段未，馬國(guó)遠(yuǎn)，周峰

?

泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置性能的影響因素

段未，馬國(guó)遠(yuǎn)，周峰

（北京工業(yè)大學(xué)環(huán)境與能源工程學(xué)院，北京 100124）

提出一種泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置，用于回收公共建筑空調(diào)系統(tǒng)排風(fēng)的能量，降低處理新風(fēng)的能耗，并搭建實(shí)驗(yàn)平臺(tái)，測(cè)試該裝置在兩種工況下的性能，分析工質(zhì)質(zhì)量流量、換熱器換熱面積和換熱器迎面風(fēng)速3種因素對(duì)裝置換熱量、溫度效率和性能系數(shù)的影響，得出質(zhì)量流量、換熱面積和迎面風(fēng)速的最優(yōu)值。結(jié)果表明，夏季工況下，質(zhì)量流量250 kg·h?1，換熱面積58.0 m2，迎面風(fēng)速1.8 m·s?1時(shí)，裝置的換熱量為4.09 kW，性能系數(shù)為9.26；冬季工況下，質(zhì)量流量300 kg·h?1，換熱面積58.0 m2，迎面風(fēng)速1.8 m·s?1時(shí)，裝置的換熱量為6.63 kW，性能系數(shù)為14.20。

泵驅(qū)動(dòng)回路熱管；能量回收；質(zhì)量流量；換熱面積；迎面風(fēng)速

引 言

據(jù)統(tǒng)計(jì)，我國(guó)大型公共建筑的建筑面積僅占城鎮(zhèn)總建筑面積的5%～6%，但其用電量為同等面積住宅建筑用電量的10倍以上[1]，在公共建筑中，空調(diào)系統(tǒng)用電占比高達(dá)50%～60%[2]。在空調(diào)新風(fēng)和排風(fēng)風(fēng)道之間安裝能量回收裝置，降低處理新風(fēng)的能耗，對(duì)空調(diào)系統(tǒng)的節(jié)能具有重要的意義。GB 50189—2015《公共建筑節(jié)能設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》[3]規(guī)定，設(shè)有集中排風(fēng)的空調(diào)系統(tǒng)經(jīng)技術(shù)經(jīng)濟(jì)比較合理時(shí)，宜設(shè)置空氣-空氣能量回收裝置，并對(duì)各類能量回收裝置的效率進(jìn)行了限定。卜一德[4]編著的《綠色建筑技術(shù)指南》中，除能量回收效率這一指標(biāo)外，要求能量回收裝置的性能系數(shù)（COP）大于5，兩項(xiàng)指標(biāo)滿足一項(xiàng)即可。

當(dāng)前，建筑領(lǐng)域應(yīng)用的空調(diào)排風(fēng)能量回收裝置主要有兩大類：整體式和分體式。整體式能量回收裝置包括轉(zhuǎn)輪式[5-6]、板式[7]、板翅式[8]、熱泵式[9]和整體熱管式[10-11]等，分體式能量回收裝置包括中間熱媒式和分體熱管式等。對(duì)于整體式能量回收裝置，其能量回收效率較高，但要求新排風(fēng)管道距離較近才能安裝；對(duì)于新排風(fēng)管道距離較遠(yuǎn)的場(chǎng)所，宜采用分體式能量回收裝置。中間熱媒式以水為循環(huán)工質(zhì)、用水泵為系統(tǒng)提供循環(huán)動(dòng)力，Besant等[12-13]對(duì)中間熱媒式能量回收裝置用于排風(fēng)能量回收進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)和數(shù)值模擬研究，并將系統(tǒng)的初投資、運(yùn)行維護(hù)費(fèi)用和年節(jié)省費(fèi)用整合，得出全生命周期費(fèi)用計(jì)算公式。此類系統(tǒng)在冬季需要采取工質(zhì)防凍措施，此外系統(tǒng)屬于顯熱換熱，泵功消耗較大，經(jīng)濟(jì)性差。分體熱管式是常規(guī)熱管的變形，以低沸點(diǎn)介質(zhì)為循環(huán)工質(zhì)，屬于相變換熱，依靠毛細(xì)力或重力進(jìn)行循環(huán)，劉娣等[14-15]設(shè)計(jì)了一種分體熱管式能量回收樣機(jī)，實(shí)驗(yàn)得出能量回收效率與室內(nèi)外溫度之間的關(guān)系，指出該熱管系統(tǒng)的最小啟動(dòng)溫差還需進(jìn)一步的理論和實(shí)驗(yàn)研究。此類系統(tǒng)需要一定的啟動(dòng)溫差，系統(tǒng)設(shè)計(jì)難度較大，由于沒(méi)有機(jī)械動(dòng)力，難以滿足大型復(fù)雜空調(diào)系統(tǒng)能量回收的要求。本文針對(duì)上述系統(tǒng)的特點(diǎn)和局限性，提出將泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)用于公共建筑空調(diào)排風(fēng)能量回收，該系統(tǒng)利用相變換熱，由工質(zhì)泵提供循環(huán)動(dòng)力，冬季無(wú)需防凍，系統(tǒng)布置靈活，能夠在新排風(fēng)道距離較遠(yuǎn)時(shí)進(jìn)行能量回收。

