引言工业建筑通常采用自然通风的方式消除余热。但是在工业建筑内热源温度较高的情况下，建筑内空气温度存在超过50 ℃的情况，对室内人员的健康和热舒适十分不利[1]，同时可能存在能耗问题[2]。因此，为工业建筑设计合适的通风方式十分重要。Zeng[3]等提出一种用于橡胶加工厂的新型循环系统，净化和除尘后，实现废气在室内的再循环，再循环空气系统和排气罩的组合可以有效地提高排气罩的效率，减少50%以上的排气量。Chen[4]等在传统排气系统中应用分层通风原理，并提出一种供排气通风系统。结果表明，在送风机和排风机的共同作用下，通风效率提高20%~40%，能耗降低约70%。传统的工业排风基本都是经过局部排风罩等排向大气，章基法[5]等和张雅静[6]提出，将排风经过除尘净化后循环进入室内，以达到舒适和节能的目的。在循环风与热源耦合作用下，混合对流条件不同时，不同的气流分布情况对建筑壁面边界层的影响不同，从而影响围护结构的换热速率。因此，文中在分层通风和循环风的基础上，提出顶部循环风和水平新风射流的通风方式，利用数值模拟的方法分析不同混合对流条件下工业建筑内表面的换热情况，拟合换热系数与不同因素之间的关系式，从而预测工业建筑在循环风作用下内表面的换热强度。1理论方法1.1研究对象文中主要研究循环风作用下高温热源建筑内表面换热的情况，排风经过除尘净化系统，循环进入室内。由于在整个工业建筑长度方向上气流和传热的影响较小[7]，为了减少计算量，将高温工业建筑简化为二维方腔模型，工业循环风系统结构与物理模型如图1所示。腔体长度为L，高度为H。位于底部的面热源宽度为0.32L，高度为0.1H，温度为Th。其余壁面均为恒定低温壁面，温度为Tc。流体从宽度为wf =0.1H的新风入口和宽度为wr=0.1L的循环风入口以速度ω进入，从侧面上方尺寸大小相同的出口由于压差自然流出。进、出口与底部的距离为l。图1工业循环风系统结构与物理模型10.3969/j.issn.1004-7948.2023.10.001.F1a1（a）工业循环风系统结构10.3969/j.issn.1004-7948.2023.10.001.F1a2（b）计算物理模型1.2控制方程及边界条件循环风作用下的混合流场的气流特性如下：室内气流风速较低，为低雷诺数的湍流运动；涡流较小，无较强的旋流作用。假设流体连续且不可压缩，气流为瞬态和湍流。假设流体的物理性质恒定。高温辐射时流体的温差较大，因此流体密度不可采用Boussinesq近似，而是采用理想气体，否则会产生较大的误差[8]。主要的控制方程如下：∂∂xi(ui*)=0 (1)∂∂tui*+∂∂xiui*uj*=-1ρ∂P*∂xj+∂∂xjυ∂ui*∂xi-ui'uj'+giβT0-T* (2)∂∂tT*+∂∂xjT*uj*=∂∂xja∂T*∂xj-uj'T' (3)式中：t ——时间，s；xi、xj——位移，m；ui*、uj*——平均速度，m/s；ui'、uj'——雷诺剪应力；ρ——密度，kg/m3；P*——流体压力，Pa；T*——流体温度，K；υ——运动黏度，m2/s；β——热膨胀系数；a——热扩散率，a=λ/(ρc)；uj'T'——湍流导热量；T0——流体初始温度，取293 K。进口边界条件设置：存在新风送风和循环送风，均设置为速度进口。而速度入口的湍流度设置方法为水力直径和湍流强度。出口边界条件设置：排风出口设置为压力出口边界。壁面边界条件设置：壁面设置为无滑移边界。由于模拟假定室外温度不变，所以设置顶部和侧壁面为定壁温边界。假定地面的传热不影响室内换热，设置为绝热壁面条件。热源边界设置：研究热源辐射对换热的影响，同时考虑对流换热的情况。设置热源表面的边界为混合边界条件，包括辐射换热和对流换热，对流换热系数为8.76 W/(m2·K)。