泵驅(qū)動回路熱管能量回收裝置性能的影響因素

段未，馬國遠，周峰

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泵驅(qū)動回路熱管能量回收裝置性能的影響因素

段未，馬國遠，周峰

（北京工業(yè)大學環(huán)境與能源工程學院，北京 100124）

提出一種泵驅(qū)動回路熱管能量回收裝置，用于回收公共建筑空調(diào)系統(tǒng)排風的能量，降低處理新風的能耗，并搭建實驗平臺，測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速3種因素對裝置換熱量、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，迎面風速1.8 m·s?1時，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，迎面風速1.8 m·s?1時，裝置的換熱量為6.63 kW，性能系數(shù)為14.20。

泵驅(qū)動回路熱管；能量回收；質(zhì)量流量；換熱面積；迎面風速

引 言

據(jù)統(tǒng)計，我國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50%～60%[2]。在空調(diào)新風和排風風道之間安裝能量回收裝置，降低處理新風的能耗，對空調(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)計標準》[3]規(guī)定，設(shè)有集中排風的空調(diào)系統(tǒng)經(jīng)技術(shù)經(jīng)濟比較合理時，宜設(shè)置空氣-空氣能量回收裝置，并對各類能量回收裝置的效率進行了限定。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外，要求能量回收裝置的性能系數(shù)（COP）大于5，兩項指標滿足一項即可。

當前，建筑領(lǐng)域應用的空調(diào)排風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，但要求新排風管道距離較近才能安裝；對于新排風管道距離較遠的場所，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)動力，Besant等[12-13]對中間熱媒式能量回收裝置用于排風能量回收進行了實驗和數(shù)值模擬研究，并將系統(tǒng)的初投資、運行維護費用和年節(jié)省費用整合，得出全生命周期費用計算公式。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)濟性差。分體熱管式是常規(guī)熱管的變形，以低沸點介質(zhì)為循環(huán)工質(zhì)，屬于相變換熱，依靠毛細力或重力進行循環(huán)，劉娣等[14-15]設(shè)計了一種分體熱管式能量回收樣機，實驗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)的最小啟動溫差還需進一步的理論和實驗研究。此類系統(tǒng)需要一定的啟動溫差，系統(tǒng)設(shè)計難度較大，由于沒有機械動力，難以滿足大型復雜空調(diào)系統(tǒng)能量回收的要求。本文針對上述系統(tǒng)的特點和局限性，提出將泵驅(qū)動回路熱管系統(tǒng)用于公共建筑空調(diào)排風能量回收，該系統(tǒng)利用相變換熱，由工質(zhì)泵提供循環(huán)動力，冬季無需防凍，系統(tǒng)布置靈活，能夠在新排風道距離較遠時進行能量回收。

近些年，有研究者將泵驅(qū)動回路熱管系統(tǒng)應用于數(shù)據(jù)中心的散熱，相比傳統(tǒng)的機械制冷方式，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)計了一種泵驅(qū)動回路熱管換熱機組，用于數(shù)據(jù)中心自然冷卻，得出當室內(nèi)外溫差為10℃，機組COP為5.88，當溫差為18℃，COP達10.41，室內(nèi)外溫差與機組換熱量近似呈線性關(guān)系。馬國遠等[18]將泵驅(qū)動回路熱管系統(tǒng)用于某小型數(shù)據(jù)中心的散熱，認為工質(zhì)泵的功耗是決定系統(tǒng)COP的最主要因素，通過擬合換熱曲線進行節(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)動回路熱管的測試裝置，實驗結(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。利用室外自然冷源為數(shù)據(jù)中心散熱降溫的泵驅(qū)動回路熱管系統(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)直接應用于公共建筑空調(diào)系統(tǒng)排風能量回收，在冬季工況下可回收排風的熱量為新風預熱從而降低處理新風的能耗，但在夏季工況下想要實現(xiàn)回收排風的冷量為新風預冷需要改變工質(zhì)的循環(huán)方向。本文在前人研究的基礎(chǔ)上，對泵驅(qū)動回路熱管加以改進，設(shè)計出一種泵驅(qū)動回路熱管能量回收裝置，系統(tǒng)工質(zhì)可按正反兩個方向循環(huán)，能夠適應夏季和冬季兩種工況下排風能量回收的需求，同時搭建了該裝置的性能測試平臺，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速對裝置性能的影響，有關(guān)結(jié)論可為泵驅(qū)動回路熱管的設(shè)計和工程應用提供參考。

