旋轉(zhuǎn)氣泵驅(qū)動環(huán)路冷卻機(jī)組的工作特性

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

隨著電子科技的進(jìn)步，數(shù)據(jù)中心開始大范圍應(yīng)用。數(shù)據(jù)中心的能流密度高，單位能耗快速增加，因此降低數(shù)據(jù)機(jī)房能耗迫在眉睫。在數(shù)據(jù)機(jī)房設(shè)備中，空調(diào)系統(tǒng)能耗占比大，約為30%～50%[1]。降低空調(diào)能耗是數(shù)據(jù)機(jī)房節(jié)能的一種技術(shù)路線，而利用自然冷源為數(shù)據(jù)中心降溫又是降低空調(diào)能耗的一種方法。

熱管作為能有效利用自然冷源的裝置，被學(xué)者廣泛研究應(yīng)用。李改蓮等[2]研究了熱管復(fù)合式機(jī)房空調(diào)的性能，當(dāng)室外側(cè)環(huán)境溫度為7 ℃時，分離式熱管制冷量達(dá)到最大值4 575 W，EER高達(dá)17.99。胡張保等[3]實(shí)驗(yàn)研究了微通道換熱器作為蒸發(fā)器的分離式熱管空調(diào)，結(jié)果表明：充液率過大或過小均會影響系統(tǒng)的傳熱性能，最佳充液率約為120%；室內(nèi)外溫差越大分離式熱管空調(diào)傳熱效果越好。石文星等[4-5]將分離式熱管機(jī)組與蒸氣壓縮式制冷機(jī)組相結(jié)合，制成一種全年用機(jī)房復(fù)合空調(diào)系統(tǒng)，實(shí)驗(yàn)得到同等條件下比常規(guī)基站空調(diào)節(jié)能30%～45%。然而分離式熱管機(jī)房空調(diào)作為機(jī)房空調(diào)的輔助降溫設(shè)備，占用機(jī)房空間大，機(jī)組安裝要求高。在機(jī)組長管路或機(jī)房大熱流密度下，若機(jī)組動能偏小，則可能出現(xiàn)部分冷凝器處于“無用”狀態(tài)，裝置工作溫差增大，機(jī)組散熱效果變差[6]。在液體環(huán)路增加泵可以解決分離式熱管機(jī)組動力不足，安裝要求過高等問題。

在航空航天領(lǐng)域，泵驅(qū)動熱管應(yīng)用主要針對微重力或無重力的環(huán)境，劉杰[7]采用航天機(jī)械泵(齒輪泵)驅(qū)動兩相流冷卻環(huán)路，針對啟動特性、工作點(diǎn)控制方案、冷卻特性和循環(huán)特性等方面進(jìn)行綜合研究。在數(shù)據(jù)機(jī)房領(lǐng)域，王鐵軍等[8]研究屏蔽泵驅(qū)動環(huán)路熱管冷卻數(shù)據(jù)機(jī)房，在室內(nèi)外溫差為20 ℃時EER為15.4，是普通蒸氣壓縮制冷EER的3～5倍。張雙等[9-13]在環(huán)路熱管的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)了屏蔽泵和磁力泵驅(qū)動的回路熱管機(jī)組，針對啟動特性、換熱性能、循環(huán)特性進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，并將機(jī)組應(yīng)用到北京某小型數(shù)據(jù)機(jī)房中，結(jié)果表明，與采用空調(diào)散熱相比，可節(jié)省電能20.18%。

液泵在運(yùn)行時會發(fā)生氣蝕，在部分實(shí)驗(yàn)及應(yīng)用過程中可能斷流[14]。因此魏川鋮等[15]采用滑片式壓縮機(jī)設(shè)計(jì)了氣相驅(qū)動熱管循環(huán)，并測試其在不同充注量、高度差和溫差下的循環(huán)性能，結(jié)果表明：實(shí)驗(yàn)樣機(jī)在室內(nèi)外溫差為30 ℃時，EER達(dá)到7.705。石文星等[16]采用直流調(diào)速壓縮機(jī)作為氣體增壓泵驅(qū)動環(huán)路熱管，結(jié)果表明：當(dāng)室內(nèi)外溫差大于20 ℃時，采用氣體增壓分離式熱管循環(huán)EER達(dá)到3.9，節(jié)能率約為8%；當(dāng)室內(nèi)外溫差為30 ℃時，EER達(dá)到7.6，節(jié)能率達(dá)到70%。本文針對上述問題，選擇改進(jìn)的全封閉旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)作為氣相側(cè)驅(qū)動裝置，搭建旋轉(zhuǎn)氣泵驅(qū)動環(huán)路冷卻機(jī)組，對其換熱特性、循環(huán)特性進(jìn)行研究，并與液泵驅(qū)動回路熱管機(jī)組在同等室內(nèi)外溫度工況條件下的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對比。研究結(jié)果可為氣相側(cè)泵驅(qū)動裝置的設(shè)計(jì)研發(fā)提供借鑒參考。