近些年，有研究者將泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)應(yīng)用于數(shù)據(jù)中心的散熱，相比傳統(tǒng)的機(jī)械制冷方式，節(jié)能效果顯著，但室內(nèi)外溫差和工質(zhì)質(zhì)量流量等因素對(duì)系統(tǒng)換熱量和性能系數(shù)COP有較大的影響。張雙等[16-17]設(shè)計(jì)了一種泵驅(qū)動(dòng)回路熱管換熱機(jī)組，用于數(shù)據(jù)中心自然冷卻，得出當(dāng)室內(nèi)外溫差為10℃，機(jī)組COP為5.88，當(dāng)溫差為18℃，COP達(dá)10.41，室內(nèi)外溫差與機(jī)組換熱量近似呈線性關(guān)系。馬國(guó)遠(yuǎn)等[18]將泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)用于某小型數(shù)據(jù)中心的散熱，認(rèn)為工質(zhì)泵的功耗是決定系統(tǒng)COP的最主要因素，通過(guò)擬合換熱曲線進(jìn)行節(jié)能性分析，相比傳統(tǒng)空調(diào)散熱節(jié)電36.57%。馬躍征等[19]搭建了磁力泵驅(qū)動(dòng)回路熱管的測(cè)試裝置，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明換熱量隨溫差增大而增大，隨工質(zhì)質(zhì)量流量增大呈先增后減的趨勢(shì)。利用室外自然冷源為數(shù)據(jù)中心散熱降溫的泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)均工作在室內(nèi)空氣溫度高于室外空氣溫度的工況下，若將該系統(tǒng)直接應(yīng)用于公共建筑空調(diào)系統(tǒng)排風(fēng)能量回收，在冬季工況下可回收排風(fēng)的熱量為新風(fēng)預(yù)熱從而降低處理新風(fēng)的能耗，但在夏季工況下想要實(shí)現(xiàn)回收排風(fēng)的冷量為新風(fēng)預(yù)冷需要改變工質(zhì)的循環(huán)方向。本文在前人研究的基礎(chǔ)上，對(duì)泵驅(qū)動(dòng)回路熱管加以改進(jìn)，設(shè)計(jì)出一種泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置，系統(tǒng)工質(zhì)可按正反兩個(gè)方向循環(huán)，能夠適應(yīng)夏季和冬季兩種工況下排風(fēng)能量回收的需求，同時(shí)搭建了該裝置的性能測(cè)試平臺(tái)，主要著重于研究工質(zhì)質(zhì)量流量、換熱器換熱面積和換熱器迎面風(fēng)速對(duì)裝置性能的影響，有關(guān)結(jié)論可為泵驅(qū)動(dòng)回路熱管的設(shè)計(jì)和工程應(yīng)用提供參考。

1 泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置

圖1為泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置的原理。裝置的主要部件包括工質(zhì)泵、新風(fēng)換熱器及其風(fēng)機(jī)、排風(fēng)換熱器及其風(fēng)機(jī)、儲(chǔ)液罐和4個(gè)截止閥等。其中工質(zhì)泵采用自吸式磁力泵，為工質(zhì)循環(huán)提供動(dòng)力。新風(fēng)換熱器和排風(fēng)換熱器為銅管翅片式換熱器，結(jié)構(gòu)規(guī)格完全一致，采用等高放置。新風(fēng)換熱器風(fēng)機(jī)和排風(fēng)換熱器風(fēng)機(jī)為同型號(hào)的軸流風(fēng)機(jī)。儲(chǔ)液罐能夠減少裝置啟動(dòng)時(shí)的壓力脈沖，提高系統(tǒng)運(yùn)行的穩(wěn)定性。通過(guò)控制4個(gè)截止閥的開(kāi)閉，可以改變系統(tǒng)工質(zhì)的循環(huán)方向，裝置可在夏季工況模式和冬季工況模式兩種運(yùn)行模式之間進(jìn)行切換。