2结果与讨论2.1气流特性分析新风风速和循环风速为0.3 m/s时不同热源辐射温度下的气流速度云图如图2所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2023.10.001.F002图2新风风速和循环风速为0.3 m/s时不同热源辐射温度下的气流速度云图由图2可知，热源温度为310 K时，水平射流（新风）能够覆盖热源，抑制热羽流的上升，同时顶送风气流（循环风）能够控制热涡流向人员区域扩散，发射率的改变对流场速度的分布影响不大。因为在热源辐射温度较低时，辐射作用不强。热源温度为600 K时，高温热羽流上升，水平射流向上偏转，同时，整个涡流结构到达人员区域。因为在辐射温度较高时，辐射作用对浮力的影响较大，使得水平射流送风惯性力不足以抵制热羽流的浮力作用。同时，室内空气与顶送风气流的密度差变大，增大了压力差，使顶送风气流向上偏转。随着热源辐射温度的增大，热源的热羽流浮力驱动的自然对流比重增大，室内空气与顶送风气流的密度差也增大，使浮力作用增大。热源辐射温度为800 K时不同送风速度下的气流速度云图如图3所示。图3热源辐射温度为800 K时不同送风速度下的气流速度云图10.3969/j.issn.1004-7948.2023.10.001.F3a110.3969/j.issn.1004-7948.2023.10.001.F3a210.3969/j.issn.1004-7948.2023.10.001.F3a3由图3(a)可知，在热源辐射温度和送风温度一定、循环风速为0.1 m/s条件下，新风风速为0.1 m/s时，水平射流和顶送风气流均向上弯曲偏转，热羽流向上扩散，自然对流相比于送风强迫对流处于主导地位，整个室内气流形成一个大的涡流结构。随着新风风速的增大，送风惯性力作用增大，在新风风速为0.5 m/s时，气流运动方向保持水平，能够抑制热羽流的上升，使其直接排向出口。同时，室内气流与循环风气流的密度差异减小，浮力作用减小，使热气流不能到达人员区域。由图3(b)和图3(c)可知，循环风速为0.3 m/s和0.5 m/s条件下，循环风速增大，水平射流在更小风速时就能实现有效送风。因为随着循环风速的增大，一方面增大了循环风气流的惯性作用，同时能够减小室内气流与新风流的温度差异，减小密度差和压力差，从而减小对循环风气流的浮力效应，控制涡流结构不到达人员区域。因此，增大新风和循环风速均有利于送风。2.2建筑内表面换热特性分析循环风速为0.3 m/s，新风比为0.5时，绘制不同热源强度下建筑内表面的辐射热流量曲线和对流热流量曲线。热源强度对内表面热流量的影响如图4所示。图4热源强度对内表面热流量的影响10.3969/j.issn.1004-7948.2023.10.001.F4a1（a）辐射热流量10.3969/j.issn.1004-7948.2023.10.001.F4a2（b）对流热流量由图4可知，随着热源强度的增大，天花板的辐射热流量大幅增大，因为辐射能量与温度为4次方关系。随着热源强度的升高，辐射能量会大幅增大。热源强度较低时（Th=310 K或Th=400 K），改变热源强度对建筑表面对流热流量的影响不大。这是由于在新风速度为0.3 m/s，新风比为0.5时，较低的温度变化对于整个混合对流的流场影响不大，内表面附近的气流速度和温度变化不明显。随着热源强度继续增大（Th为600 K、800 K或1 000 K），建筑内表面的对流热流量明显增大。这是由于热源温度的继续增大，使得整个混合流场以浮力为主，形成巨大的涡流结构，增大了内表面附近的气流速度和温差。且天花板的热流量明显大于侧壁面的热流量。热源温度为800 K，发射率为1时，循环风速和新风风速对内表面热流量的影响如图5所示。图5循环风速和新风风速对内表面热流量的影响10.3969/j.issn.1004-7948.2023.10.001.F5a1（a）天花板辐射热流量10.3969/j.issn.1004-7948.2023.10.001.F5a2（b）天花板对流热流量10.3969/j.issn.1004-7948.2023.10.001.F5a3（c）侧壁面辐射热流量10.3969/j.issn.1004-7948.2023.10.001.F5a4（d）侧壁面对流热流量由图5可知，新风和循环风速对天花板表面的热辐射热流量几乎无影响。