1 旋轉(zhuǎn)氣泵驅(qū)動環(huán)路冷卻機(jī)組

1.1 工作原理

圖1所示為旋轉(zhuǎn)氣泵驅(qū)動環(huán)路冷卻機(jī)組的工作原理。機(jī)組由蒸發(fā)器、冷凝器、氣液分離器、旋轉(zhuǎn)氣泵及連接管組成，氣泵為整個機(jī)組提供動力。工作原理：氣液分離器內(nèi)的氣體制冷劑(狀態(tài)點(diǎn)1)被泵吸入，經(jīng)過泵絕熱增壓，變?yōu)檫^熱氣體(狀態(tài)點(diǎn)2)；從泵出口到冷凝器入口，制冷劑氣體從過熱氣體(狀態(tài)點(diǎn)3)變?yōu)轱柡蜌怏w(狀態(tài)點(diǎn)4)，在冷凝器內(nèi)，制冷劑與冷源(空氣)發(fā)生熱交換，從飽和氣體被冷凝成飽和液體，并進(jìn)一步被冷凝成過冷液體(狀態(tài)點(diǎn)3-5)；從冷凝器出口到蒸發(fā)器入口，由于管路壓力損失，制冷劑壓力下降，導(dǎo)致部分液體提前蒸發(fā)，制冷劑變?yōu)闋顟B(tài)點(diǎn)6，進(jìn)入蒸發(fā)器內(nèi)與室內(nèi)空氣換熱變?yōu)闋顟B(tài)點(diǎn)7；為防止氣泵進(jìn)液，狀態(tài)點(diǎn)7的制冷劑氣體經(jīng)過氣液分離器變?yōu)闋顟B(tài)點(diǎn)1，完成一個循環(huán)。假設(shè)制冷劑僅在換熱器內(nèi)換熱，在管道中為絕熱狀態(tài)，忽略換熱器內(nèi)壓力損失。

圖1 旋轉(zhuǎn)氣泵驅(qū)動環(huán)路冷卻機(jī)組的工作原理Fig.1 The principle of rotary booster-driven loop cooling unit

1.2 機(jī)組部件

研制的旋轉(zhuǎn)氣泵由壓縮機(jī)改進(jìn)而成，改進(jìn)后可減小壓縮機(jī)吸排氣的壓比和壓縮機(jī)功率。氣泵的工作容積Vg=3.6×10-5m3/r，采用R22制冷劑。經(jīng)過前期選型計(jì)算，機(jī)組室內(nèi)側(cè)采用兩組蒸發(fā)器并聯(lián)的形式；室外側(cè)采用兩組冷凝器并聯(lián)的形式，每臺換熱器的傳熱面積為25.6 m2；氣體管路使用16.2 mm的紫銅管連接，液體管路采用9.7 mm的紫銅管連接，翅片管換熱器幾何參數(shù)如表1所示。室內(nèi)外共使用4臺軸流風(fēng)機(jī)強(qiáng)制換熱，每臺風(fēng)機(jī)實(shí)測風(fēng)量為2 600 m3/h，每臺風(fēng)機(jī)實(shí)測功率約為160 W，最大風(fēng)量為3 739 m3/h。

氣泵的轉(zhuǎn)速n：

n=60(1-s)f/p

(1)

式中：n為氣泵的轉(zhuǎn)速，r/min；s為負(fù)載轉(zhuǎn)差率(3%～5%)，文中取4%；p為電機(jī)極對數(shù)；f為電源頻率，取50 Hz。