1.1 夏季工況模式

截止閥1和2開(kāi)啟，3和4關(guān)閉時(shí)，工質(zhì)循環(huán)的順序?yàn)閮?chǔ)液罐、工質(zhì)泵、新風(fēng)換熱器、排風(fēng)換熱器、儲(chǔ)液罐，此時(shí)裝置按夏季工況模式工作。其工作流程為：儲(chǔ)液罐內(nèi)的飽和液態(tài)工質(zhì)在工質(zhì)泵的作用下開(kāi)始循環(huán)，經(jīng)工質(zhì)泵的絕熱增壓作用達(dá)到過(guò)冷狀態(tài)，過(guò)冷液態(tài)的工質(zhì)在新風(fēng)換熱器中吸熱相變達(dá)到氣液兩相狀態(tài)，同時(shí)室外新風(fēng)的溫度降低，氣液兩相狀態(tài)的工質(zhì)在排風(fēng)換熱器中放熱冷凝為液態(tài)，同時(shí)室內(nèi)排風(fēng)的溫度升高，液態(tài)工質(zhì)最終流回儲(chǔ)液罐，并開(kāi)始下一個(gè)循環(huán)。如此循環(huán)往復(fù)，將室內(nèi)排風(fēng)攜帶的冷量不斷傳遞給室外新風(fēng)，達(dá)到回收排風(fēng)中的冷量為新風(fēng)預(yù)冷、降低處理新風(fēng)的能耗的目的。

1.2 冬季工況模式

截止閥1和2關(guān)閉，3和4開(kāi)啟時(shí)，工質(zhì)循環(huán)的順序?yàn)閮?chǔ)液罐、工質(zhì)泵、排風(fēng)換熱器、新風(fēng)換熱器、儲(chǔ)液罐，此時(shí)裝置按冬季工況模式工作。其工作流程為：儲(chǔ)液罐內(nèi)的飽和液態(tài)工質(zhì)在工質(zhì)泵的作用下開(kāi)始循環(huán)，經(jīng)工質(zhì)泵的絕熱增壓作用達(dá)到過(guò)冷狀態(tài)，過(guò)冷液態(tài)的工質(zhì)在排風(fēng)換熱器中吸熱相變達(dá)到氣液兩相狀態(tài)，同時(shí)室內(nèi)排風(fēng)的溫度降低，氣液兩相狀態(tài)的工質(zhì)在新風(fēng)換熱器中放熱冷凝為液態(tài)，同時(shí)室外新風(fēng)的溫度升高，液態(tài)工質(zhì)最終流回儲(chǔ)液罐，并開(kāi)始下一個(gè)循環(huán)。如此循環(huán)往復(fù)，將室內(nèi)排風(fēng)攜帶的熱量不斷傳遞給室外新風(fēng)，達(dá)到回收排風(fēng)中的熱量為新風(fēng)預(yù)熱、降低處理新風(fēng)的能耗的目的。

2 實(shí)驗(yàn)方法

實(shí)驗(yàn)在焓差實(shí)驗(yàn)室中進(jìn)行，排風(fēng)換熱器及其風(fēng)機(jī)設(shè)置在焓差實(shí)驗(yàn)室的室內(nèi)間，其余部件均設(shè)置在焓差實(shí)驗(yàn)室的室外間，由室內(nèi)間模擬室內(nèi)環(huán)境，提供恒定的排風(fēng)空氣條件，由室外間模擬室外環(huán)境，提供恒定的新風(fēng)空氣條件。

2.1 性能評(píng)價(jià)參數(shù)

在本實(shí)驗(yàn)中，裝置的性能主要由3項(xiàng)性能參數(shù)來(lái)評(píng)價(jià)，分別是換熱量、溫度效率和性能系數(shù)COP。在新風(fēng)換熱器進(jìn)口處、排風(fēng)換熱器進(jìn)口處和排風(fēng)換熱器出口處分別設(shè)置干、濕球溫度傳感器，測(cè)量空氣的干濕球溫度，進(jìn)而計(jì)算出空氣的焓值以及裝置的溫度效率。通過(guò)焓差室的噴嘴流量計(jì)測(cè)出排風(fēng)換熱器空氣的流量，焓差與流量的乘積即為裝置的換熱量。通過(guò)焓差室的數(shù)字功率計(jì)測(cè)量排風(fēng)換熱器風(fēng)機(jī)、新風(fēng)換熱器風(fēng)機(jī)和工質(zhì)泵的功率，換熱量與功率的比值即為裝置的性能系數(shù)。

