周智勇，吳青青，韋中師，李春霞

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二次熱回收熱管式空調(diào)系統(tǒng)

周智勇1，吳青青1，韋中師2，李春霞1

（1昆明理工大學(xué)建筑工程學(xué)院，云南昆明 650500；2安徽建筑大學(xué)環(huán)境與能源工程學(xué)院，安徽合肥 230601）

提出一種二次熱回收熱管式空調(diào)系統(tǒng)，其利用熱管換熱器做到二次熱回收，設(shè)計該系統(tǒng)并搭建實(shí)驗(yàn)臺，通過理論計算和實(shí)驗(yàn)比較該系統(tǒng)與其他系統(tǒng)之間的差異。以合肥為例，從理論上分析了二次熱回收熱管式空調(diào)系統(tǒng)的冬、夏季能耗，通過對實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的分析得出本系統(tǒng)冬季新風(fēng)風(fēng)速在1.20～1.85 m·s-1之間熱回收率能達(dá)到10%～23.2%；夏季新風(fēng)風(fēng)速在1.20～2.0 m·s-1，室內(nèi)外溫差在4.2～8.0℃時熱回收率能達(dá)到35%～55%，并提供了0～7.4℃的再熱溫差，表明了這種新的中央空調(diào)系統(tǒng)具有獨(dú)特節(jié)能優(yōu)勢。

回收；熱管；空調(diào)系統(tǒng)；換熱器；焓；傳熱

引 言

熱管以其優(yōu)越的超導(dǎo)熱性、穩(wěn)定性、體積小以及可控性等特點(diǎn)在中央空調(diào)系統(tǒng)中得到了廣泛的運(yùn)用，對熱管性能優(yōu)化以及新型熱管的研發(fā)也成為研究的熱點(diǎn)。文獻(xiàn)[1-3]在重力熱管強(qiáng)化換熱和換熱可視化的研究中取得了較好的實(shí)驗(yàn)結(jié)果。環(huán)路熱管的研究以暫態(tài)特性研究、新型毛細(xì)芯的研制和毛細(xì)結(jié)構(gòu)的優(yōu)化為主，以及高級環(huán)路熱管、多蒸發(fā)器混合環(huán)路熱管、低溫環(huán)路熱管等新型環(huán)路熱管技術(shù)作為研究熱點(diǎn)[4-9]。莫冬傳等[10]以銅-超純水熱管研發(fā)了雙通道平板型環(huán)路熱管，在不同的功率下，比單通道環(huán)路熱管總熱阻低20%以上。張龍燦等[11-13]將環(huán)路熱管應(yīng)用于供熱系統(tǒng)，搭建了光伏-太陽能環(huán)形熱管/熱泵復(fù)合系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)平臺，并對復(fù)合系統(tǒng)的瞬時性能和全天性能進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究。王鐵軍等[14]提出適用于機(jī)房、基站等高熱密度電子集成系統(tǒng)的熱管復(fù)合制冷系統(tǒng)，采用蒸氣壓縮制冷、蒸氣壓縮/熱管復(fù)合制冷和熱管制冷的分區(qū)工作模式，模擬結(jié)果表明相比常規(guī)蒸氣壓縮制冷技術(shù)節(jié)能40%。Wang等[15]設(shè)計出熱管吸附器用以解決氨、銅、海水和鋼之間不相容的問題，并通過模擬取得較好的結(jié)果。Pei等[16-17]利用環(huán)形熱管的熱二極管特性和熱傳導(dǎo)特性并結(jié)合太陽能熱水系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)了高性能遠(yuǎn)程輸送熱量。

