地鐵用間接蒸發(fā)冷卻器換熱性能影響因素

石 沛，何葉從，傅俊萍，劉 珊

(長(zhǎng)沙理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院，長(zhǎng)沙 410114)

地鐵用間接蒸發(fā)冷卻器換熱性能影響因素

石 沛，何葉從，傅俊萍，劉 珊

(長(zhǎng)沙理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院，長(zhǎng)沙 410114)

為解決地鐵站冷卻塔設(shè)置難題，提出了一種采用低速電機(jī)驅(qū)動(dòng)旋轉(zhuǎn)布水裝置的間接蒸發(fā)冷卻器，在兩種布置方式下，對(duì)其換熱性能進(jìn)行了單因素實(shí)驗(yàn)，并運(yùn)用正交實(shí)驗(yàn)法對(duì)較優(yōu)布置方式下影響換熱器換熱的因素進(jìn)行了分析。結(jié)果表明：兩種布置方式下，噴嘴與蒸發(fā)冷卻器的間距、兩組換熱管束間距均存在最佳值，噴嘴雙側(cè)旋轉(zhuǎn)布水優(yōu)于單側(cè)旋轉(zhuǎn)布水；換熱器平行氣流布置且噴嘴雙側(cè)旋轉(zhuǎn)布水為較優(yōu)布置方式，此時(shí),換熱器換熱量隨噴水量、轉(zhuǎn)速、空氣速度、冷卻水進(jìn)口溫度的增加以及噴水溫度、空氣溫度的降低而增大，其中，冷卻水進(jìn)口溫度對(duì)換熱器換熱影響最為顯著，其他因素對(duì)其換熱的影響從主到次順序?yàn)椋簢娝?、空氣溫度、空氣速度、噴水溫度、轉(zhuǎn)速、冷卻水流量。

間接蒸發(fā)式冷卻器；換熱性能；布置方式；地鐵

當(dāng)前，中國(guó)地鐵事業(yè)日新月異，而地鐵站空調(diào)系統(tǒng)的冷卻塔卻存在安裝位置難題。一般而言，將冷卻塔直接安裝在站內(nèi)的排風(fēng)坑道內(nèi)，可作為解決冷卻塔設(shè)置難題最簡(jiǎn)單的方案。但冷卻塔體積龐大，內(nèi)部填料間距較小，如果將冷卻塔安裝在排風(fēng)坑道內(nèi)，必然導(dǎo)致排風(fēng)系統(tǒng)動(dòng)力設(shè)備的初投資和運(yùn)行成本增大。因此，研發(fā)體積較小、空氣側(cè)阻力小、耗水量少并可安裝在地鐵站排風(fēng)坑道內(nèi)的高效換熱設(shè)備，對(duì)于解決地鐵站冷卻塔設(shè)置難題以及推進(jìn)地鐵建設(shè)發(fā)展具有重要意義。

間接蒸發(fā)式冷卻器作為將空冷與水冷融為一體的高效換熱器，被廣泛應(yīng)用于空調(diào)、電力、化工、制冷等領(lǐng)域[1-6]?？蒲腥藛T通過(guò)大量理論及實(shí)驗(yàn)研究[7-18]，發(fā)現(xiàn)間接蒸發(fā)冷卻器具有結(jié)構(gòu)緊湊、節(jié)能、節(jié)水等優(yōu)勢(shì)，但實(shí)際過(guò)程中，常規(guī)間接蒸發(fā)式冷卻器還存在表面水膜均勻性、完整性差，水膜與換熱器壁面及水膜與空氣的換熱效率不高等問(wèn)題。因此，提出了一種采用低速電機(jī)驅(qū)動(dòng)旋轉(zhuǎn)布水裝置的間接蒸發(fā)冷卻器，并將其安裝于地鐵排風(fēng)坑道水平段，利用地下坑道的排風(fēng)系統(tǒng)將地鐵站內(nèi)熱量排出，以替代傳統(tǒng)冷卻塔。