換熱量由式(1)得到

溫度效率的物理意義為實(shí)際換熱量與理論最大換熱量之比，適用于顯熱式能量回收裝置，是評(píng)價(jià)其能量回收性能的重要參數(shù)，由式(2)得到

性能系數(shù)由式(3)得到

2.2 性能影響因素

在本實(shí)驗(yàn)中，著重于研究工質(zhì)質(zhì)量流量、換熱器換熱面積和換熱器迎面風(fēng)速這3種因素對(duì)裝置性能的影響。

工質(zhì)泵配有變頻器，通過(guò)變頻器可以調(diào)節(jié)工質(zhì)泵的運(yùn)行頻率，從而改變工質(zhì)的質(zhì)量流量。本實(shí)驗(yàn)中質(zhì)量流量的變化范圍是150～450 kg·h?1，間隔為50 kg·h?1。

新風(fēng)換熱器和排風(fēng)換熱器為銅管-翅片式換熱器，每個(gè)換熱器包含6排換熱管，6排管采用獨(dú)立設(shè)計(jì)，每排管的進(jìn)口和出口均設(shè)有截止閥，可以通過(guò)截止閥的開(kāi)閉改變參與換熱的管排數(shù)，從而改變換熱器的換熱面積，兩個(gè)換熱器的換熱面積保持一致。本實(shí)驗(yàn)中參與換熱的管排數(shù)的變化范圍是2～6，對(duì)應(yīng)的換熱面積為19.3～58.0 m2，間隔為9.7 m2。

新風(fēng)換熱器風(fēng)機(jī)和排風(fēng)換熱器風(fēng)機(jī)均配有變頻器，通過(guò)變頻器可以調(diào)節(jié)風(fēng)機(jī)的運(yùn)行頻率，從而改變換熱器的迎面風(fēng)速，兩個(gè)換熱器的迎面風(fēng)速保持一致。本實(shí)驗(yàn)中迎面風(fēng)速的變化范圍是1.0～1.8 m·s?1，間隔為0.2 m·s?1。

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與討論

裝置的循環(huán)工質(zhì)為R32。按GB 50736—2012《民用建筑供暖通風(fēng)與空氣調(diào)節(jié)設(shè)計(jì)規(guī)范》[20]第3目“室內(nèi)空氣設(shè)計(jì)參數(shù)”中的數(shù)據(jù)，夏季工況下室內(nèi)溫度定為26℃，冬季工況下室內(nèi)溫度定為22℃。夏季工況下室外溫度設(shè)為33.5℃，室內(nèi)外溫差為7.5℃；冬季工況下室外溫度設(shè)為5℃，室內(nèi)外溫差為17℃。

3.1 工質(zhì)質(zhì)量流量

在換熱器換熱面積為58.0 m2且換熱器迎面風(fēng)速為1.8 m·s?1保持不變的條件下，工質(zhì)質(zhì)量流量對(duì)泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置性能的影響如圖2 所示。

圖2(a)～(c)分別給出了在夏季工況和冬季工況下，裝置的換熱量、溫度效率和性能系數(shù)隨工質(zhì)質(zhì)量流量的變化關(guān)系。由圖可知，隨著質(zhì)量流量增大，裝置的換熱量和溫度效率只略微增大，同時(shí)性能系數(shù)呈下降的趨勢(shì)。夏季工況下，=150 kg·h?1時(shí)換熱量3.86 kW，溫度效率51.6%，性能系數(shù)9.65；=450 kg·h?1時(shí)換熱量4.12 kW，溫度效率53.2%，性能系數(shù)6.68。冬季工況下，=150 kg·h?1時(shí)換熱量5.96 kW，溫度效率30.0%，性能系數(shù)14.29；=450 kg·h?1時(shí)換熱量6.66 kW，溫度效率34.3%，性能系數(shù)11.77。

工質(zhì)的質(zhì)量流量增大，但裝置的換熱量和溫度效率增長(zhǎng)幅度很小，其主要原因在于換熱器的熱阻主要存在于空氣側(cè)，工質(zhì)的流速加快使得管內(nèi)側(cè)傳熱系數(shù)增大，但對(duì)總傳熱系數(shù)的影響不占主導(dǎo)地位。此外，質(zhì)量流量增大，工質(zhì)泵的運(yùn)行頻率提高，功耗明顯增大，由于裝置的換熱量提升不明顯，故裝置的性能系數(shù)下降，經(jīng)濟(jì)性降低。