熱管技術(shù)在空調(diào)系統(tǒng)中的運(yùn)用主要是以熱管換熱器的形式，通過研究熱管的類型、組合方式以及換熱器的控制來分析換熱效率對系統(tǒng)熱回收率的影響。Mostafa等[18]將熱管換熱器用于空調(diào)系統(tǒng)的余熱回收裝置，并通過實(shí)驗(yàn)研究新風(fēng)溫度、回風(fēng)質(zhì)量流量與系統(tǒng)熱回收率的關(guān)系。Jung等[19]利用數(shù)值模擬研究鈉-不銹鋼（STS）氣-氣熱管換熱器的傳熱性能和溫度范圍，模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)比較誤差在5%的正常運(yùn)行范圍內(nèi)，且誤差在11%時的最低溫度也低于鈉熱管可允許的運(yùn)行范圍。Jadhav等[20]在印度分地區(qū)統(tǒng)計系統(tǒng)效果并分析熱管換熱器的節(jié)能潛力。Ahmadzadehtalatapeh等[21-22]利用逐時模擬和實(shí)地調(diào)查分析現(xiàn)有空調(diào)系統(tǒng)與建筑的供需關(guān)系，建議加裝熱管換熱器并模擬計算需要加裝的規(guī)格和數(shù)量，結(jié)果表明熱管換熱器具有明顯的節(jié)能優(yōu)勢和經(jīng)濟(jì)價值。熱管換熱器是以顯熱進(jìn)行熱交換，因此很難達(dá)到除濕要求。Shao等[23-24]在實(shí)驗(yàn)中采用R134a工質(zhì)的動力型熱管（PASHP），從0到4增加熱管套數(shù)裝置露點(diǎn)溫度從11.7℃下降到8.2℃，系統(tǒng)的除濕能力提高了29.5%，采用PASHP的空調(diào)系統(tǒng)可以顯著降低能耗并提高除濕能力。目前熱管換熱器的研究是以排風(fēng)熱回收用以降低新風(fēng)能耗為主，少有涉及以熱管技術(shù)降低空氣處理再熱能耗，因此本文提出一種新型熱回收熱管式空調(diào)系統(tǒng)，其將回風(fēng)與送風(fēng)換熱以降低或消除再熱系統(tǒng)帶來的能耗損失，再將排風(fēng)與新風(fēng)換熱以降低新風(fēng)的空氣處理能耗，做到二次熱回收從而達(dá)到節(jié)能目的。

1 系統(tǒng)比較

1.1 無熱管熱回收式空調(diào)系統(tǒng)

圖1為常見的一次回風(fēng)中央空調(diào)系統(tǒng)，夏季新風(fēng)與回風(fēng)混合達(dá)到一定的節(jié)能效果，但混合后空氣還需經(jīng)過再熱處理，造成能耗增加，同時新風(fēng)持續(xù)送入室內(nèi)也會造成室內(nèi)正壓過高。

1.2 一般熱回收熱管式空調(diào)系統(tǒng)

一般熱回收熱管式空調(diào)系統(tǒng)（圖2）將回風(fēng)與送風(fēng)利用熱管換熱達(dá)到節(jié)能目的，新風(fēng)再與回風(fēng)混合后經(jīng)過表冷器從而降低了夏季空氣處理的再熱量，同時降低了新風(fēng)處理能耗。由于送風(fēng)量大于回風(fēng)量，所以其再熱能耗的降低是有限的，亦不能解決由于連續(xù)送風(fēng)而造成的室內(nèi)正壓過高的現(xiàn)象。此系統(tǒng)只能用于夏季，在冬季無法使用，過渡季節(jié)如加大新風(fēng)比其節(jié)能效率也會大幅降低。

1.3 二次熱回收熱管式空調(diào)系統(tǒng)

