区的风速和主导风向不同，从而使得不同朝向的外壁面换热系数值差异也较大。若将外壁面换热系数赋予一常数值，必然会引起较大计算误差。如何合理确定建筑物外壁面换热系数是工程设计和科学研究的共同关注点。孟庆林等[3]研究了含水表面对流换热系数和蒸发换热系数之间的关系。陈启高[4]以重庆、武汉、天津三地的建筑物外壁面为研究对象，获得了这些壁面分别处于干燥和潮湿状态时受对流、辐射和蒸发共同作用下的换热系数值。
刘艳峰等[2]在分析了建筑物外壁面对流换热系数、长波辐射换热系数和蒸发换热系数计算方法的基础上，提出了一种便于工程计算的建筑外壁面总换热系数的简化计算式，由此得到了8个城市建筑物外壁面在冬、夏季的总换热系数，发现同一建筑外壁面总换热系数在冬季的值要小于在夏季的值，背风面的值要小于迎风面的值。在建筑室内热环境的数值研究及设计计算中，外壁面换热系数作为重要的边界条件，是影响负荷计算精度、舒适性评价的合理性和能否准确捕捉室内流动与传热特征的关键性因素。根据文献[2]的计算结果，兰州地区冬季建筑外壁面(干燥面)总换热系数为8.1 W·m-2·°C-1，本文将该值设定为边界条件，采用修正的湍流k-ε模型对兰州地区以自然对流换热为主的散热器供暖情况下室内热环境进行了数值模拟，并与以暖通设计规范中规定的外壁面换热系数值23.3 W·m-2·°C-1为边界条件的模拟结果进行了对比。
1.1 物理模型及建筑条件
以图1所示兰州地区最常见的传统供暖房间为研究对象，其进深Lx=3.5 m，宽Ly=3.0 m，高Lz=2.8 m。东墙为外墙，西墙外侧为走廊，南、北墙均为内墙，该房间上、下均有住户。所选房间外墙及外窗均在东面，是房间失热的主要部位，其外壁面换热系数与外界辐
射、蒸发和风速密切相关。但兰州狭谷状地形、冬季静风干燥的气候特点以及冬季主导风向为西北风，决定了东面围护结构外壁面换热系数受蒸发的影响很微弱，风速变化所引起外壁面对流换热系数的变化更微弱，可以忽略不计。所以，本文选取文献[2]中所得兰州地区冬季建筑外壁面(干燥面)总换热系数值8.1 W·m-2·°C-1作为计算边界条件与暖通设计规范中规定的外壁面换热系数值23.3W·m-2·°C-1为边界条件时的模拟结果进行对比是可行的。
取散热器面积为2.0 m2(宽×高=2.0 m×1.0 m)、东墙导热系数为λw=0.77 W·m-1·°C-1，厚度为δw=370 mm。根据暖通设计规范，西墙外壁面对流换热系数取8.7 W·m-2·°C-1，窗户传热系数为3.5 W·m-2·°C-1。西墙外壁面附近空气温度近似认为不变，为15°C。天花板、地板、南、北墙均不考虑传热。室外温度取兰州地区采暖室外计算温度值-9.0 °C。
1.2 数学模型
计算中，房间供暖期间没有通风措施，没有门窗的关开给室内气流组织和热量等带来影响。室内空气为透明介质，不参与辐射换热。所以，室内气体流动与换热属于温差驱动下的湍流自然对流流动与传热问题。描述流动与传热的守恒型控制方程的通用形式为
外国男体
式中:Φ为通用变量，分别表示u、v、w、T、k、ε。方程中各系数列于表1。湍流动能剪力项:
湍流动能浮升力产生项
湍流粘性：ηt=cμρk2/ε
盖洛普q12其中，热膨胀系数β=1/(Tref+273.15)，参考温度Tref取房间1.2 m高度处水平面中心点温度值。
表中[5]：cu=0.09, σk=1.0, σε=1.3, cε1=1.44,
cε2=1.92, cε3=1.44。
1.3 湍流普朗特数Prt
湍流普朗特数Prt是流态的函数，其定义方式对数值模拟结果影响很大。目前常用的k-ε模型中Prt一般取为1，导致所得结果与实验值之间差异较大[6-8]。这里将分子普朗特数Pr引入到Prt的定义式中，试图通过调整近壁区湍流粘性从而影响耗散率来修正该区域的湍流水平，