Ana等[19]運(yùn)用單因素實(shí)驗(yàn)法主要研究了間接蒸發(fā)式冷卻器在垂直氣流和平行氣流兩種布置下，噴嘴與換熱器間距、兩組換熱管束間距以及噴嘴單、雙側(cè)旋轉(zhuǎn)布水等對(duì)間接蒸發(fā)式冷卻器換熱性能的影響，進(jìn)而得出較優(yōu)布置方式，并在此布置方式下，運(yùn)用正交實(shí)驗(yàn)法[19]分析噴水溫度、管內(nèi)冷卻水流量、冷卻水進(jìn)口溫度等因素對(duì)其換熱性能的影響，以改善換熱器表面水膜傳熱傳質(zhì)微環(huán)境，進(jìn)而提高換熱效率，為旋轉(zhuǎn)布水技術(shù)在實(shí)際中的應(yīng)用提供參考依據(jù)。

1 實(shí)驗(yàn)方案

實(shí)驗(yàn)中換熱器由兩組翅片管束并聯(lián)構(gòu)成，即一個(gè)換熱單元，翅片管束側(cè)面中心開(kāi)孔以實(shí)現(xiàn)其雙側(cè)旋轉(zhuǎn)布水，開(kāi)孔尺寸為30 mm×25 mm×44 mm，每個(gè)換熱單元換熱面積為1.69 m2。翅片管式換熱器模型及其實(shí)體圖如圖1所示。圖2所示為其兩種布置方式，垂直氣流布置(a)：換熱器立管與XOY、YOZ平面垂直，氣流方向與X軸平行；平行氣流布置(b)：將第一種布置方式中的換熱器沿YOZ平面逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)90°為平行氣流布置方式，其中氣流方向不變。

圖1 翅片管式換熱器模型及其實(shí)體圖Fig.1 The model diagram and photo of finned tube heat exchanger

圖2 圖換熱器兩種布置方式Fig.2 Two types of arrangement of heat exchanger

實(shí)驗(yàn)采用低速電機(jī)驅(qū)動(dòng)旋轉(zhuǎn)布水裝置，通過(guò)改變電機(jī)電源頻率實(shí)現(xiàn)對(duì)旋轉(zhuǎn)布水裝置的轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)，通過(guò)控制轉(zhuǎn)速，避免了常規(guī)旋轉(zhuǎn)布水器中雜質(zhì)易導(dǎo)致裝置停止轉(zhuǎn)動(dòng)等問(wèn)題。圖3所示為旋轉(zhuǎn)布水裝置平面圖，布水裝置的橫干管上可等間距設(shè)置若干布水立管，每?jī)筛⒐荛g叉排兩組換熱管束，構(gòu)成一個(gè)換熱單元，若干個(gè)換熱單元沿橫干管軸向并聯(lián)設(shè)置，組成換熱器盤(pán)管，傳動(dòng)裝置驅(qū)動(dòng)橫干管旋轉(zhuǎn)布水，實(shí)現(xiàn)換熱管表面水膜的均勻性、完整性。由于本文提出的旋轉(zhuǎn)布水間接蒸發(fā)冷卻器安裝在地鐵站排風(fēng)通道水平段內(nèi)，為了獲得其在實(shí)際使用環(huán)境中相應(yīng)的數(shù)據(jù)，搭建與恒溫恒濕室相結(jié)合的回流式風(fēng)洞實(shí)驗(yàn)臺(tái)，將間接蒸發(fā)式冷卻器安裝在風(fēng)洞內(nèi)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，通過(guò)調(diào)節(jié)恒溫恒濕室內(nèi)的空氣溫度和濕度，以提供設(shè)備在實(shí)際工程運(yùn)行中所處環(huán)境的空氣參數(shù)。采用安裝溫控型電加熱器的熱水箱進(jìn)行自動(dòng)加熱，為換熱器提供恒定的冷卻水進(jìn)口溫度，利用冷卻塔和熱泵為實(shí)驗(yàn)提供相應(yīng)溫度的噴淋水，并采用基于組態(tài)軟件制成的冷卻水和噴淋水動(dòng)態(tài)控制系統(tǒng)記錄實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)。

1—調(diào)速器；2—電機(jī)；3—齒輪箱；4—放置裝置；5—噴淋水進(jìn)口；6—布水干管；7—傳動(dòng)軸；8—噴嘴；9—翅片管束；10—風(fēng)洞