二次熱回收熱管式空調(diào)系統(tǒng)（圖3）設(shè)置有毛細(xì)芯熱管換熱器和毛細(xì)泵回路熱管換熱器。毛細(xì)芯熱管換熱器利用毛細(xì)芯熱管實(shí)現(xiàn)排風(fēng)與新風(fēng)進(jìn)行熱交換，換熱器為多組水平放置的毛細(xì)芯熱管，中間設(shè)控制裝置通過對熱管冷凝回液流量的控制實(shí)現(xiàn)對換熱量的調(diào)節(jié)，從而控制W1點(diǎn)的溫度。此換熱器可以做到冬、夏季兩用，毛細(xì)芯熱管高溫段為蒸發(fā)端，低溫段為冷凝端。毛細(xì)泵回路熱管換熱器在夏季利用熱管實(shí)現(xiàn)回風(fēng)與送風(fēng)的熱交換，換熱器為多組毛細(xì)泵回路熱管，中間為控制器，回風(fēng)段為蒸發(fā)端，送風(fēng)段為冷凝端，夏季利用回風(fēng)中的顯熱對表冷器出口的低溫空氣進(jìn)行等濕加熱，冬季此換熱器不工作。

此系統(tǒng)有兩個優(yōu)點(diǎn)：①夏季回風(fēng)與送風(fēng)是等風(fēng)量換熱，所以熱管從回風(fēng)中吸收的熱量能滿足送風(fēng)的再熱量，排風(fēng)與新風(fēng)也是等風(fēng)量換熱，能最大限度地降低新風(fēng)處理能耗，冬季只有毛細(xì)芯熱管換熱器工作，通過對新風(fēng)比的調(diào)節(jié)控制新風(fēng)處理能耗；② 過渡季節(jié)當(dāng)新風(fēng)比變化，制冷工況時兩個換熱器同時工作，制熱工況只有毛細(xì)芯熱管換熱器工作，且兩種工況都是在最高換熱效率下運(yùn)行。因此本系統(tǒng)可以做到全季節(jié)運(yùn)行，并且節(jié)能效果明顯。

2 熱管換熱器的設(shè)計計算

2.1 熱管換熱器設(shè)計要求

根據(jù)實(shí)驗(yàn)要求需設(shè)計2臺熱管換熱器，設(shè)計風(fēng)量均為1000 m3·h-1，工作溫差范圍為5～10℃，工作溫度范圍為18～40℃，熱管內(nèi)工質(zhì)為液氨［沸點(diǎn)-33.42℃；比熱容（液氨）4.609 kJ·g-1·K-1］。所有單根熱管都必須進(jìn)行熱性能測試，且測試兩點(diǎn)溫差低于2℃的比重為100%。

2.2 設(shè)計計算

根據(jù)冷熱流體的熱平衡關(guān)系式計算氣-氣熱管換熱器的流通尺寸，由于2臺換熱器的冷熱通風(fēng)量相等且換熱溫差較小，因此流通長度比f可取為1，熱管橫向?yàn)?排，熱管排距與列距呈等邊三角形排列（圖5），迎面質(zhì)量流速推薦值=2.5 kg·m-2·s-1。即1=2，1=2。

熱管管徑0由管內(nèi)流通截面積決定，而影響管內(nèi)流通截面積最主要的因素為聲速極限和攜帶極限，因此熱管管徑0由聲速極限管徑s和攜帶極限管徑c決定[25]。

(2)

本文設(shè)計的熱管翅片形式為環(huán)形翅片，橫向管間距1=51 mm，縱向管間距2=45 mm，翅片外徑f=44 mm，翅片根徑b=25 mm，其形狀阻力是壓力損失的主要因素，空氣流的壓力損失公式[26]為

(4)

根據(jù)理論公式計算熱管換熱器各項(xiàng)參數(shù)見表1。

表1 熱管換熱器參數(shù)

根據(jù)表1的設(shè)計參數(shù)定制熱管換熱器，其實(shí)物圖和設(shè)計圖分別見圖4、圖5。

3 理論分析

圖6、圖7為二次熱回收熱管式空調(diào)系統(tǒng)冬、夏季空氣處理焓濕圖。夏季換熱器回收排風(fēng)冷量降低室外新風(fēng)溫度，毛細(xì)泵回路熱管換熱器升高送風(fēng)溫度以降低或消除再熱能耗；在冬季下毛細(xì)芯熱管換熱器可以升高室外新風(fēng)溫度，降低新風(fēng)處理能耗。無熱管式空調(diào)系統(tǒng)和一般熱管式空調(diào)系統(tǒng)無法同時做到對室外新風(fēng)做預(yù)處理和消除再熱能耗。