經(jīng)計(jì)算，氣泵的轉(zhuǎn)速n=2 880 r/min。

1、2、3、4換熱器入口截止閥；5、6、7、8三通閥；9、10、11、12換熱器出口截止閥；13、14冷凝器；15、16蒸發(fā)器；17氣泵；18氣液分離器；19質(zhì)量流量計(jì)；20、21、22取樣風(fēng)機(jī)；23噴嘴；T干球溫度測點(diǎn)；Tw濕球溫度測點(diǎn)；P壓力測點(diǎn)；ΔP壓差測點(diǎn)。圖2 實(shí)驗(yàn)裝置Fig.2 The experimental device

氣泵的理論輸氣量：

Vh=60nVg

(2)

式中：Vh為氣泵的理論輸氣量，m3/h；Vg為氣缸工作容積，m3/r。

經(jīng)計(jì)算，氣泵的理論輸氣量Vh=6.48 m3/h。

表1 翅片管換熱器幾何參數(shù)Tab.1 Geometric parameters of tube-fin heat exchanger

2 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)與測量

2.1 實(shí)驗(yàn)裝置及測試方法

氣泵驅(qū)動環(huán)路冷卻機(jī)組采用空氣焓值法測量性能，機(jī)組在焓差室中的擺放及測點(diǎn)布置如圖2所示。

由圖2可知，蒸發(fā)器與冷凝器在同一水平面上，機(jī)組室外側(cè)主要部件為氣泵、氣液分離器，液體側(cè)主要為質(zhì)量流量計(jì)，冷凝器排列方式為并聯(lián)，其中截止閥1、2分別控制冷凝器13、14的進(jìn)氣，截止閥啟閉方式為開或關(guān)。機(jī)組室內(nèi)側(cè)蒸發(fā)器同樣為并聯(lián)放置，截止閥3、4分別控制蒸發(fā)器15、16的進(jìn)液，截止閥啟閉方式為開或關(guān)。

機(jī)組運(yùn)行方案：將截止閥1、2、3、4打開，并打開冷凝器13、14和蒸發(fā)器15、16對應(yīng)的風(fēng)機(jī)，制冷劑從氣泵17排除后經(jīng)過室外側(cè)三通閥均勻流入冷凝器13、14，后匯集到液管，經(jīng)過室內(nèi)側(cè)三通閥均勻流入蒸發(fā)器15、16。

實(shí)驗(yàn)測量數(shù)據(jù)包括：冷凝器進(jìn)出風(fēng)干球溫度、蒸發(fā)器進(jìn)出風(fēng)干濕球溫度、氣泵進(jìn)出口壓力、冷凝器進(jìn)出口壓力、蒸發(fā)器進(jìn)出口壓力、液體側(cè)質(zhì)量流量、噴嘴前后壓差、各噴嘴的實(shí)際面積、噴嘴前干濕球溫度、冷凝器風(fēng)機(jī)功率、蒸發(fā)器風(fēng)機(jī)功率、氣泵功率。

測點(diǎn)布置：冷凝器進(jìn)出風(fēng)干球溫度分別由4個T型熱電偶測得，蒸發(fā)器進(jìn)出風(fēng)干球溫度由4個T型熱電偶及1個RTD鉑電阻測得，蒸發(fā)器進(jìn)出風(fēng)濕球溫度由濕球溫度計(jì)測得。氣泵、冷凝器、蒸發(fā)器壓力由壓力傳感器測得(其中氣泵出口與冷凝器進(jìn)口距離短，壓力測點(diǎn)合二為一)。液體側(cè)質(zhì)量流量由超聲波質(zhì)量流量計(jì)測得。噴嘴前后壓差由壓差計(jì)測得，噴嘴前干濕球溫度使用蒸發(fā)器出風(fēng)干濕球溫度，噴嘴面積使用標(biāo)定值。所有數(shù)據(jù)統(tǒng)一由數(shù)據(jù)采集儀采集并導(dǎo)出。氣泵、兩器風(fēng)機(jī)功率由功率計(jì)測得。

測量數(shù)據(jù)的處理：機(jī)組總功率由氣泵功率、蒸發(fā)器風(fēng)機(jī)功率及冷凝器風(fēng)機(jī)功率相加得到：

Punit=Pbooster+Pfan,evap+Pfan,cond

(3)