夏季工況下，工質(zhì)流量從150 kg·h?1增加到250 kg·h?1，換熱量略微提高，性能系數(shù)略微下降，超過(guò)250 kg·h?1之后，換熱量和溫度效率變化不大同時(shí)性能系數(shù)下降幅度明顯；冬季工況下，工質(zhì)流量從150 kg·h?1增加到300 kg·h?1，換熱量和溫度效率提高，性能系數(shù)略微下降，超過(guò)300 kg·h?1之后，換熱量和溫度效率變化不大同時(shí)性能系數(shù)下降幅度明顯。因此，本裝置的工質(zhì)質(zhì)量流量存在最優(yōu)值，夏季工況下的最優(yōu)流量為250 kg·h?1；冬季工況下的最優(yōu)流量為300 kg·h?1。

3.2 換熱器換熱面積

在工質(zhì)質(zhì)量流量為250 kg·h?1且換熱器迎面風(fēng)速為1.8 m·s?1保持不變的條件下，換熱器換熱面積對(duì)泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置性能的影響如圖3所示。

圖3(a)～(c)分別給出了在夏季工況和冬季工況下，裝置的換熱量、溫度效率和性能系數(shù)隨換熱器換熱面積的變化關(guān)系。由圖可知，隨著換熱面積增大，裝置的換熱量、溫度效率和性能系數(shù)均明顯提高。夏季工況下，=19.3 m2時(shí)換熱量2.83 kW，溫度效率37.9%，性能系數(shù)6.29；=58.0 m2時(shí)換熱量4.09 kW，溫度效率52.3%，性能系數(shù)9.26。冬季工況下，=19.3 m2時(shí)換熱量3.93 kW，溫度效率20.7%，性能系數(shù)8.51；=58.0 m2時(shí)換熱量6.49 kW，溫度效率33.2%，性能系數(shù)14.29。

保持工質(zhì)質(zhì)量流量不變，增加換熱器中參與換熱的管排數(shù)能夠增大換熱器的換熱面積，對(duì)換熱量有利，但工質(zhì)在換熱器管內(nèi)的流速會(huì)減小，管內(nèi)側(cè)熱阻增大，對(duì)換熱器的傳熱系數(shù)不利。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明裝置的換熱量和溫度效率均明顯提高，可知提高換熱面積對(duì)裝置的換熱性能有利。此外，隨著換熱面積增大，系統(tǒng)阻力降低，工質(zhì)循環(huán)泵的揚(yáng)程、運(yùn)行頻率和功耗均下降，又由于裝置的換熱量提高，故裝置的性能系數(shù)提高。因此，換熱器換熱面積越大，裝置的性能越優(yōu)，對(duì)于本裝置，換熱面積的最優(yōu)值為58.0 m2。

3.3 換熱器迎面風(fēng)速

在工質(zhì)質(zhì)量流量為250 kg·h?1且換熱器換熱面積為58.0 m2保持不變的條件下，換熱器迎面風(fēng)速對(duì)泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置性能的影響如圖4所示。

圖4(a)～(c)分別給出了在夏季工況和冬季工況下，裝置的換熱量、溫度效率和性能系數(shù)隨換熱器迎面風(fēng)速的變化關(guān)系。由圖可知，隨著迎面風(fēng)速增大，裝置的換熱量提高，而溫度效率和性能系數(shù)均降低。夏季工況下，=1.0 m·s?1時(shí)換熱量2.45 kW，溫度效率58.7%，性能系數(shù)10.73；=1.8 m·s?1時(shí)換熱量4.09 kW，溫度效率52.3%，性能系數(shù)9.26。冬季工況下，=1.0 m·s?1時(shí)換熱量4.34 kW，溫度效率39.4%，性能系數(shù)20.56；=1.8 m·s?1時(shí)換熱量6.49 kW，溫度效率33.2%，性能系數(shù)14.29。