表2、表3為系統(tǒng)空氣處理過程的各個狀態(tài)點(diǎn)參數(shù)。夏季空氣處理過程的再熱溫差為6℃，室外新風(fēng)和室內(nèi)回風(fēng)的溫度都有降低，所以本系統(tǒng)的節(jié)能體現(xiàn)在取消再熱量和降低混合點(diǎn)溫度兩個方面。但是為防止換熱器發(fā)生露點(diǎn)腐蝕，其熱交換方式都為顯熱換熱，故無法將H1點(diǎn)和W1溫度降到露點(diǎn)溫度以下，這也是制約系統(tǒng)換熱效率的一個重要因素。

表2 冬、夏季空調(diào)處理狀態(tài)點(diǎn)參數(shù)

表3 系統(tǒng)能耗對比

本系統(tǒng)冬、夏季的空氣處理過程如圖6、圖7所示。以合肥為例，冬季室外設(shè)計溫度為-7℃，相對濕度為75%，室內(nèi)設(shè)計溫度為18℃，相對濕度為50%；夏季室外設(shè)計溫度為35℃，相對濕度為81%，室內(nèi)設(shè)計溫度為26℃，相對濕度為60%。假設(shè)冬、夏季送風(fēng)量均為5000 m3·h-1，其中新風(fēng)量均占總送風(fēng)量的30%。在同樣的室外空氣狀態(tài)、室內(nèi)設(shè)計要求和送風(fēng)狀態(tài)下，無熱管熱回收式系統(tǒng)冬、夏季空調(diào)耗能分別為27.17和86.33 kW；一般熱回收熱管式系統(tǒng)為27.17和65.83 kW；而二次熱回收熱管式系統(tǒng)為21.17和64.17 kW，能夠做到冬、夏季均可節(jié)能。相比于無熱管式空調(diào)系統(tǒng)，在夏季可以節(jié)能25.7%，冬季可以節(jié)能22.1%；相比于一般熱管式空調(diào)系統(tǒng)，在夏季可以節(jié)能2.5%，冬季可以節(jié)能22.1%。此數(shù)據(jù)按新風(fēng)比為0理論計算得出，如大新風(fēng)比其節(jié)能效果更佳，尤其在夏季工況時。從理論上分析得知此系統(tǒng)有明顯的節(jié)能優(yōu)勢。

4 實(shí)驗(yàn)分析

4.1 實(shí)驗(yàn)臺的搭建

實(shí)驗(yàn)臺搭建于安徽省合肥市（夏熱冬冷）。二次熱回收熱管式空調(diào)系統(tǒng)包括兩套空調(diào)系統(tǒng)、兩套熱管換熱器和一套測試系統(tǒng)。實(shí)驗(yàn)原理如圖3所示，一共有7個測點(diǎn)，分別測試溫度、濕度和風(fēng)速。測試儀器為Testo425精密型風(fēng)速儀和高精度溫濕度黑匣子L92-1+，風(fēng)速儀溫度測量范圍-20～+70℃，溫度精度±0.5℃（0～+60℃）；風(fēng)速測量范圍0～+20 m·s-1，風(fēng)速精度：±(0.03 m·s-1+5% 測量值)。溫濕度黑匣子溫度測量范圍-40～+70℃，溫度精度±0.2℃；濕度測量范圍0～100%RH，濕度精度±2%RH。實(shí)驗(yàn)臺細(xì)節(jié)圖和熱管換熱器實(shí)物圖如圖8、圖9所示。

