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风机盘管加独立新风空调系统是一种典型的半集中式空调系统，其具有布置灵活、占用空间少、可独立调节等优点，在酒店、办公楼、医院等场合中被广泛应用. 根据空调设计负荷合理地进行风机盘管及新风机组选型是保证空调房间热舒适性的关键[1-2]. 工程应用中，通常采用将新风处理到室内空气焓值、风机盘管承担室内负荷的设计方式[3]，但在实际使用过程中，由于存在风机盘管选型不当以及风机盘管长期使用结垢等原因，导致风机盘管出力偏小的情况. 与此同时，由于新风系统未进行充分的调适，易出现系统所服务房间新风不均[4]，相关学者采用数值计算等方法对半集中式空调系统所服务房间的室内热环境进行了较为深入地研究[5-6]，而通过新风调适来改善室内热舒适性的研究尚需进一步深入.
本文以重庆某酒店顶层东向房间为研究对象，实测发现在夏季运行工况下，其室内相关参数偏离了设计工况，研究拟采用空气温度、空气流速和PMV为评价指标，通过增加房间的新风量、降低新风机组出口空气焓值等调适方法改善室内热舒适性，以期达到设计状态，为半集中式空调系统的工程运行调适提供指导.
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本文研究对象为采用风机盘管加独立新风空调系统的重庆某酒店顶层东北角标准客房，其夏季室内空调设计温度25 ℃，相对湿度55%，设计新风量100 m3/h，该房间夏季设计总冷负荷为3.62 kW，其中新风冷负荷为0.91 kW. 设计选用了1台三排管风机盘管承担室内冷负荷，其设计风量为340 m3/h、冷量为2.58 kW，所选新风机组风量为3 000 m3/h，冷量为42.3 kW，担负了包括所研究房间在内的顶层客房的新风供给.
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该客房实际尺寸为4.2 m×6.1 m×2.6 m，东、北面墙为外墙，西、南面墙为内墙，北外窗尺寸为1.9 m×2.6 m. 几何模型忽略除床以外物体，卫生间门保持常闭状态，如图 1所示. 为简化计算，假设室内气流为常温、低速的不可压缩牛顿流体的稳态湍流，符合Bossinesq假设[7-9]. 采用标准k-ε湍流双方程模型，包括湍流动能方程、湍流能量耗散率输运方程. 其网格划分采用非结构四面体网格，对进风口、送风口温度、速度变化较大处的网格进行了加密处理，综合考虑迭代次数、计算资源及计算精密度，将该模型划分为约75万个非结构网格单元，13万个网格节点，采用一阶迎风格式的有限体积法进行离散，离散后代数方程采用压力耦合方程组的半隐式迭代算法(SIMPLE算法)进行计算收敛，流动方程和能量方程的收敛标准分别控制在10-3和10-6数量级.
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各壁面及送风口温度采用室内实测温度计算平均值，假定室内人员负荷、照明负荷、设备负荷均匀分布，经计算其和为515 W，故添加室内体热源为10 W/m3，各边界类型及边界参数见表 1.
1.1. 设计概况
1.2. 几何模型及数值算法
1.3. 边界条件
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本研究对东北角客房的空气温湿度、空气流速及围护结构的壁面温度进行了测试. 采用TES-1360A温湿度两用仪测量送风口温度、湿度及室内测点温度，并通过SIN-R960多接口无纸记录仪记录房间温度数据. 同时通过ZRQF-F30HJ型热球式风速计和手持红外测温仪分别测量并记录送风口、室内测点风速和壁面温度. 室内温度场、速度场实测选择y=1 m和y=1.5 m两个典型横截面的18个测点，测点分布如图 2所示. 各壁面、外窗及送风口均布置9个测点，每个测点记录3次数据，保证数据准确性.
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现场检测发现，该房间新风管道的阀门开度极小，导致房间未有新风补入，故采用无新风状态边界条件数值模拟结果与实测结果进行对比. 图 3、图 4为各测点温度、风速实测值与模拟值的对比图，由图 3可知，各测点温度实测值与模拟值平均相对误差为1.59%，最大绝对误差为1.23 ℃，两者温度分布基本吻合. 由图 4可知，各测点风速实测值与模拟值平均相对误差为19.3%，最大绝对误差为0.05 m/s，相对误差较大原因为模拟计算中将风量均匀分布于送风口各测点，而实际运行中送风口各测点风速分布不均，风口中央测点风速较大，气流较为集中，且实测时室内气流受到了人员活动的影响，风速相对误差处于可接受范围内，模拟值基本符合实际风速分布情况，上述分析验证了采用的数值模型及计算方法是可靠的.