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

旋轉(zhuǎn)布水間接蒸發(fā)冷卻器安裝于地鐵排風(fēng)通道內(nèi)時(shí)，其換熱器表面水膜蒸發(fā)吸收的汽化潛熱來(lái)自于兩部分：是換熱盤(pán)管內(nèi)熱水放出的熱量，傳熱的動(dòng)力是盤(pán)管內(nèi)熱水與噴淋水之間的溫差，這部分熱量是熱水降溫需要被帶走的熱量;二是空調(diào)排風(fēng)與噴淋水之間的傳熱量，噴淋水與空氣的傳熱傳質(zhì)過(guò)程始終由水膜與空氣的顯熱換熱和水膜蒸發(fā)的潛熱換熱兩種過(guò)程耦合構(gòu)成，由于蒸發(fā)換熱的潛熱遠(yuǎn)大于其顯熱交換的熱量，水膜與空氣的傳熱傳質(zhì)過(guò)程的強(qiáng)化方向應(yīng)著重強(qiáng)化水膜與空氣的傳質(zhì)過(guò)程，增大潛熱傳遞量在整個(gè)能量傳遞中的比重。由于噴淋水在噴淋到換熱器表面形成水膜過(guò)程中，空氣中水蒸氣分壓強(qiáng)不可避免地會(huì)增大，由傳熱傳質(zhì)理論可知，水膜向空氣的質(zhì)擴(kuò)散通量必然降低，空氣參數(shù)受到噴淋水的影響越大，水膜與空氣的傳質(zhì)推動(dòng)力降低越大。因此，通過(guò)實(shí)驗(yàn)對(duì)影響換熱器換熱的因素進(jìn)行分析，優(yōu)化布水方式，盡可能削弱噴淋水對(duì)空氣參數(shù)傳質(zhì)能力的影響，最大限度利用水膜與空氣傳質(zhì)能力，對(duì)于提高其換熱效率具有十分重要的意義。

2.1 間接蒸發(fā)冷卻器換熱性能的單因素實(shí)驗(yàn)研究

根據(jù)雷諾準(zhǔn)則、努謝爾特準(zhǔn)則及實(shí)用節(jié)能手冊(cè)[20]推薦的管內(nèi)流速，實(shí)驗(yàn)取冷卻水流量為600 L/h，使管中水流處于紊流狀態(tài)，利于換熱。由于實(shí)際應(yīng)用中地鐵站空調(diào)排風(fēng)溫度為26±2 ℃，實(shí)驗(yàn)取空氣溫度26±0.5℃。為避免風(fēng)速過(guò)大使噴淋水飄逸，影響換熱器表面水膜分布，并依據(jù)節(jié)能手冊(cè)的推薦最佳迎面風(fēng)速，實(shí)驗(yàn)取空氣速度2.86 m/s。根據(jù)文獻(xiàn)[8]對(duì)自旋式旋轉(zhuǎn)布水器的轉(zhuǎn)速的實(shí)驗(yàn)研究，本實(shí)驗(yàn)取布水裝置轉(zhuǎn)速為76 r/min。根據(jù)節(jié)能手冊(cè)中提及的單位寬度上的噴淋水量的取值一般為50～200 kg/(m·h)，實(shí)驗(yàn)中，噴嘴單側(cè)布水時(shí)取噴水量為30 L/h，噴嘴雙側(cè)布水時(shí)取值50 L/h，相應(yīng)的噴淋密度119.05 kg/(m·h)。噴淋水溫度取環(huán)境溫度28±0.5 ℃，冷卻水進(jìn)口溫度依據(jù)冷卻塔的設(shè)計(jì)進(jìn)口溫度，實(shí)驗(yàn)中取37.8±0.1 ℃。進(jìn)而運(yùn)用單因素實(shí)驗(yàn)法研究間接蒸發(fā)式冷卻器在垂直氣流和平行氣流兩種布置方式下，噴嘴與換熱器間距、兩組換熱管束間距對(duì)蒸發(fā)式冷卻器換熱性能的影響，并對(duì)比噴嘴單、雙側(cè)旋轉(zhuǎn)布水時(shí)的換熱效果，優(yōu)化布水方式。實(shí)驗(yàn)中各參數(shù)取值如表1。

表1 單因素實(shí)驗(yàn)參數(shù)選取表Table 1 Select table of single factor experimental parameters