4.2 實(shí)驗(yàn)方案

為簡化實(shí)驗(yàn)過程，將毛細(xì)泵回路熱管換熱器用毛細(xì)芯熱管換熱器替代，并按1000 m3·h-1設(shè)計計算。為消除因替換對實(shí)驗(yàn)造成的影響對實(shí)驗(yàn)的風(fēng)量、溫度范圍做出限定，并合理設(shè)計熱管換熱器以達(dá)到換熱要求；其次，為滿足夏季兩套換熱器同時工作，冬季只有新風(fēng)段換熱器工作的實(shí)驗(yàn)要求，因此將新風(fēng)段毛細(xì)芯熱管換熱器水平放置，送風(fēng)段毛細(xì)芯熱管換熱器垂直方式，并且送風(fēng)口位于上端回風(fēng)口位于下端，以此為保證冬、夏季系統(tǒng)正常切換。二次熱回收熱管式空調(diào)總風(fēng)量按500、800和1000 m3·h-13擋，新風(fēng)比按10%、30%、60%、90%和100%利用變頻風(fēng)機(jī)5擋調(diào)節(jié)，每個季節(jié)測試15組數(shù)據(jù)。另一套全空氣空調(diào)機(jī)組模擬全天室內(nèi)負(fù)荷，為實(shí)驗(yàn)室內(nèi)提供冷、負(fù)荷和濕負(fù)荷。測試分為冬季和夏季，冬季選擇較冷天氣夏季選擇較熱天氣，數(shù)據(jù)記錄從當(dāng)天8：00至14：00，開機(jī)后先運(yùn)行10 min再記錄數(shù)據(jù)。各測點(diǎn)風(fēng)速測量4次求均值，溫濕度采集頻率為1次·min-1。

4.3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果和分析

系統(tǒng)的性能可以用焓差來表示，實(shí)驗(yàn)測得各點(diǎn)的數(shù)據(jù)為溫度、濕度和風(fēng)速，工況點(diǎn)焓值為該點(diǎn)溫度和含濕量的函數(shù)。將該溫度下水蒸氣飽和壓力看成溫度的單值函數(shù)，由此求出含濕量和焓值。如圖10所示。

根據(jù)圖10得出公式

S=0.0723-0.1272+0.782+ 581.310 (6)

由S、相對濕度和溫度估算含濕量和焓值公式[26]

=1.01+ 0.001(2501+1.85) (8)

4.3.1 冬季系統(tǒng)熱回收率分析 冬季只有新風(fēng)段毛細(xì)芯熱管換熱器工作，此系統(tǒng)的節(jié)能體現(xiàn)在升高新風(fēng)工況的焓值，故而系統(tǒng)冬季熱回收率W為

分析圖11可知，當(dāng)總送風(fēng)量為500 m3·h-1時系統(tǒng)熱回收率較小且隨著新風(fēng)比的增加逐漸增大；總送風(fēng)量為800 m3·h-1新風(fēng)比為90%和100%時系統(tǒng)節(jié)能性較好，均值達(dá)到14.67%和21.08%，最大值為49.35%，且熱回收率呈線性增加后趨穩(wěn)定；總送風(fēng)量為1000 m3·h-1新風(fēng)比為90%時系統(tǒng)節(jié)能性最好并與新風(fēng)比60%曲線變化相似，新風(fēng)比30%與100%曲線變化相似。如圖12所示系統(tǒng)熱回收率均值最高點(diǎn)出現(xiàn)在總送風(fēng)量為800 m3·h-1新風(fēng)比為100%時，因此冬季熱回收率并非總送風(fēng)量和新風(fēng)比的線性函數(shù)關(guān)系。深入分析該實(shí)驗(yàn)現(xiàn)象，本系統(tǒng)風(fēng)管截面不變，風(fēng)量與新風(fēng)比的變化可以看作是管內(nèi)風(fēng)速的變化。等溫差條件下，空氣流經(jīng)熱管表面的流速對換熱影響較大，從而影響系統(tǒng)的熱回收率，結(jié)果分析如圖13所示。

