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外界湿热和温室调控设备对温室降温效果的影响

时间:2014-11-15 来源:未知 作者:学术堂 本文字数:4643字
论文摘要

  0 引言

  在温室作物生产管理系统中,环境控制的最佳策略已经成为非常关键的主题[1],实行优化控制策略的前提是要充分了解室外气候条件和室内调控设施对温室小气候环境的影响.我国南方地区夏季温度普遍较高,尤其南京地区 6 ~ 7 月份,其较高的温湿度和较低的光照,严重影响现代化温室的生产,模拟、分析这段时间的温室小气候特征和各种降温措施的降温效果,可以为制定最优的温室环境控制策略提供有力的依据[2].国内外有关温室环境因子的调控文献很多,各国学者[3 -6]对温室的各种降温措施如自然通风、遮阳、风机结合湿垫、喷雾降温等进行了对比实验研究,分析了各种降温措施对温室夏季降温的效果.目前,大多数的研究结论都是建立在大量的试验数据之上,在一个新的控制系统中建立相应的模型必须经过一段时间测试运行获得数据后才能用于实际的生产,从而严重的阻碍了温室控制系统的智能化进程.

  温室 CFD 模拟模型作为室外环境与温室内环境、控制设备之间的定量描述,无论在温室设计和环境控制中都起到了重要作用.温室环境 CFD 模拟模型的最大优点是可通过模型的输入输出,全面认识与了解温室的结构特征、外界的气象条件以及作物生长等参数对温室内部小气候环境的影响[7],且数值模拟不受试验条件限制,可以快速得到任意组合下所需要的信息.国内外学者[8 -10]应用 CFD 技术建立了自然通风、机械通风、湿帘 - 风机系统等降温措施作用下的温室环境 CFD 模型,其研究结果重点是建立 CFD 模型并说明其有效,或者用于温室结构设计和优化.作为蒸发降温措施之一的内喷雾系统 CFD 模拟研究却较少.

  现有的研究[11 -12]以离散相模型来分析由喷雾液滴和温室内空气的质热交换过程,采用离散相模型虽然能有效地模拟液滴在下降过程中的蒸发和扩散,但计算代价大且参数设置复杂,一些参数如喷嘴模型、液滴表面积、液滴表面张力等都难以确定.通过分析喷雾系统和温室内空气的能量和质量平衡方程,把喷雾系统和室内空气的显热和潜热交换以源项的形式加入到 CFD 的控制方程中,有效地减少了 CFD 模型的复杂度和计算量.

  本研究以 2011 年 6 月 23 日南京地区梅雨季节气候条件为背景,通过 CFD 方法模拟天窗、外遮阳和喷雾作用下的温室内温度变化规律,对外界湿热和温室调控设备对温室降温效果的影响进行了量化分析,旨在为对 Venlo 型玻璃温室夏季降温调控策略的制定提供科学依据.

  1 材料与方法

  1. 1 试验基本情况

  本文的试验温室位于南京农业大学工学院,为双脊 Venlo 型铝合金玻璃温室,屋脊东西走向;宽度 2 跨共 8m,4 间总长度 16m,肩高 4. 2m,顶高 5. 2m,覆盖物为 4mm 浮法玻璃,透光率大于 88% ;屋顶通风为交错天窗,6 个南天窗联动,6 个北天窗联动,开度 21°,屋顶通风面积 23. 5m²,无侧窗;西侧门尺寸为宽(2m)× 高(2. 4m);外遮阳采用黑色折叠式长寿外遮阳网,遮荫率大于 70% ,安装在距温室顶部 0. 5m 的水平面上;温室内部使用固定喷雾系统,喷头采用十字喷头,安装高度距离地面 2m,温室南北方向共布置 5 行,每行 10 个喷头,每个喷头的间距为 1. 55m,行距 1. 6m,每个喷头的喷雾量为 0. 008 3kg/s;试验期间温室内黄瓜处于结果期,平均高度 1. 6m,灌溉方式为滴灌.具体物理结构如图 1 所示.