由于換熱器的迎面風(fēng)速增大，換熱器的風(fēng)量即空氣側(cè)的質(zhì)量流量增大，換熱器風(fēng)機(jī)的運(yùn)行頻率和功耗增大。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，迎面風(fēng)速越大，溫度效率越低，主要原因是風(fēng)速越大，空氣與換熱器接觸的時(shí)間越短，換熱不充分，導(dǎo)致?lián)Q熱器進(jìn)出口空氣的溫差和焓差減小。上述焓差減小，但裝置換熱量明顯增大，說(shuō)明風(fēng)量對(duì)換熱量的提升作用能夠完全抵消焓差減小帶來(lái)的不利影響。換熱量增大，而性能系數(shù)卻降低，說(shuō)明隨著風(fēng)量的提升，裝置功耗的增速遠(yuǎn)大于換熱量的增速。

本裝置換熱器迎面風(fēng)速的最優(yōu)值為1.8 m·s-1，主要原因有以下3點(diǎn)：① 隨著迎面風(fēng)速的提高，裝置換熱量顯著提升，而換熱量這一參數(shù)對(duì)于熱回收裝置的評(píng)價(jià)具有重要的作用；② 與風(fēng)速1.0 m·s?1相比，風(fēng)速1.8 m·s?1時(shí)，夏季工況的溫度效率降低了6.4%，冬季工況的溫度效率降低了6.2%，降幅并不明顯；③ 風(fēng)速1.8 m·s?1時(shí)，夏季工況的溫度效率為9.26，冬季工況的溫度效率為14.29，雖然與風(fēng)速1.0 m·s?1時(shí)的數(shù)據(jù)相比有一定差距，但已經(jīng)能夠達(dá)到文獻(xiàn)[4]《綠色建筑技術(shù)指南》中的要求。

3.4 工況

由圖2～圖4可知，在研究工質(zhì)質(zhì)量流量、換熱器換熱面積和換熱器迎面風(fēng)速這3種因素對(duì)裝置性能的影響時(shí)發(fā)現(xiàn)，相比于夏季工況，裝置在冬季工況下的換熱量和性能系數(shù)較高，而溫度效率較低。主要原因是，熱管換熱裝置的總驅(qū)動(dòng)溫差為室內(nèi)外溫差，由于熱管內(nèi)部工質(zhì)的恒溫特性，造成換熱裝置的換熱溫差損失較大，即室內(nèi)排風(fēng)換熱器的出風(fēng)溫度遠(yuǎn)達(dá)不到室外新風(fēng)的溫度，同時(shí)室外新風(fēng)換熱器的出風(fēng)溫度也遠(yuǎn)達(dá)不到室內(nèi)排風(fēng)的溫度，換熱溫差不能夠被充分利用，此現(xiàn)象在冬季工況下更為明顯。所以在冬季工況下，由于室內(nèi)外溫差比夏季工況大，裝置的換熱量以及性能系數(shù)較高，而換熱器進(jìn)出口空氣的溫差與室內(nèi)外溫差的比值較小，故裝置的溫度效率較低。

4 結(jié) 論

設(shè)計(jì)出一種泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置，用于回收公共建筑空調(diào)系統(tǒng)排風(fēng)能量，通過(guò)搭建實(shí)驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行性能測(cè)試，得到以下結(jié)論。

（1）工質(zhì)的質(zhì)量流量過(guò)大會(huì)導(dǎo)致裝置的性能系數(shù)降低，夏季工況下的最優(yōu)流量為250 kg·h?1，冬季工況下的最優(yōu)流量為300 kg·h?1。

（2）換熱器的換熱面積越大，對(duì)裝置的換熱性能以及經(jīng)濟(jì)性越有利，最優(yōu)換熱面積為58.0 m2。

（3）換熱器的迎面風(fēng)速越大，裝置的換熱量越大但溫度效率和性能系數(shù)越低，迎面風(fēng)速的最優(yōu)值為1.8 m·s?1。

（4）質(zhì)量流量、換熱面積和迎面風(fēng)速均取最優(yōu)值時(shí)，裝置的能量回收性能最優(yōu)。其換熱量、溫度效率和性能系數(shù)在夏季工況下分別為4.09 kW、52.3%和9.26，在冬季工況下分別為6.63 kW、33.8%和14.20。

符 號(hào) 說(shuō) 明

A——換熱器換熱面積，m2 COP——性能系數(shù) h——空氣焓值，kJ·kg?1 m——工質(zhì)質(zhì)量流量，kg·h?1 m1——排風(fēng)換熱器空氣側(cè)質(zhì)量流量，kg·s?1 Q——換熱量，kW T——空氣溫度，℃ v——換熱器迎面風(fēng)速，m·s?1 W——風(fēng)機(jī)功率，kW η——溫度效率，% 下角標(biāo) 1——排風(fēng)換熱器 11——排風(fēng)換熱器進(jìn)口 12——排風(fēng)換熱器出口 2——新風(fēng)換熱器 21——新風(fēng)換熱器進(jìn)口 3——工質(zhì)泵

References

[1] 江億. 我國(guó)建筑耗能狀況及有效的節(jié)能途徑[J]. 暖通空調(diào), 2005, 35(5): 30-40. JIANG Y. Current building energy consumption in China and effective energy efficiency measures [J]. Journal of HVAC, 2005, 35(5): 30-40.