圖11 系統(tǒng)熱回收率曲線

Fig.11 Curves of system heat recovery efficiency

冬季系統(tǒng)換熱單一，熱回收率在總送風(fēng)量為1000 m3·h-1時隨新風(fēng)比先增后減，總送風(fēng)量和新風(fēng)比都可看成是管內(nèi)風(fēng)速的單值函數(shù)，將熱回收率按速度函數(shù)做回歸分析如圖13所示，得出冬季系統(tǒng)熱回收率公式

W=-15.873+ 48.42-31.18+5.55 (10)

結(jié)果表明：風(fēng)速在1.20～1.85 m·s-1之間冬季系統(tǒng)熱回收率能達(dá)到10%～23.2%，新風(fēng)溫度升高0～3.9℃。

4.3.2 夏季系統(tǒng)熱回收率分析 夏季兩套熱管換熱器同時工作，系統(tǒng)節(jié)能體現(xiàn)在升高新風(fēng)工況的焓值和升高送風(fēng)溫度并取消再熱量，故而系統(tǒng)夏季熱回收率S為

夏季新風(fēng)段熱管換熱器風(fēng)速由新風(fēng)比和總風(fēng)量而定，送風(fēng)段熱管換熱器風(fēng)速只與總送風(fēng)量有關(guān)。由式(11)得知S與新風(fēng)比及各參數(shù)的焓差有關(guān)，且熱管換熱器的空氣處理過程為等含濕量過程，新風(fēng)和室內(nèi)溫度波動造成的焓差變化可通過溫差因素作為分析對象。因此這里提出兩種分析方式：①在總風(fēng)量不變的前提下分析新風(fēng)段風(fēng)速F和室內(nèi)外溫差Δ對系統(tǒng)熱回收率S的影響；②綜合考慮新風(fēng)段風(fēng)速F和送風(fēng)段風(fēng)速S對系統(tǒng)熱回收率S的影響。

由實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)得知，夏季的系統(tǒng)熱回收率在8.3%～60.2%之間，集中于35%～50%之間，室內(nèi)外溫差在1.68～10.36℃。分析新風(fēng)段風(fēng)速和室內(nèi)外溫差作為單一因素對熱回收率的影響[圖14(a)、(b)]，其回歸檢測2為0.545和0.663，值為7.208和18.732，顯著水平不高。因此利用MATLAB對S做雙變量曲面回歸分析（圖14），顯示風(fēng)速在1.2～2.0 m·s-1，室內(nèi)外溫差在4.2～8.0℃時夏季熱回收率能達(dá)到35%～55%。

分析新風(fēng)段風(fēng)速F和送風(fēng)段風(fēng)速S對S的影響（圖15）得知，F(xiàn)在0.50～2.00 m·s-1且S在0.80～2.50 m·s?1之間和F在1.50～2.20 m·s?1且S在0.10～0.50 m·s?1之間時系統(tǒng)熱回收率在35%～60%。

夏季送風(fēng)段熱管換熱器能提供0～7.4℃的再熱溫差，在合理的工況下能部分替代傳統(tǒng)空調(diào)的再熱裝置；系統(tǒng)能使新風(fēng)溫度能降低0～2.3℃，系統(tǒng)熱回收率能達(dá)到60.2%，均值為39.2%。

5 結(jié) 論

（1）熱管技術(shù)已經(jīng)廣泛應(yīng)用于空調(diào)系統(tǒng)中，尤其在余熱回收方面有著特殊的節(jié)能優(yōu)勢，隨著技術(shù)的更加成熟未來熱管在此領(lǐng)域?qū)懈玫陌l(fā)展前景。

（2）通過理論計算，在新風(fēng)比30%時相比于無熱管式空調(diào)系統(tǒng)，在夏季可以節(jié)能25.7%，冬季可以節(jié)能22.1%；相比于一般熱管式空調(diào)系統(tǒng)，在夏季可以節(jié)能2.5%，冬季可以節(jié)能22.1%。