結(jié)果如圖4所示。

由圖4(a)、4(b)知，兩種布置方式下，隨著噴嘴與換熱器間距、兩組換熱管束間距的增大，換熱量都是先增大至一定數(shù)值后保持不變，而間距相等的情況下，換熱器平行氣流布置時(shí)的換熱量均比垂直布置時(shí)高?？梢?jiàn)，兩種布置方式下，噴嘴與換熱器的間距、兩組換熱管束間距均存在最佳值，使得換熱器換熱性能達(dá)到最優(yōu)。原因在于,噴嘴的噴射角不變，隨著兩間距適當(dāng)?shù)卦龃螅瑩Q熱器表面濕潤(rùn)系數(shù)增大，換熱管外壁與管外水膜的對(duì)流換熱增強(qiáng)，提高了熱交換效率，但當(dāng)間距繼續(xù)增大時(shí)，液滴到達(dá)換熱盤(pán)管表面的速度下降，后排換熱盤(pán)管表面水膜的分布受到的影響不大，換熱管外側(cè)換熱效果變化不大。同時(shí)，隨著間距的增大，噴淋水受風(fēng)截面相應(yīng)增加，對(duì)流沖刷過(guò)程中攜帶走的水量會(huì)相應(yīng)越大，但由于此時(shí)空氣流速保持不變，且受風(fēng)截面增加量很小，因而，忽略其對(duì)噴淋水冷卻效率的影響。

由圖4(c)知，噴嘴雙側(cè)布水與單側(cè)布水相比，換熱器垂直氣流布置時(shí)換熱量提高了30.8%，平行氣流布置時(shí)則提高了19%。而平行氣流布置與垂直氣流布置相比，噴嘴雙側(cè)布水時(shí)換熱量提高了5%，噴嘴單側(cè)布水時(shí)提高了15.4%，而且換熱器平行氣流布置且噴嘴雙側(cè)旋轉(zhuǎn)布水時(shí)的換熱量最高。由此可見(jiàn)，噴嘴雙側(cè)布水優(yōu)于單側(cè)布水，平行氣流布置優(yōu)于垂直氣流布置，原因在于，單側(cè)布水時(shí)換熱器的另一側(cè)表面得不到充分濕潤(rùn)，而當(dāng)雙側(cè)布水時(shí)，整個(gè)換熱器表面水膜分布較完整，換熱管外壁與管外水膜能夠很好地完成對(duì)流換熱。換熱器平行氣流布置時(shí)，其表面的水膜分布較垂直氣流布置時(shí)更均勻，而當(dāng)換熱器垂直氣流布置時(shí)，水膜與空氣熱質(zhì)交換后不能迅速排走，表面水膜厚度不斷增加，從而熱阻增大，換熱效率降低。因此，換熱器平行氣流布置且噴嘴雙側(cè)旋轉(zhuǎn)布水為較優(yōu)布水方案，此時(shí)換熱量為0.74 kW/m2。

圖4 噴嘴與換熱器間距、兩組換熱管束間距及噴嘴單雙側(cè)布水對(duì)換熱器換熱的影響Fig.4 The influence on heat transfer performance of the distance between nozzle and evaporative cooler,the distance between two sets of heat exchange coil and rotating water on one side or both sides

2.2 間接蒸發(fā)冷卻器換熱性能的正交實(shí)驗(yàn)研究

由2.1知,換熱器平行氣流布置且噴嘴雙側(cè)旋轉(zhuǎn)布水為較優(yōu)布水方案，在此基礎(chǔ)上，運(yùn)用正交實(shí)驗(yàn)法進(jìn)一步研究?jī)蓚?cè)旋轉(zhuǎn)布水間接蒸發(fā)式冷卻器在平行氣流布置方式下，噴水量、噴水溫度、管內(nèi)冷卻水流量、冷卻水進(jìn)口溫度、空氣溫度、空氣速度、旋轉(zhuǎn)布水裝置轉(zhuǎn)速等因素對(duì)其換熱性能的影響。正交實(shí)驗(yàn)因素水平如表2所示，選用正交表L27(313)來(lái)安排實(shí)驗(yàn)。

表2 正交實(shí)驗(yàn)因素水平表Table 2 The level table of orthogonal factors

實(shí)驗(yàn)得出各因素的水平影響趨勢(shì)圖如圖5所示。

圖5 換熱器平行氣流布置時(shí)各因素的正交水平趨勢(shì)圖Fig.5 The trend graph of orthogonal factors level when heat exchanger arranged parallel to the air flow