这是由于热源与天花板之间的角系数不变，同时热源温度和天花板表面的温度不变，因此送风速度的变化对天花板的辐射热流量无影响。顶部循环风的速度为0.1 m/s时，随着新风风速的增大，天花板的对流热流量逐渐减小。这是由于在循环风速度相同时，随着新风速度的增大，整个混合对流的流场由浮力主导转变为惯性力主导，气流结构也由中间大型涡流结构变为水平分层。这使天花板表面的气流运动速度减小，边界层变厚，换热效率降低。随着循环风速的增大，新风风速变化对天花板对流热流量的影响减弱。侧壁面的辐射热流量和对流热流量变化与天花板表现出类似的趋势，风速对辐射热流量的影响不大。随着新风风速的改变，侧壁面对流热流量的变化速度和范围比天花板大。2.3内表面换热系数拟合由上述分析可知，壁面内表面的换热系数与热源温度和壁面温度差异、新风风速以及新风比有关。因此，对各壁面内表面的总换热系数h与热源温度和壁面温度差异ΔT、新风风速V0以及新风比γf的关系进行拟合，得出工业建筑在顶循环风和水平新风以及高温热源作用下的围护结构内表面的换热关联式。整个建筑通风间在长度L方向上气流和传热受到的影响较小，东、西墙的换热系数与之前的大多数研究相似。因此，文中讨论天花板、南墙（左侧壁面）的平均总换热系数，给出不同壁面的模拟结果与拟合关系式。天花板的平均总换热系数hceiling与热源温度和壁面温度差异ΔT、新风风速V0以及新风比γf的拟合关联式为：hceiling=25.13eΔT234.09+16.37e-V0/0.1+13.71γf-34.53 (4)天花板平均换热系数的拟合与模拟结果对比如图6所示。关联式与模拟结果十分吻合。图6天花板平均换热系数的拟合与模拟结果对比10.3969/j.issn.1004-7948.2023.10.001.F6a1（a）与温差拟合10.3969/j.issn.1004-7948.2023.10.001.F6a2（b）与新风风速拟合10.3969/j.issn.1004-7948.2023.10.001.F6a3（c）与新风比拟合左侧壁面的平均总换热系数hleft与热源温度和壁面温度差异ΔT、新风风速V0以及新风比γf的拟合关联式为：hleft=9.42eΔT238.29+16.37e-V0/0.13+15.76γf-21.99 (5)侧壁面平均换热系数的拟合与模拟结果对比如图7所示。平均换热系数与热源温度和壁面温度差异ΔT、新风风速V0的模拟结果较吻合，但是新风比不同时，拟合结果稍差。但基本的变化趋势保持一致，总的对流换热系数最大相差1 W/(m2·K)。图7侧壁平均换热系数的拟合与模拟结果对比10.3969/j.issn.1004-7948.2023.10.001.F7a1（a）与温差拟合10.3969/j.issn.1004-7948.2023.10.001.F7a2（b）与新风风速拟合10.3969/j.issn.1004-7948.2023.10.001.F7a3（c）与新风比拟合3结语文中模拟不同的热源温度和壁面温度差异、新风风速以及新风比的内表面换热过程，分析上述因素对内表面换热系数和能量效率的影响，得到不同壁面的换热系数拟合公式。主要结论如下：天花板的换热量占比最大，左、右侧壁面的换热量基本相等。随着热源温度和壁面温度差异的增大，天花板的换热量在房间的总换热占比中减小，其余的壁面换热量稍微增大。热源温度和壁面温度差异的增大会增大各个内表面的平均换热系数，房间总的换热系数也会增大。同时，随着新风风速和循环风速的增大，各表面的平均换热系数会减小，房间换热系数也会减小。其中，在热源温度和壁面温度差异较大时，内表面换热量由热源温度决定。表面和房间整体的换热系数与热源温度和壁面温度差异、新风风速以及新风比的拟合关联式和模拟结果之间十分吻合，可以用于顶部循环风和水平新风及高温热源耦合作用下的工业建筑内表面的换热强度分析预测。