（3）冬季測試條件下，在總送風(fēng)量為800 m3·h-1、新風(fēng)比為90%和100%時，本系統(tǒng)熱回收率均值達(dá)到14.67%和21.08%，最大值為49.35%；新風(fēng)風(fēng)速在1.20～1.85 m·s-1時，本系統(tǒng)熱回收率能達(dá)到10%～23.2%，新風(fēng)溫度升高0～3.9℃。

（4）夏季測試條件下，新風(fēng)風(fēng)速在1.20～2.0 m·s-1，室內(nèi)外溫差在4.2～8.0℃時，本系統(tǒng)熱回收率能達(dá)到35%～55%。并且能提供0～7.4℃的再熱溫差，使新風(fēng)溫度降低0～2.3℃，熱回收率達(dá)到60.2%，均值為39.2%。

符 號 說 明

B——大氣壓力，Pa d——含濕量，g·kg-1 E.A——排風(fēng) F——迎風(fēng)面積，m2 F.A——新風(fēng) f——摩擦系數(shù) G——迎面質(zhì)量流速，kg·m-2·s-1 Gmax——最窄界面處的氣體質(zhì)量流速，kg·m-2·s-1 g——重力加速度，m·s-2 H——焓值，kJ·kg-1 Δh——兩狀態(tài)點(diǎn)焓差，kJ·kg-1 L——單側(cè)管束長度，m Lf——流通長度比 M——質(zhì)量流量，kg·s-1 N——流動方向上的管排數(shù) pS——水蒸氣飽和壓力，Pa pV——管內(nèi)蒸汽壓力，Pa ?p——壓力損失，mmH2O Qc——聲速極限的傳熱量，kW Qent——攜帶極限的傳熱量，kW R.A——回風(fēng) S.A——送風(fēng) T——溫度，℃ W——管束寬度，m α——系統(tǒng)新風(fēng)比，% γ——汽化潛熱，kJ·kg-1 ηW,ηS——分別為系統(tǒng)冬季熱回收率和夏季熱回收率，% μ——平均溫度下的動力黏度系數(shù)，kg·m-1·s-1 ρL——液體密度，kg·m-3 ρV——蒸汽密度，kg·m-3 σ——表面張力，N·m-1 v——管內(nèi)風(fēng)速，m·s-1 φ——相對濕度，% 下角標(biāo) c——攜帶極限 L——液態(tài) S——夏季 s——聲速極限 W——冬季 V——蒸汽

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Secondary heat recovery heat pipe air conditioning system

ZHOU Zhiyong1, WU Qingqing1, WEI Zhongshi2, LI Chunxia1

(1Faculty of Civil Engineering and Mechanics,Kunming University of Science and Technology,Kunming 650500,Yunnan,China;2School of Environment and Energy Engineering,Anhui Jianzhu University, Hefei 230601, Anhui,China)

A secondary heat recovery heat pipe air conditioning (AC) system which performed secondary heat transfer by heat pipe heat exchanger (HPHE) is proposed. Considering the difference between secondary heat recovery HPHE AC and others, this paper designed the HPHE and built the tester. This article used Hefei as a sample, analyzed the energy consumption of the system in winter and summer. According to the analysis of experimental data, when the winter fresh air wind velocity is 1.20—1.85 m·s-1, the heat recovery rate reaches 10%—23.2%. As the summer fresh air velocity is 1.20—2.0 m·s-1and the air temperature difference between indoor and outdoor is 4.2—8.0℃, the heat recovery can reach 35%—55%. Meanwhile, the reheat temperature difference 0—7.4℃is provided for air supply. The results indicate that secondary heat recovery HPHE AC system has a unique energy-saving advantage.

recovery; heat pipe; air conditioning system; heat exchanger; enthalpy; heat transfer

10.11949/j.issn.0438-1157.20160935

A

0438—1157（2017）05—1823—10

周智勇（1970—），男，副教授。

國家自然科學(xué)基金項(xiàng)目（51268020）。

2016-07-06收到初稿，2017-01-18收到修改稿。

2016-07-06.

ZHOU Zhiyong, zhiy_zhou@163.com

supported by the National Natural Science Foundation of China (51268020).