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  1. 2 试验方法

  室外气候条件采用安装于温室东南方向高 2m 的室外气象站采集,每 5min 采集一次,采集参数有室外气温、相对湿度、太阳辐射、风速风向.室内温湿度采集采用南京农业大学工学院自主研发的设备( 基于ZigBee 的无线传感器网络温室监控系统) 布点采集,沿温室中心横向截面和纵向截面 1. 5m 高度共设置温湿度传感器 9 个,温室测点布置具体见文献[12].温室覆盖材料和室内外地面温度采用 Ti - 55 红外热成像仪 (热灵敏度≤ 0. 05 °C NETD,分辨率为 320 ×240)测定;作物叶面积采用卡尺对叶片的长度和宽度进行测量,每行选择 10 株进行测量,并通过回归方法得出作物的叶片面积.试验前关闭温室通风口(西侧门和天窗),待室内温度达到稳定后依次打开西侧门和天窗、张开遮阳网、开启喷雾系统.考虑到试验Venlo 温室自然通风降温过程中,只有天窗通风,没有侧窗通风口,通风比仅 8. 25% ,室内的空气流动很缓慢,通风性能极差.因此,在自然通风降温过程中,西侧大门始终保持全开的状态,以增大通风量,提高温室自然通风降温性能.

  2 CFD 建模

  2. 1 CFD 计算模型

  温室内流体被视为水蒸汽和干空气的混合,数值计算时认为温室内空气为不可压缩牛顿流体,流体在流动过程中遵循基于雷诺时均的质量、动量和能量守恒方程.用组分输运模型描述室内湿空气随气流流动与室外环境不断进行对流和扩散的过程[13],通常温室内空气流动过程中产生的瑞利数 Ra一般大于 107,具有较高的湍流特性,采用 RNG k - ε 湍流模型[14].

  由温差引起的浮力项通过 Boussinesq 假设加入到动量守恒方程的源项[15].温室自然通风过程中,太阳辐射是温室能量的主要来源,基于离散坐标的 DO 辐射模型对于任何的光学深度都适用,在 CFD 辐射模型中只有 DO 模型允许出现镜面反射以及在半透明介质内的辐射,因而特别适合玻璃温室辐射换热过程的求解.为了简化模拟,认为吸收系数、散射系数和折射系数为常数,辐射模型采用 3 ×3 的像点设置.

  2. 2 作物多孔介质模型

  作物对环境的影响采用多孔介质模型来模拟.假定黄瓜作物为均匀、各向同性多孔介质,其体积孔隙率和表面孔隙率一致,工作介质及多孔介质固体骨架的物性参数为常数,多孔介质内部辐射可忽略[16].在动量方程中附加动量源项描述作物对室内空气流动的拖动作用、源项由两部分组成,一部分是粘性损失项(Darcy),另一个是内部损失项.则有

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  其中,Si为源项;μ为空气的动力粘度[kg /(s·m)]; v 为气流速度( m / s);α为渗透性(m2);C2为内部阻力因子.

  2. 3 计算域与边界条件

  以高度 2m 为分界面,把温室空间划分为两个计算域,2m 以下的温室空间为喷雾作用空间,为了准确地模拟自然通风过程,室外计算域选择为室内计算域的 10 倍.对于六面体结构的温室室外空间,将迎风面设置为速度进口边界,与之相对的面设置为压力出口边界;室外顶面设置为对称边界,2 个侧面设置为周期性边界.在温室区域内,温室围护结构为半透明玻璃壁面,室内外地面为无滑移壁面;温室内的天窗和大门都设置为内部界面边界条件;外遮阳在模拟中按照遮阳网的遮荫率折减进入温室内部的太阳辐射.

  2. 4 喷雾系统质热交换模型

  雾滴在下降过程中吸收空气中的热量蒸发,而起到降低环境温度的作用,同时增加了环境的湿度.喷雾系统和室内空气的能量交换和质量交换分别为

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  其中,mw为喷雾系统的水流量(kg/s); β 为喷雾系统的蒸发效率;λ 为水蒸发潜热( J / kg);AS为温室地面面积(m²);mvp为喷雾系统单位时间和单位面积的喷水量(kg/m²s);σ为室内饱和差影响蒸发的特征系数(1/kPa);ψ为水汽压与含湿量之间的转换系数[(kPa·kg) / kg]; ωsa为室内饱和水蒸汽含湿量,在标准大气压下与室内温度有关,可查表得到(kg/kg);ωa为温室内空气的实际含湿量(kg/kg).