[2] 劉宇寧, 李永振. 不同地區(qū)采用排風(fēng)熱回收裝置的節(jié)能效果和經(jīng)濟(jì)性探討[J]. 暖通空調(diào), 2008, 38(9): 15-19. LIU Y N, LI Y Z. Energy saving and economic effects of extracting air heat recovery systems in different areas [J]. Journal of HVAC, 2008, 38(9): 15-19.

[3] 中國(guó)建筑科學(xué)研究院. 公共建筑節(jié)能設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn): GB 50189—2015 [S]. 北京: 中國(guó)建筑工業(yè)出版社, 2015: 15. China Academy of Building Research. Design standard for energy efficiency of public buildings: GB 50189—2015 [S]. Beijing: China ArchitectureBuilding Press, 2015: 15.

[4] 卜一德. 綠色建筑技術(shù)指南[M]. 北京: 中國(guó)建筑工業(yè)出版社, 2008: 270-271. BU Y D. Technical Guidelines for Green Building [M]. Beijing: China ArchitectureBuilding Press, 2008: 270-271.

[5] SIMONSON C J, CIEPLISKI D L, BESANT R W. Determining the performance of energy wheels (Ⅰ): Experimental and numerical methods [J]. ASHRAE Transactions, 1999, (Part Ⅰ): 174-180.

[6] SIMONSON C J, CIEPLISKI D L, BESANT R W. Determining the performance of energy wheels (Ⅱ): Experimental data and numerical validation [J]. ASHRAE Transactions, 1999, (Part Ⅰ): 188-198.

[7] MICHAEL W. Simulation model air to air plate heat exchanger [J]. Energy, 1998, 13(32): 49-54.

[8] 焦安軍, 厲彥忠, 張瑞, 等. 板翅式換熱器導(dǎo)流片結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)其導(dǎo)流性能的影響[J]. 化工學(xué)報(bào), 2003, 54(2): 153-158. JIAO A J, LI Y Z, ZHANG R,. Effects of different distributor configuration parameters on fluid flow distribution in plate-fin heat exchanger [J]. Journal of Chemical Industry and Engineering (China), 2003, 54(2): 153-158.

[9] NGUYEN A, KIM Y, SHIN Y. Experimental study of sensible heat recovery of heat pump during heating and ventilation [J]. International Journal of Refrigeration, 2005, (28): 242-252.

[10] 周峰, 田昕, 馬國(guó)遠(yuǎn). IDC機(jī)房用熱管換熱器節(jié)能特性試驗(yàn)研究[J]. 土木建筑與環(huán)境工程, 2011, 33(1): 111-117. ZHOU F, TIAN X, MA G Y. Energy-saving performance of thermosyphon heat exchanger applied in internet data center [J]. Journal of Civil, ArchitecturalEnvironmental Engineering, 2011, 33(1): 111-117.

[11] 周峰, 馬國(guó)遠(yuǎn). 熱虹吸管能量回收設(shè)備夏季工作特性的實(shí)驗(yàn)研究[J]. 暖通空調(diào), 2007, 37(12): 58-62. ZHOU F, MA G Y. Experiment of characteristics of thermosiphon heat recovery equipment under summer condition [J]. Journal of HVAC, 2007, 37(12): 58-62.

[12] BENNETT I J D, BESANT R W, SCHOENAU G J,. Procedure for optimizing coils in a run-around heat exchanger system [J]. ASHRAE Transactions, 1994: 442-451.

[13] JOHNSON A B, BESANT R W, SCHOENAU G J. Design of multi-coil run-around heat exchanger systems for ventilation air heating and cooling [J]. ASHRAE Transactions, 1995: 967-978.

[14] 劉娣, 湯廣發(fā), 趙福云, 等. 分離式熱管熱回收器的性能實(shí)驗(yàn)[J]. 暖通空調(diào), 2005, 35(4): 56-59. LIU D, TANG G F, ZHAO F Y,. Performance experiment of a heat recoverer with separated heat pipes [J]. Journal of HVAC, 2005, 35(4): 56-59.