使得其流动特征和传热过程更接近物理实际。大量的数值试验表明：对于流动介质为空气的封闭腔内湍流自然对流流动与传热问题的求解，可近似认为Prt和Pr线性相关，此时所得结果与文献中实验结果非常接近[9-10]，由此给出的Prt计算式为
2.1 方程离散
对控制方程(1)中扩散项采用中心差分进行离散，对流项采用乘方格式进行离散。速度与压力的耦合问题采用SIMPLE算法[11]。采用交替方向隐式算法求解代数方程组。流动为湍流，时均值为稳态，密度变化采用Boussinesq假设。
采用热不平衡率和求解变量相邻两次迭代计算结果的相对误差作为收敛判据。即：供暖房间总得热量和总失热量间相对误差小于2%以及求解变量在相邻两次迭代计算结果的相对误差小于10-6同时满足，认为计算已收敛。
2.2 网格生成及独立性验证
采用内点法生成非均分网格。考虑浮升力驱动的边界层内相关参数的高梯度变化特征，采取在靠近壁面的粘性支层内布置更多节点的办法来保证边壁条件与内部区域数值之间的协
调性，以准确获得边界层内的详细信息。计算区域的网格结构如图2所示。数值方法的网格独立性已在文献[10]中进行了验证。
2.3 边界条件
散热器表面为高温恒温面，东墙内壁面温度通过热平衡获得，其余内壁面、天花板、地板均为绝热条件，与空气接触的各内壁面均采用速度无滑移条件。
各壁面上湍流动能和湍流动能耗散率为
2.4 满足供暖要求的判定条件
计算中，若距地板1.2 m高水平面温度平均值Tn等于18°C，则认为该工况能满足供暖温度要求。室内平均温度Tn计算式为
式中：Axy为x-y平面的面积，m2；Ti为x-y平面上第i控制容积温度，°C。
2.5 满足供暖要求的判定条件
散热器表面的局部努塞尔特数Nulocal和平均努塞尔特数Nu分别定义如下：
钓鱼岛
式中：L为特征长度，对于散热器取散热器高度Hr，m；Tr为散热器表面温度，°C；n为散热器外壁面外法线方向；Ayz为y-z平面的面积，m2。
室内空气与东墙内壁面间的对流换热量Q1等于经墙体的导热量Q2，同时，又等于东墙外壁面与室外空气之间的对流换热量Q3。据此，可获得东墙内壁面温度值Tenb，以Tenb为东墙内壁面热边界条件代入控制方程，当室内计算区域迭代收敛时就可得到室内温度场。南猴王
东墙内壁面对流换热系数平均值henb为
式中：Nuenb为东墙内壁面平均努塞尔特数，根据迭代计算收敛时的温度场由式(5)、(6)获得；Lz为东墙高度，m；λ为室内空气导热系数，W·m-1·°C-1。采用式(5)求东墙内壁面局部努塞尔特数时，用Tenb替换Tr，用Lz替换L。
3.1 外壁面换热系数与散热器对流换热强度的关系
外墙外壁面换热系数hewb取不同值时散热器表面平均Nu数与散热器表面温度Tr之间的关系如图3所示。可以看出，hewb取不同值时，散热器表面平均Nu数随散热器表面温度的变化速率几乎相同。但达到相同室内平均温度18.0°C时，散热器表面平均Nu数却存在差异，即
hewb取8.1 W·m-2·°C-1时，散热器表面平均Nu数相对于hewb取23.3 W·m-2·°C-1时降低了2.48%。这是因为东墙作为室内外热交换的载体，承担着3个连续的热传递过程：内壁面与室内空气之间的对流换热Q1、通过墙体的导热Q2、外壁面与室外空气之间的对流换热Q3。若不考虑热量沿墙体内部高度方向的传递，即有Q1=Q2=Q3。而发生在墙体内、外壁面上的对流换热又是一个气固耦合传热过程，所以，hewb大，意味着外壁面与室外空气之间的对流换热Q3就大，内壁面与室内空气之间的对流换热Q1因此也增大。要使室内温度维持在18.0 °C，必须通过提高散热器表面换热能力来实现。根据散热器与室内空气之间的热传递过程，室内热负荷也就增大了。
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