1 泵驅(qū)動回路熱管能量回收裝置

圖1為泵驅(qū)動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、新風換熱器及其風機、排風換熱器及其風機、儲液罐和4個截止閥等。其中工質(zhì)泵采用自吸式磁力泵，為工質(zhì)循環(huán)提供動力。新風換熱器和排風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。新風換熱器風機和排風換熱器風機為同型號的軸流風機。儲液罐能夠減少裝置啟動時的壓力脈沖，提高系統(tǒng)運行的穩(wěn)定性。通過控制4個截止閥的開閉，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行模式之間進行切換。

1.1 夏季工況模式

截止閥1和2開啟，3和4關(guān)閉時，工質(zhì)循環(huán)的順序為儲液罐、工質(zhì)泵、新風換熱器、排風換熱器、儲液罐，此時裝置按夏季工況模式工作。其工作流程為：儲液罐內(nèi)的飽和液態(tài)工質(zhì)在工質(zhì)泵的作用下開始循環(huán)，經(jīng)工質(zhì)泵的絕熱增壓作用達到過冷狀態(tài)，過冷液態(tài)的工質(zhì)在新風換熱器中吸熱相變達到氣液兩相狀態(tài)，同時室外新風的溫度降低，氣液兩相狀態(tài)的工質(zhì)在排風換熱器中放熱冷凝為液態(tài)，同時室內(nèi)排風的溫度升高，液態(tài)工質(zhì)最終流回儲液罐，并開始下一個循環(huán)。如此循環(huán)往復，將室內(nèi)排風攜帶的冷量不斷傳遞給室外新風，達到回收排風中的冷量為新風預冷、降低處理新風的能耗的目的。

1.2 冬季工況模式

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

2 實驗方法

實驗在焓差實驗室中進行，排風換熱器及其風機設(shè)置在焓差實驗室的室內(nèi)間，其余部件均設(shè)置在焓差實驗室的室外間，由室內(nèi)間模擬室內(nèi)環(huán)境，提供恒定的排風空氣條件，由室外間模擬室外環(huán)境，提供恒定的新風空氣條件。

2.1 性能評價參數(shù)

在本實驗中，裝置的性能主要由3項性能參數(shù)來評價，分別是換熱量、溫度效率和性能系數(shù)COP。在新風換熱器進口處、排風換熱器進口處和排風換熱器出口處分別設(shè)置干、濕球溫度傳感器，測量空氣的干濕球溫度，進而計算出空氣的焓值以及裝置的溫度效率。通過焓差室的噴嘴流量計測出排風換熱器空氣的流量，焓差與流量的乘積即為裝置的換熱量。通過焓差室的數(shù)字功率計測量排風換熱器風機、新風換熱器風機和工質(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，是評價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

在本實驗中，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速這3種因素對裝置性能的影響。

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

新風換熱器和排風換熱器為銅管-翅片式換熱器，每個換熱器包含6排換熱管，6排管采用獨立設(shè)計，每排管的進口和出口均設(shè)有截止閥，可以通過截止閥的開閉改變參與換熱的管排數(shù)，從而改變換熱器的換熱面積，兩個換熱器的換熱面積保持一致。本實驗中參與換熱的管排數(shù)的變化范圍是2～6，對應的換熱面積為19.3～58.0 m2，間隔為9.7 m2。

新風換熱器風機和排風換熱器風機均配有變頻器，通過變頻器可以調(diào)節(jié)風機的運行頻率，從而改變換熱器的迎面風速，兩個換熱器的迎面風速保持一致。本實驗中迎面風速的變化范圍是1.0～1.8 m·s?1，間隔為0.2 m·s?1。