[15] LIU D, TANG G F, ZHAO F Y,. Modeling and experimental investigation of looped separate heat pipe as waste heat recovery facility [J]. Applied Thermal Engineering, 2006, (26): 2433-2441.

[16] 張雙, 馬國(guó)遠(yuǎn), 周峰, 等. 數(shù)據(jù)機(jī)房自然冷卻用泵驅(qū)動(dòng)回路熱管換熱機(jī)組性能實(shí)驗(yàn)研究[J]. 土木建筑與環(huán)境工程, 2013, 35(4): 145-150. ZHANG S, MA G Y, ZHOU F,. Experimental analysis on function of free cooling unit with a pump-driven loop heat pipe for internet data center [J]. Journal of Civil, ArchitecturalEnvironmental Engineering, 2013, 35(4): 145-150.

[17] ZHANG S, MA G Y, ZHOU F. Experimental study on a pump driven loop-heat pipe for data center cooling [J]. Journal of Energy Engineering, 2015, 141(4): 04014054.

[18] 馬國(guó)遠(yuǎn), 魏川鋮, 張雙, 等. 某小型數(shù)據(jù)中心散熱用泵驅(qū)動(dòng)回路熱管換熱機(jī)組的應(yīng)用研究[J]. 北京工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào), 2015, 41(3): 439-445. MA G Y, WEI C C, ZHANG S,. Application of a pumped loop heat pipe heat exchanger unit for a small data center [J]. Journal of Beijing University of Technology, 2015, 41(3): 439-445.

[19] 馬躍征, 馬國(guó)遠(yuǎn), 張雙. 磁力泵驅(qū)動(dòng)兩相冷卻環(huán)路的換熱特性[J]. 化工學(xué)報(bào), 2015, 66(11): 4388-4393. MA Y Z, MA G Y, ZHANG S. Heat transfer characteristics of two-phase cooling loop driven by magnetic pump [J]. CIESC Journal, 2015, 66(11): 4388-4393.

[20] 中國(guó)建筑科學(xué)研究院. 民用建筑供暖通風(fēng)與空氣調(diào)節(jié)設(shè)計(jì)規(guī)范: GB 50736—2012 [S]. 北京: 中國(guó)建筑工業(yè)出版社, 2012: 6, 10. China Academy of Building Research. Design code for heating ventilation and air conditioning of civil buildings: GB 50736—2012 [S]. Beijing: China ArchitectureBuilding Press, 2012: 6, 10.

Factors influencing energy recycle performance of pump-driven heat pipe loop device

DUAN Wei, MA Guoyuan, ZHOU Feng

(College of Environmental and Energy Engineering, Beijing University of Technology, Beijing 100124, China)

A pump-driven heat pipe loop device was proposed for recycling energy from exhaust air and reducing energy consumption of processing fresh air in air-conditioning systems of public buildings. An experimental setup was built to investigate performances of such device under summer and winter working conditions. Through the study on effect of mass flow rate, heat exchange area and headwind velocity to heat transfer rate, temperature efficiency and coefficient of performance (COP), the optimum mass flow rate, heat exchange area and headwind velocity were obtained. Under summer working condition, the device had achieved the heat transfer rate of 4.09 kW and the COP of 9.26 at the mass flow rate of 250 kg·h?1, the heat exchange area of 58.0 m2and the headwind velocity of 1.8 m·s?1. Under winter working condition, the device had achieved the heat transfer rate of 6.63 kW and the COP of 14.20 at the mass flow rate of 300 kg·h?1, the heat exchange area of 58.0 m2and the headwind velocity of 1.8 m·s?1.

pump-driven heat pipe loop; energy recycle; mass flow rate; heat exchange area; headwind velocity

2016-01-15.

ZHOU Feng, zhoufeng@bjut.edu.cn

10.11949/j.issn.0438-1157.20160058

TK 172.4

A

0438—1157（2016）10—4146—07

國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目（51376010，51406002）；北京市自然科學(xué)基金項(xiàng)目（3154031）。

2016-01-15收到初稿，2016-06-29收到修改稿。

聯(lián)系人：周峰。第一作者：段未（1990—），男，碩士研究生。

supported by the National Natural Science Foundation of China (51376010, 51406002) and the Natural Science Foundation of Beijing(3154031).