为更全面地评价室内热舒适性，以下引入ISO7730标准中预测平均投票数PMV指标，该指标综合考虑了人体活动程度、衣着情况、空气温度、平均辐射温度、空气流动速度和空气湿度6种因素，ISO7730中PMV指标推荐值范围为-0.5~0.5[10-11].
图 5-图 7为房间无新风补入、高度为1 m处的温度场、速度场、PMV指标模拟结果. 由图可知室内平均温度为27.48 ℃，最高温度为29.01 ℃，室内温度大于26.5 ℃的区域面积占比为83.94%；室内平均风速为0.08 m/s，最高风速为0.36 m/s，人体无冷吹风感；PMV指标最高值为1.38，-0.5＜PMV＜0.5的面积占比仅为24.21%，故室内热舒适度情况较差.
2.1. 实测内容
2.2. 实测值与模拟结果对比
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根据温度场和PMV分布情况可知，所测房间室内空气参数未达到设计状态，其主要原因为风机盘管选型偏小及盘管结垢等原因导致盘管冷量不足，已经不能完全承担室内负荷. 除此之外，由于房间未有新风补入，不能满足人员的卫生需求并使室内换气次数下降，进一步降低了室内的热舒适性. 为达到设计预期，并节约更换风机盘管等设备的改造费用，本文优先通过降低新风机组出口焓值、增加房间新风量等调适方法来改善室内热舒适状况.
新风机组出口的新风焓值按照新风承担部分室内显热负荷来确定，通过增大新风机组冷水阀的开度来降低处理后的新风焓值，根据风机盘管冷量不足的情况(测试日新风需承担的室内显冷负荷为0.21kW)和7~9 ℃的冷水供水温度，拟定新风机组的出口新风焓值为47.6 kJ/kg，对应新风温度为17.5 ℃，相对湿度为90%. 结合《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》(GB50736-2012)中给出的30 m3/(h·人)的客房最小新风量需求，本文拟增设电动对开多叶调节阀调节客房新风补入并选取设计新风量的60%，80%，100%等3个工况进行分析(客房人数按2人计)，各工况下混合风机盘管送风后的送风状态点如表 2所示.
图 8、图 9为各测点在不同新风量工况下的PMV模拟值，由图可知，同一测点PMV值随新风量增加近似呈线性变化. 根据ISO7730标准中PMV指标推荐值，由图中PMV变化曲线得出各测点PMV=0.5时所需新风量，结果如表 3所示，对小于60 m3/h最低新风量需求的测点按照60 m3/h取值，大于100 m3/h设计新风量的测点按照100 m3/h取值，可得所有测点的新风量均值即目标新风量为72 m3/h，此新风量下1 m高度处温度场、速度场、PMV模拟结果如图 10-图 12所示. 由图分析可知，该高度截面空气平均温度为26.57 ℃，较无新风状态降低0.91 ℃，降温效果明显；该高度截面空气速度分布较无新风状态的变化较小，其平均风速为0.096 m/s，最高风速为0.44 m/s；此高度截面相应的平均PMV值为0.267，-0.5＜PMV＜0.5的面积占比为70.68%，较无新风状态提升46.47%，此焓值新风的补入可明显改善室内温度分布及PMV值分布.
当前针对新型冠状病毒引发的疫情，客房新风调适尤为重要，建议空调系统运行时加大新风量，同时将新风机组的冷水阀全开，尽可能降低新风机组的出风温度，让新风尽可能多地承担室内冷负荷并尽量减少室内风机盘管的开启时间.
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1) 本文依据实测工况模拟了研究的温度场和速度场. 与实测数据相比，室内温度和风速模拟结果的平均相对误差分别为1.59%和19.3%，验证了数值模型的可靠性.
2) 通过增大新风机组冷水阀的开度降低新风机组出口空气焓值，并选取设计新风量的60%，80%，100%等3个工况进行分析，得出了各测点满足PMV=0.5时对应的目标新风量为72 m3/h.
3) 模拟结果表明，新风调适后室内平均温度降低了0.91 ℃，在高度1 m处的PMV分布图中，满足-0.5＜PMV＜0.5的面积增加了46.47%，明显提高了室内热舒适程度.
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