式中：Punit為機(jī)組總功率，kW；Pbooster為氣泵功率，kW；Pfan,cond為冷凝器風(fēng)機(jī)功率，kW；Pfan,evap為蒸發(fā)器風(fēng)機(jī)功率，kW。

室內(nèi)側(cè)蒸發(fā)器空氣側(cè)風(fēng)量：

(4)

式中：qv為機(jī)組室內(nèi)測點(diǎn)的風(fēng)量，m3/s；K為噴嘴系數(shù)；Cd為噴嘴流量系數(shù)；Anozzle為噴嘴面積，m2；Δp為噴嘴前后的靜壓差，Pa；Vn為噴嘴進(jìn)口處的空氣比容，m3/kg。

機(jī)組制冷量：

(5)

式中：Q為機(jī)組制冷量，kW；hair,inlet、hair,outlet分別為蒸發(fā)器進(jìn)、出口的焓值，其值根據(jù)蒸發(fā)器進(jìn)、出口干濕球溫度查表可得，J/kg；W為噴嘴進(jìn)口處的空氣濕度，kg/(kg干空氣)。

機(jī)組能效比EERunit：

EERunit=Q/Punit

(6)

機(jī)組運(yùn)行時氣泵能效比EERbooster：

EERbooster=Q/Pbooster

(7)

2.2 測量儀表及測量誤差

實(shí)驗(yàn)采用的測量儀表主要參數(shù)如表2所示。

表2 儀表主要參數(shù)Tab.2 Main parameters of instruments

采用標(biāo)準(zhǔn)不確定度的B類評定方法[17]進(jìn)行計(jì)算，測量結(jié)果的不確定度為：制冷量Q為±1.45%，電功率P為±0.02%，EER為±3.75%。

2.3 實(shí)驗(yàn)工況

室內(nèi)溫濕度是數(shù)據(jù)中心或通信基站設(shè)備安全運(yùn)行的重要參數(shù)。實(shí)驗(yàn)?zāi)M機(jī)組實(shí)際運(yùn)行環(huán)境，工況范圍：室內(nèi)干球溫度恒定為25 ℃、濕球溫度恒定為17 ℃，室外干球溫度設(shè)定在20 ℃以下，分別為20、15、10、5、0、-5 ℃，共6組工況。下文室內(nèi)外溫差簡稱為ΔT(℃)。

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與討論

3.1 實(shí)驗(yàn)結(jié)果

實(shí)驗(yàn)中風(fēng)量不變、泵頻率為50 Hz，通過調(diào)節(jié)室內(nèi)外的溫度，改變機(jī)組運(yùn)行工況。圖3所示為機(jī)組制冷量、功率、EER隨室內(nèi)外溫差ΔT的變化。

圖3 機(jī)組制冷量、功率和EER隨室內(nèi)外溫差的變化Fig.3 The refrigerating capacity, power and EER of the unit change with indoor and outdoor temperature difference

由圖3(a)可知，機(jī)組制冷量隨ΔT的增加呈先增大后減小的趨勢。當(dāng)ΔT=5 ℃時，機(jī)組制冷量為11.1 kW；當(dāng)ΔT=20 ℃時，制冷量達(dá)到峰值18.6 kW；當(dāng)ΔT=30 ℃時，機(jī)組制冷量為15.2 kW。機(jī)組穩(wěn)定運(yùn)行時，室內(nèi)環(huán)境溫度保持不變，即蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)溫度保持不變，影響制冷量的主要因素是蒸發(fā)器進(jìn)口溫度，即與冷凝器的換熱量有關(guān)。隨著室外環(huán)境溫度的降低，冷凝器的換熱量增大，冷凝器出口處制冷劑被冷凝成飽和液體甚至過冷液體，單位質(zhì)量的制冷量增加。所以，當(dāng)ΔT=5～20 ℃，風(fēng)量與傳熱面積不變時，制冷量不斷增加。但當(dāng)ΔT>20 ℃時，制冷量反而降低，原因是隨著室外環(huán)境溫度的降低，冷凝器的出口溫度(蒸發(fā)器進(jìn)口溫度)不斷下降，導(dǎo)致蒸發(fā)壓力下降，氣泵的吸氣壓力下降，制冷劑比容增大，機(jī)組質(zhì)量流量下降，雖然單位質(zhì)量的制冷量增加，但總體制冷量下降。

