下吹风是指通风口位于下风方向。比如该通风口是东西方向，该地盛行风是西风，那么下风口就是该通风口的东端。

下吹风在地理上常常用在有大气污染企业的工业布局中：一是布局在主导风的下风向（下风口）；二是布局在季风的垂直方向；三是布局在最小风频的上风向。

通常所说的让空调向下出风，就是把出风口导风条调整到让风向斜前下方出风的角度上。不过汽车空调夏天制冷降温，正确的方式是让空调出风向斜前上方出风，而不是斜前下方。只有冬天供暖模式时才会调整到斜前下方出风的角度。

为了使食品能得到较长时间的保鲜和贮藏，对食品进行冷冻加工是较有效的方法之一。食品的冷冻加工就是在较短的时间内，把食品内部的水份逐渐冻结成冰，而且食品水分冻结成冰所经历的时间越短，则食品在冻结、冷藏、解冻后，其鲜度就越能保证。

食品的冻结需要消耗很大的冷量，产生这些冷量需消耗大量的电能，因此电能的消耗是食品冷冻加工企业的主要消耗，约占总成本的23%。对一个从事食品冷冻加工的企业来说，能否以最小的电能消耗，生产出质优、物美、价廉的冻结食品，是企业能否生存的必要条件，也是企业能否具有良好经济效益和市场竟争力的关键。

冻结测试

当冻结食品的散热量、散热面积一定时，冻结时间与食品表面的空气流速、食品与周围介质之间的温差等因素有关，其中空气流速的影响最大。空气流速增大，食品表面的放热系数随之增大;空气流速增大，空气介质温度易均匀，传热温差较大，而传热温差和放热系数的大小，决定着食品散热速度的快慢。故而选择了温度和风速作测试参数，采用翼式风速仪和二级水银温度计作为测试仪器，在冻结间左、中、右三个横向截面，分别在前排吊笼、后排吊笼、冷风机回风口选点(见图1、图2)，对冻结间生产过程中的风速和温度进行测试。为找到普遍性，选择两间冻结间为测试对象，测试数值见表1。

从测试数据结果可知，冻结间内后排吊笼的平均风速为1.23m/s，前排吊笼的平均风速为5.83m/s，通过冻结区的温度差为4.15℃，冷风机进出口温差为2.65℃。测试结果表结果表明，冻结间各处的风速偏离最佳风速区，前排吊笼处太大，后排吊笼处太小。而风速以2—3m/s为最佳，风速太小，达不到一定的放热系数值，散热效果不好，冻结时间延长，风速超过5m/s，放热系数变化趋于平缓，而干耗和能耗有较大增加，经济性下降。冻结间内气流组织很不均匀，轴流风机出口到前排吊笼间气流紊乱，吊笼顶端和底部的间隙太大，其间平均风速达3.79m/s和3.18m/s，为流经吊笼平均风速的2倍左右，造成冻结速度的不均匀，前排吊笼冻品中心温度7小时可达-12℃，后排吊笼最慢风速区的冻品中心温度却需要14小时才勉强达到-12℃。

同类冷库调查、测试及冻结间剖析

带着测试结果和存在问题，走访了冻结装置和结构大小，该单位冻结间每冻次冻结时间为7小时。究其原因，对该厂的冻结间进行了相同的测试。测试数据见表2。从测试数据分析可知，吊笼前排平均风速4.0m/s，吊笼后排平均风速为2.48m/s，通过冻结区的温度差值为3.3℃，室内气流组织、温度梯度分布明显比冻结间合理。

从两厂冻结间测试结果看，我厂冻结间存在以下缺陷：

（1）结构上的差别产生的影响。两厂冻结间的结构尺寸见表3。从表3中可以看到，我厂冻结间风机至前排吊笼的距离偏小，后排吊笼与墙壁的距离偏大，使轴流风机出口射流不能得到扩散均匀，后排吊笼后的空间又使气流扩散损失流速。上海厂冻结间风机出口间距比我厂冻结间的大250毫米，使通过前后排吊笼的风速比较均匀。

冻结间轴流风机出口未装上导风板，使出风口气流紊乱，形成涡流。吊笼到顶棚的距离过大，造成送风短路，其间风速为3.79m/s，仅这部分的风量损失达总风量的15.9%。

（2）工艺上不足造成的影响。冻结间风机的风量和风压配备不适当，风机风量较大而风压较低，不足以克服空气流动阻力，使通过后排吊笼的风速低于最佳风速，造成后排吊笼水产品的冻结时间太长。

冻结间蒸发器的制冷量为每吨货物配16.6kw，而系统和制冷压缩机制冷量只配每吨货物9.3—10.5kw，氨液流量偏小，两者不相配，没有充分利用蒸发器的制冷能力，延长了冻结时间。还有，冻结间外接低温，冻结间门框没装电加热装置，库门因结冰无发关闭，形成风量流失。