從圖5可以看出，隨著噴水量的增加、轉(zhuǎn)速的提高、空氣速度的增大、冷卻水進(jìn)口溫度的升高，換熱器換熱量呈現(xiàn)增加趨勢(shì)，但各因素的影響程度有所不同。其中，當(dāng)噴水量為50 和60 L/h時(shí)，換熱量比噴水量為40 L/h時(shí)分別提高了7.68%、18.26%；當(dāng)布水裝置轉(zhuǎn)速由50 r/min升高到100 r/min時(shí)，與轉(zhuǎn)速為50 r/min時(shí)的換熱量相比，分別提高了1.56%、4.06%；當(dāng)空氣速度為2.75 m/s、3 m/s時(shí)，與空氣速度為2.5 m/s時(shí)相比，換熱量分別提高了7.79%、8.54%；同時(shí)，考慮到由于空氣速度的增加，空氣與噴淋水對(duì)流沖刷過(guò)程中攜帶走的水量會(huì)相應(yīng)增大，將會(huì)對(duì)噴淋水的冷卻效率有一定影響，但由于實(shí)驗(yàn)選取的風(fēng)速均在節(jié)能手冊(cè)推薦的最佳迎面風(fēng)速2.5～3 m/s范圍內(nèi)，避免了由于風(fēng)速過(guò)大使得噴淋水飄逸，影響噴淋水的冷卻效率。當(dāng)冷卻水進(jìn)口溫度由35 ℃升高到39 ℃時(shí)，與溫度為35 ℃時(shí)相比換熱量分別提高了16.08%、36.01%。而隨著噴水溫度、空氣溫度的升高，換熱器換熱量卻呈現(xiàn)減少趨勢(shì)，其中，噴水溫度由27 ℃上升到31 ℃時(shí)，與27 ℃時(shí)換熱器的換熱量相比，分別降低了4.69%、8.03%；空氣溫度由24 ℃上升到28 ℃時(shí)，與24℃時(shí)相比換熱量分別降低了5.82%、11.23%。冷卻水流量的增大使換熱量呈先減少后增加趨勢(shì)。與冷卻水流量為800 L/h相比，冷卻水流量為600、1 000 L/h時(shí)，換熱量分別增加了2.50%、2.29%，可見(jiàn)，并不是冷卻水流量越大換熱器的換熱性能越好，冷卻水流量只有在一定的范圍內(nèi)增加時(shí)，換熱量才呈現(xiàn)上升趨勢(shì)。以上可知，冷卻水進(jìn)口溫度的改變對(duì)換熱器換熱性能影響最為顯著，當(dāng)冷卻水進(jìn)口溫度為39 ℃時(shí)，單位面積換熱量為0.902 kW。

為了進(jìn)一步分析各因素對(duì)換熱器換熱性能的影響程度，分別運(yùn)用極差分析法和方差分析法對(duì)正交實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行了分析，如表3、表4所示。

表3 正交實(shí)驗(yàn)結(jié)果極差分析表Table 3 Range analysis table of orthogonal experiment results

表4 正交實(shí)驗(yàn)結(jié)果方差分析表Table 4 Variance analysis table of or thogonal experiment results

對(duì)比兩表結(jié)果可知，兩種分析方法得出的各因素對(duì)換熱器換熱性能影響的主次順序排列中僅空氣速度和噴水溫度的前后排列順序不同，其他因素的排列順序一致，可以認(rèn)為按兩種分析方法排出的主次順序相同：冷卻水進(jìn)口溫度、噴水量、空氣溫度、空氣速度、噴水溫度、轉(zhuǎn)速、冷卻水流量。其中改變冷卻水流量對(duì)換熱的影響最小，即此時(shí)換熱器換熱量受管內(nèi)側(cè)的對(duì)流換熱過(guò)程影響較小，而受管外側(cè)的對(duì)流傳熱傳質(zhì)影響較大，其中，管外側(cè)的對(duì)流傳熱傳質(zhì)包括管外壁與水膜的傳熱過(guò)程和水膜與空氣的傳熱傳質(zhì)過(guò)程。而噴淋水在換熱器表面形成水膜過(guò)程中，噴淋水與空氣的傳熱傳質(zhì)過(guò)程是由水膜與空氣的顯熱換熱和水膜蒸發(fā)的潛熱換熱耦合構(gòu)成，由于蒸發(fā)換熱的潛熱遠(yuǎn)大于其顯熱交換的熱量，可知換熱過(guò)程中空氣側(cè)熱阻為主要熱阻，因此，蒸發(fā)式冷卻器換熱過(guò)程應(yīng)著重強(qiáng)化水膜與空氣的傳熱傳質(zhì)過(guò)程。