  喷雾量的大小对温室内环境影响尤为重要:喷雾量太大,超过了温室的蒸发能力,雾滴不能达到完全蒸发,使室内地面积水,高湿度的环境易诱发病害,导致作物减产[18];喷雾量过小,不能有效地降低室内空气温度.通过反复试验,单次喷雾时间为1. 5min 喷雾蒸发率最大,室内不产生积水.为了简化模拟,模拟过程中假设雾滴直径足够小( < 20μm),在较高的室内温度下液滴在下降到地面之前已完全蒸发,即β =1.通过式(2) 计算所得的喷雾系统和室内空气的显热交换以常数的形式加入到温室内喷雾作用区域空气的能量源项中,按式(3)计算喷雾系统的蒸发速率转换为 h20的质量浓度组分源项的形式参与计算.

  2. 5 初始化和计算方法

  采用稳态方法求解控制方程,数值计算采用二阶迎风格式的有限容积法,压力与速度耦合的动量方程采用 SIMPLE 算法.表 1 为模拟初始值设置.
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  3 结果与分析

  3. 1 喷雾 CFD 模型验证

  试验温室自然通风 CFD 模型已在在文献[19]中得到验证,本文重点对所建喷雾模型进行验证,图 2为喷雾系统作用下室内温度模拟值和实测值的比较.

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  其各测点模拟值和实测值均方根误差 RMSB 为0. 514 4℃,最大绝对误差为 0. 75℃,平均相对误差为1. 3%,模拟值和实测值吻合良好,说明所建立的模型有效,边界条件设置正确.

  3. 2 不同调控措施下温室内温度场分布特性

  图 3 分别为各种调控措施下温室内 z = 2,z = 8,z= 14 截面上温度场分布特性,如图 3 ( a) 所示.打开天窗并同时打开西侧门,室内空气通过西侧门和天窗与室外空气进行质热交换,吸收太阳辐射能量较多的温室顶部和南侧覆盖层出现了较高的温度,自然通风下室内平均温度 40. 3℃,室内外温差 3. 9℃.在自然通风的基础上张开外遮阳网后的温室内温度场分布特性如图 3(b)所示.遮阳网遮荫率为 77% ,由于外遮阳网遮盖了部分太阳辐射,因而温室覆盖层温度有了明显下降,遮阳网下温室上部温度分布较均匀,室内平均温度下降至37. 8℃,室内外温差缩小为1. 4℃.

  在此基础上开启喷雾系统 1. 5min 后,如图 3(c)所示.

  开启喷雾降温系统后室内平均温度为 37. 2,室内外温差 0. 8℃,整个温室空间温度分布较均匀;由于室内地面有较大的热惰性,且模拟过程中假设喷雾过程中液滴完全蒸发且地面无积水,因而室内地面出现了较高的温度.

  3. 3 不同调控方式降温效果分析

  试验测得全封闭状态下室内 9 个测点平均温度为43. 6℃,室内外温差 7. 2℃.引入不同降温措施的降温贡献率为

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  其中,ΔTi和 ΔTi - 2为第 i 级和 i -1 级降温措施下的温室内外温差;ΔTn为 n 级降温措施下的内外温差;ΔT0为 0 级降温措施下的内外温差,此处指自然通风.

  表 2 为不同降温措施对温室综合降温效果的贡献率.

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  4 结论与讨论

  1)把内喷雾系统和温室内空气的质热交换以源项的形式加入到控制方程中,通过实测值和模拟值比较可知,均方根误差 RMSB 为 0. 514 4℃,最大绝对误差为0. 75℃,平均相对误差为1. 3% ,说明所建模型有效.

  2) 模拟结果表明,3 种组合降温措施中外遮阳 +自然通风的降温贡献率最高为 80. 6% ,能耗最大的喷雾系统的降温贡献率为 34. 8% .这是因为喷雾降温的效果受环境湿度影响,较高的环境湿度使喷雾降温的效果变差,这种靠蒸发降温的措施更适用于环境温度较高,相对湿度较低、日照强度较大,更有利于发挥喷雾系统工作效率的时间进行.3 种降温措施下,室内温度均高于室外温度且超过 35℃,远远超出了作物可承受的温度范围,因而南方地区夏季高温高湿气候下仅靠这 3 种降温措施达不到温室降温需求,应考虑采取更有效的降温方法.

  3) 通过改变和重组 CFD 模拟模型的边界条件和初始条件,可快速获得各种调控组合下的温室内小气候的动态变化,为温室优化控制策略的制定提供了理论依据.后续的研究希望能将 CFD 模拟产生详尽的温室内小气候环境的输入输出数据用于温室环境控制中,实现 CFD 模拟模型和温室控制系统的有机结合.

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