方案改造

经过调查、比较、分析、总结，找到问题的症结，但是对系统管道和冻结间结构进行大手术改造比较困难，因此确定了采取几乎不破坏冻结间原有结构的弥补性改造方案。

为改善气流组织，在每只轴流风机的出口按三等分装上两块尺寸为70x20x1.5(毫米)的镀锌钢板导风板，导风板角度与风机平面呈70角，开始采用铰接，在实际使用中，由于风机与前排吊笼距离小，工人们操作不方便，常常将导风板压倒在风机上，反而影响出风，后改为把风板焊死在风机上。

为克服短路造成风量损失，在顶棚上安装100毫米宽的橡皮挡风板，缩小了顶棚与吊笼之间的间隙，将短路造成的风量损失从原来占总风量的15.9%降至3.8%。这些花很少资金的改造，使冻结间内的气流组织有所好转。除此以外，强调硬件不够软件补，加强操作管理。

制订合理的操作工艺规程。科学调配投入工作的设备和机器数，努力使冻结间蒸发器制冷能力和制冷机的制冷量相匹配。保证设备完好率，如冻结间轴流风机由于结冰、负荷重等因素，损坏率较高，一只停转的风机就会形成冷风的短路口，从其他风机吹出的冷风会通过坏风机的反转而返回，这样，起码损失了两只风机的风量，还会引起气流组织紊乱。另外要求每冻一次后必须对蒸发器融霜，因为水产品在进货前都经过清洗，然后装盘进冻，水产品体表面含有大量水分，经过冻结，蒸发器上会结10毫米左右厚度的霜层，若不融霜继续冻结，将削弱蒸发器的换热系数，阻塞排管间的流通截面，减少风理。

经过努力，基本上改变了原来冻结间气流组织不均匀、出风口气流紊乱、吊笼后区风速偏小及冷风走短路等不良现象，冻结间内各测点的参数明显改善，测试数据表4。冻结时间也从原来每冻次14小时下降为9小时，每吨冻品降低电耗42.8kWh，以年冻结加工量为2万吨计算，每年可节约电量85.6万kWh。另外，加快了冻结过程，缩短了冻结时间，使冻品的干耗下降，冻品的加工质量提高，冻结能力相应增加。总之，注意冻结效果，搞好冻结间的技术改造和管理会给企业带来经济效益。

冷库在国民经济中有着举足轻重的地位，据统计，中国冷库的容量达到900万t，并且还在呈快速增长态势。冷库温度与流场分布情况对储存的货物品质有着决定性的影响，随着计算机技术的发展，采用计算流体力学(CFD)模拟冷库中的温度和流场成为可能，国内外一些学者在这方面做了尝试。吴天和谢晶对苹果冷藏库的气体流场研究采用了实验手段和数值模拟方法，证实了CFD对冷藏库气体流场研究的有效性。对冷库门口只在热压作用下的冷风渗透率进行了三维CFD模拟，模拟结果与经验公式的偏差约为5%；采用多空介质模型，对土豆冷藏库在稳态条件下的流场、传热和货物的水分耗散率进行了数值模拟；采用CFD研究风机出风速度和货物摆放方式对小型冷库内流场和温度的影响；模拟风机不同摆放位置对冷库流场的影响。

但是，以上的研究工作集中在小型冷库冷风机侧吹的条件下，随着现代冷库的发展，近年来出现的大型立体冷库，因为立体库高度一般为18～25m，为冷风机向下吹风提供了条件。但对冷库采用下吹风方式的气体流场研究很少，研究就立体库冷风机的下吹风方式，研究其在立体库中对流场和温度场分布影响。

如图3和图4所示，立体库尺寸为长×宽×高=114×18×25m，6台风机均匀摆在库体的长边方向，风机尺寸为5.4×2.2×1.6m，每个风机有三个出风口，风扇直径为0.8m，单台风机的风量为69000m3/h。风机距离墙面为0.5m，回风口在长边的侧面上，回风口尺寸为5.4×1.6m。冷库顶板和四周为150mm的硬质聚氨酯保温夹芯板，其导热系数为0.031W/(m·℃)，冷库地面为200mm厚的XPS，其导热系数为0.036W/(m·℃)。

Boussinesq假设的温度基准为255.18K(-18℃)，密度为1.38kg/m3，温度膨胀系数为0.0039。边界条件设置：风机的出口采用入口边界条件，通过风量可计算得到风机的出口流速为12.7m/s，出风温度设定为255.15K(-18℃)。风机的回风口采用压力入口边界条件，设定压力的0Pa，回流温度为255.15K。通过计算发现风机出口的雷诺数Re约为7.8×105，风机出口的湍流强度设为5%，水利直径为0.8m。冷库左侧面为对称面，冷库顶板、地坪和其余三个侧面为固壁边界。

基于FLUENT平台，对大型立体冷库采用下吹风方式展开了数值模拟，数值结果表明：

（1）在大风量工况下，冷库的温度较为均匀，温差仅为0.3℃，在远离风机的墙角附近；

（2）在y轴方向中心面，一个大涡流在冷风机斜对角线的右下角；

（3）冷库地面附近的流速高于冷库顶棚附近的流速；

（4）在z轴方向上的中心面上，出现了与风机位置对应的引射流，引射流两边出现涡流；

（5）风机出口流速从12.7m/s减小到4.7m/s，冷库主流区的温度随出风温度的减小而升高，但是库温的不均匀性变化不明显。