由圖3(b)可知，機(jī)組Pbooster及Punit隨ΔT的增加呈下降趨勢，且下降的幅度逐漸減小。當(dāng)ΔT=5 ℃時，Punit=1.815 kW，Pbooster=1.161 kW；當(dāng)ΔT=25 ℃時，Punit=1.16 kW，Pbooster=0.509 kW;當(dāng)ΔT=30 ℃時，Punit=1.118 kW，Pbooster=0.464 kW。兩者的差值為機(jī)組風(fēng)機(jī)的功率，約為600～700 W。Punit和Pbooster隨著ΔT的增加而降低，原因是氣泵功率在降低。隨著室外溫度的降低，冷凝溫度和冷凝壓力降低，比容積隨之降低，氣泵功率降低。同時因氣泵吸氣口制冷劑比容增大導(dǎo)致的機(jī)組質(zhì)量流量減少，也使氣泵功率下降。

由圖3(c)可知，EERbooster與EERunit隨ΔT的增加均呈先增大后減小的趨勢，但EERbooster的曲線變化幅度更大。當(dāng)ΔT=5 ℃時，EERunit=6.1，EERbooster=9.4；當(dāng)ΔT=25 ℃時，EERunit達(dá)到峰值15.1，EERbooster達(dá)到峰值34.2；當(dāng)ΔT=30 ℃時，EERunit=13.6。當(dāng)ΔT=5～20 ℃時，制冷量Q增大，氣泵功率降低，所以EER增大。當(dāng)ΔT>20 ℃時，氣泵功率下降的幅度變小，Q降低，因此EER增加緩慢甚至出現(xiàn)下降的趨勢。

風(fēng)機(jī)功率占機(jī)組功率的比例高，當(dāng)ΔT=5 ℃時，Pbooster/Punit=0.64，而當(dāng)ΔT=25 ℃，Pbooster/Punit=0.41，氣泵功率在機(jī)組功率中占比隨ΔT增加而下降，所以不包含風(fēng)機(jī)功率的EERbooster更大，變化幅度也更大。實(shí)際上風(fēng)機(jī)的標(biāo)準(zhǔn)風(fēng)量與實(shí)測風(fēng)量差距較大，而風(fēng)機(jī)效率較低，直接影響EERunit的大小，說明通過降低風(fēng)機(jī)功率的方式來提高EER有較大的發(fā)展空間。

3.2 氣泵驅(qū)動與液泵驅(qū)動機(jī)組對比

液泵驅(qū)動環(huán)路熱管機(jī)組采用與氣泵驅(qū)動環(huán)路冷卻機(jī)組相同的換熱器和風(fēng)機(jī)。換熱器面積、管排數(shù)、風(fēng)機(jī)風(fēng)量均相同，兩器的放置方式均為水平平行放置。液泵數(shù)據(jù)來自于課題組論文[18]，數(shù)據(jù)選擇的是各自實(shí)驗(yàn)中的最佳性能點(diǎn)，泵的轉(zhuǎn)速、質(zhì)量流量等均不相同，液泵為30 Hz屏蔽離心泵，氣泵頻率為50 Hz。圖4所示為氣泵機(jī)組與液泵機(jī)組制冷量、機(jī)組功率、EER隨室內(nèi)外溫差ΔT的變化。

圖4 氣泵機(jī)組與液泵機(jī)組制冷量、功率和EER隨室內(nèi)外溫差的變化Fig.4 The refrigerating capacity, power and EER of the rotary booster unit and liquid pump unit change with indoor and outdoor temperature difference

由圖4(a)可知，液泵機(jī)組制冷量隨ΔT的增大而不斷增加，氣泵機(jī)組制冷量在ΔT>20 ℃時開始降低。對比可知：兩機(jī)組制冷量的差距隨著ΔT的增加而減小，當(dāng)ΔT=10 ℃時，氣泵機(jī)組制冷量約為14 kW，液泵機(jī)組制冷量僅為6.8 kW；當(dāng)ΔT=23.5 ℃時，液泵機(jī)組制冷量大于氣泵機(jī)組制冷量；當(dāng)ΔT=25 ℃時，氣泵機(jī)組制冷量為17.6 kW，液泵機(jī)組制冷量為19.4 kW。