3 實驗結(jié)果與討論

裝置的循環(huán)工質(zhì)為R32。按GB 50736—2012《民用建筑供暖通風與空氣調(diào)節(jié)設(shè)計規(guī)范》[20]第3目“室內(nèi)空氣設(shè)計參數(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且換熱器迎面風速為1.8 m·s?1保持不變的條件下，工質(zhì)質(zhì)量流量對泵驅(qū)動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，同時性能系數(shù)呈下降的趨勢。夏季工況下，=150 kg·h?1時換熱量3.86 kW，溫度效率51.6%，性能系數(shù)9.65；=450 kg·h?1時換熱量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時換熱量5.96 kW，溫度效率30.0%，性能系數(shù)14.29；=450 kg·h?1時換熱量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，但對總傳熱系數(shù)的影響不占主導地位。此外，質(zhì)量流量增大，工質(zhì)泵的運行頻率提高，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250 kg·h?1之后，換熱量和溫度效率變化不大同時性能系數(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300 kg·h?1之后，換熱量和溫度效率變化不大同時性能系數(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且換熱器迎面風速為1.8 m·s?1保持不變的條件下，換熱器換熱面積對泵驅(qū)動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時換熱量2.83 kW，溫度效率37.9%，性能系數(shù)6.29；=58.0 m2時換熱量4.09 kW，溫度效率52.3%，性能系數(shù)9.26。冬季工況下，=19.3 m2時換熱量3.93 kW，溫度效率20.7%，性能系數(shù)8.51；=58.0 m2時換熱量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，對換熱量有利，但工質(zhì)在換熱器管內(nèi)的流速會減小，管內(nèi)側(cè)熱阻增大，對換熱器的傳熱系數(shù)不利。實驗結(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)泵的揚程、運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，換熱器迎面風速對泵驅(qū)動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)隨換熱器迎面風速的變化關(guān)系。由圖可知，隨著迎面風速增大，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速增大，換熱器的風量即空氣側(cè)的質(zhì)量流量增大，換熱器風機的運行頻率和功耗增大。實驗結(jié)果表明，迎面風速越大，溫度效率越低，主要原因是風速越大，空氣與換熱器接觸的時間越短，換熱不充分，導致?lián)Q熱器進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，說明風量對換熱量的提升作用能夠完全抵消焓差減小帶來的不利影響。換熱量增大，而性能系數(shù)卻降低，說明隨著風量的提升，裝置功耗的增速遠大于換熱量的增速。

本裝置換熱器迎面風速的最優(yōu)值為1.8 m·s-1，主要原因有以下3點：① 隨著迎面風速的提高，裝置換熱量顯著提升，而換熱量這一參數(shù)對于熱回收裝置的評價具有重要的作用；② 與風速1.0 m·s?1相比，風速1.8 m·s?1時，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 風速1.8 m·s?1時，夏季工況的溫度效率為9.26，冬季工況的溫度效率為14.29，雖然與風速1.0 m·s?1時的數(shù)據(jù)相比有一定差距，但已經(jīng)能夠達到文獻[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速這3種因素對裝置性能的影響時發(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)排風換熱器的出風溫度遠達不到室外新風的溫度，同時室外新風換熱器的出風溫度也遠達不到室內(nèi)排風的溫度，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)計出一種泵驅(qū)動回路熱管能量回收裝置，用于回收公共建筑空調(diào)系統(tǒng)排風能量，通過搭建實驗臺進行性能測試，得到以下結(jié)論。

（1）工質(zhì)的質(zhì)量流量過大會導致裝置的性能系數(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，對裝置的換熱性能以及經(jīng)濟性越有利，最優(yōu)換熱面積為58.0 m2。

（3）換熱器的迎面風速越大，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、換熱面積和迎面風速均取最優(yōu)值時，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 說 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——換熱器迎面風速，m·s?1 W——風機功率，kW η——溫度效率，% 下角標 1——排風換熱器 11——排風換熱器進口 12——排風換熱器出口 2——新風換熱器 21——新風換熱器進口 3——工質(zhì)泵

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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

國家自然科學基金項目（51376010，51406002）；北京市自然科學基金項目（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).