3 結(jié) 論

通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究得出：間接蒸發(fā)式冷卻器在垂直氣流和平行氣流布置方式下，噴嘴與換熱器的間距、兩組換熱盤(pán)管間距均存在最佳值；噴嘴雙側(cè)布水優(yōu)于單側(cè)布水，且同等布水方式下，換熱器平行氣流布置優(yōu)于垂直氣流布置；換熱器平行氣流布置且噴嘴雙側(cè)旋轉(zhuǎn)布水為較優(yōu)布置方式，此時(shí)，換熱器換熱量隨著噴水量、轉(zhuǎn)速、空氣速度及冷卻水進(jìn)口溫度的增加以及噴水溫度、空氣溫度的降低而增大，而冷卻水流量只有在一定的范圍內(nèi)增加時(shí)，換熱量才會(huì)呈現(xiàn)上升趨勢(shì)，各因素對(duì)間接蒸發(fā)式冷卻器換熱性能的影響從主到次順序?yàn)椋豪鋮s水進(jìn)口溫度、噴水量、空氣溫度、空氣速度、噴水溫度、轉(zhuǎn)速、冷卻水流量，這也為開(kāi)發(fā)地鐵用兩側(cè)旋轉(zhuǎn)布水間接蒸發(fā)式冷卻器提供了實(shí)驗(yàn)依據(jù)。

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(編輯 胡 玲)

Factors affecting heat transfer performance of subway indirect evaporative cooler

ShiPei,HeYecong,FuJunping,LiuShan

( College of Energy and Power Engineering ,Changsha University of Science and Technology,Changsha 410114,P.R.China)

An indirect evaporative cooler installed with a rotary water distribution device which is driven by a low-speed motor,was proposed to solve the installation location problem of cooling tower in subway station. Single factor experimental method was used to investigate the heat transfer performance of indirect evaporative cooler under two types of arrangement. And under the optimal arrangement,the factors that affected the heat transfer performance were analyzed by orthogonal experimental method. The experimental results showed that the distance between nozzle and evaporative cooler and the distance between two sets of heat exchange coil under two types of arrangement both had optimal values. Rotating water on both sides was superior to rotating water on the one side. Heat exchanger arranged parallel to the air flow with nozzles rotating water on both sides was the better arrangement. And under this arrangement,heat exchange increased with the increase of spray water quantity,rotational speed,air velocity,cooling water flow rate and cooling water inlet temperature,and the decrease of spray temperature and air temperature. The cooling water inlet temperature had the most significant effect on heat transfer performance and other factors that affected the heat transfer performance from main to secondary were spray water quantity,air temperature,air velocity,spray temperature,rotational speed and cooling water flow rate.

indirect evaporative cooler; heat transfer performance; arrangement; subway

10.11835/j.issn.1674-4764.2015.05.018

2015-06-16 基金項(xiàng)目：國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51406015)；湖南省科技廳項(xiàng)目(2013NK3003)；長(zhǎng)沙市科技局科研項(xiàng)目(K1403040-11)

石沛(1991-)，男，主要從事暖通空調(diào)設(shè)備及建筑節(jié)能研究，(E-mail)ship808@126.com。 何葉從(通訊作者)，男，博士，(E-mail)heyecong@163.com。

Foundation item：National Natural Science Foundation of China (No.51406015)Scientific Research Fund of Hunan Provincial Science and Technology Department(No.2013NK3003);Scientific Research Fund Changsha Science and Technology Department(No.K1403040-11)

TU831.4

A

1674-4764(2015)05-0122-07

Received:2015-06-16

Author brief：Shi Pei(1991-)，main research interests:heating ventilation and conditioning and building energy efficiency，(E-mail)ship808@126.com. He Yecong(corresponding author)，PhD，(E-mail)heyecong@163.com.