由圖4(b)可知，液泵機(jī)組的總功率始終大于氣泵機(jī)組的總功率。當(dāng)ΔT=10 ℃時，氣泵機(jī)組的總功率為1.53 kW，隨著ΔT的增加而不斷下降，當(dāng)ΔT=25 ℃時，氣泵機(jī)組總功率下降至1.16 kW。液泵機(jī)組的總功率在ΔT=10 ℃時為1.54 kW，在ΔT=25 ℃時為1.60 kW。

由圖4(c)可知，氣泵機(jī)組EERunit始終大于液泵機(jī)組EERunit。當(dāng)ΔT=10 ℃時，氣泵機(jī)組EERunit=9，液泵機(jī)組EERunit=4.4，氣泵機(jī)組EERunit比液泵機(jī)組EERunit高104.7%；當(dāng)ΔT=25 ℃時，氣泵機(jī)組EERunit=15.1，液泵機(jī)組EERunit=12.1，氣泵機(jī)組EERunit比液泵機(jī)組高25.5%。當(dāng)ΔT<20 ℃時，氣泵機(jī)組EERunit明顯優(yōu)于液泵機(jī)組；當(dāng)ΔT>20 ℃時，液泵機(jī)組EER開始接近氣泵機(jī)組，主要因?yàn)橐罕脵C(jī)組的制冷量在ΔT=23.5 ℃開始反超氣泵機(jī)組，在制冷量相同時，氣泵機(jī)組的功率低于液泵機(jī)組，所以氣泵機(jī)組EERunit依然優(yōu)于液泵機(jī)組，但如果ΔT進(jìn)一步增大，液泵機(jī)組EERunit會大于氣泵機(jī)組EERunit。綜上所述，在ΔT為10～25 ℃范圍內(nèi)，氣泵驅(qū)動環(huán)路冷卻機(jī)組EERunit優(yōu)于液泵驅(qū)動環(huán)路冷卻機(jī)組EERunit。

4 結(jié)論

本文研發(fā)了一種由旋轉(zhuǎn)氣泵驅(qū)動的環(huán)路自然冷卻機(jī)組，采用R22作為循環(huán)工質(zhì)，利用空氣焓差法進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，得到以下結(jié)論：

1)在室內(nèi)外溫差為5～30 ℃時，機(jī)組制冷量最高達(dá)到18.6 kW，最低為11.1 kW，可以滿足熱負(fù)荷在10 kW以下的機(jī)房使用。當(dāng)ΔT=5 ℃時，機(jī)組EERunit=6.1；當(dāng)ΔT=25 ℃時，EERunit達(dá)到峰值15.1；當(dāng)ΔT=30 ℃時，EERunit=13.6，機(jī)組的整體性能良好。機(jī)組在室內(nèi)外溫差為25 ℃時性能最佳，制冷量達(dá)到17.6 kW，機(jī)組總功率為1.16 kW，氣泵功率為0.509 kW，機(jī)組EERunit=15.1。

2)當(dāng)ΔT=25 ℃時，旋轉(zhuǎn)氣泵的EERbooster達(dá)到峰值34.2，小壓比旋轉(zhuǎn)氣泵作為氣泵驅(qū)動環(huán)路冷卻機(jī)組動力來源，性能優(yōu)異。如果選擇效率更高的風(fēng)機(jī)，可有效提高EERunit。

3)當(dāng)室內(nèi)外溫差范圍為10～25 ℃時，氣泵驅(qū)動環(huán)路冷卻機(jī)組性能優(yōu)于液泵驅(qū)動環(huán)路冷卻機(jī)組。當(dāng)ΔT=10 ℃時，氣泵機(jī)組EERunit比液泵機(jī)組EERunit高104.7%；當(dāng)ΔT=25 ℃，氣泵機(jī)組EERunit比液泵機(jī)組EERunit高25.5%。當(dāng)室內(nèi)外溫差范圍為10～25 ℃時，氣泵驅(qū)動環(huán)路冷卻機(jī)組EERunit優(yōu)于液泵驅(qū)動環(huán)路冷卻機(jī)組EERunit，但差距隨著室內(nèi)外溫差的增大而縮小。