泵驱动回路热管能量回收装置性能的影响因素

段未，马国远，周峰



泵驱动回路热管能量回收装置性能的影响因素

段未，马国远，周峰

（北京工业大学环境与能源工程学院，北京 100124）

提出一种泵驱动回路热管能量回收装置，用于回收公共建筑空调系统排风的能量，降低处理新风的能耗，并搭建实验平台，测试该装置在两种工况下的性能，分析工质质量流量、换热器换热面积和换热器迎面风速3种因素对装置换热量、温度效率和性能系数的影响，得出质量流量、换热面积和迎面风速的最优值。结果表明，夏季工况下，质量流量250 kg·h−1，换热面积58.0 m2，迎面风速1.8 m·s−1时，装置的换热量为4.09 kW，性能系数为9.26；冬季工况下，质量流量300 kg·h−1，换热面积58.0 m2，迎面风速1.8 m·s−1时，装置的换热量为6.63 kW，性能系数为14.20。

泵驱动回路热管；能量回收；质量流量；换热面积；迎面风速

引 言

据统计，我国大型公共建筑的建筑面积仅占城镇总建筑面积的5%～6%，但其用电量为同等面积住宅建筑用电量的10倍以上[1]，在公共建筑中，空调系统用电占比高达50%～60%[2]。在空调新风和排风风道之间安装能量回收装置，降低处理新风的能耗，对空调系统的节能具有重要的意义。GB 50189—2015《公共建筑节能设计标准》[3]规定，设有集中排风的空调系统经技术经济比较合理时，宜设置空气-空气能量回收装置，并对各类能量回收装置的效率进行了限定。卜一德[4]编著的《绿色建筑技术指南》中，除能量回收效率这一指标外，要求能量回收装置的性能系数（COP）大于5，两项指标满足一项即可。

当前，建筑领域应用的空调排风能量回收装置主要有两大类：整体式和分体式。整体式能量回收装置包括转轮式[5-6]、板式[7]、板翅式[8]、热泵式[9]和整体热管式[10-11]等，分体式能量回收装置包括中间热媒式和分体热管式等。对于整体式能量回收装置，其能量回收效率较高，但要求新排风管道距离较近才能安装；对于新排风管道距离较远的场所，宜采用分体式能量回收装置。中间热媒式以水为循环工质、用水泵为系统提供循环动力，Besant等[12-13]对中间热媒式能量回收装置用于排风能量回收进行了实验和数值模拟研究，并将系统的初投资、运行维护费用和年节省费用整合，得出全生命周期费用计算公式。此类系统在冬季需要采取工质防冻措施，此外系统属于显热换热，泵功消耗较大，经济性差。分体热管式是常规热管的变形，以低沸点介质为循环工质，属于相变换热，依靠毛细力或重力进行循环，刘娣等[14-15]设计了一种分体热管式能量回收样机，实验得出能量回收效率与室内外温度之间的关系，指出该热管系统的最小启动温差还需进一步的理论和实验研究。此类系统需要一定的启动温差，系统设计难度较大，由于没有机械动力，难以满足大型复杂空调系统能量回收的要求。本文针对上述系统的特点和局限性，提出将泵驱动回路热管系统用于公共建筑空调排风能量回收，该系统利用相变换热，由工质泵提供循环动力，冬季无需防冻，系统布置灵活，能够在新排风道距离较远时进行能量回收。

近些年，有研究者将泵驱动回路热管系统应用于数据中心的散热，相比传统的机械制冷方式，节能效果显著，但室内外温差和工质质量流量等因素对系统换热量和性能系数COP有较大的影响。张双等[16-17]设计了一种泵驱动回路热管换热机组，用于数据中心自然冷却，得出当室内外温差为10℃，机组COP为5.88，当温差为18℃，COP达10.41，室内外温差与机组换热量近似呈线性关系。马国远等[18]将泵驱动回路热管系统用于某小型数据中心的散热，认为工质泵的功耗是决定系统COP的最主要因素，通过拟合换热曲线进行节能性分析，相比传统空调散热节电36.57%。马跃征等[19]搭建了磁力泵驱动回路热管的测试装置，实验结果表明换热量随温差增大而增大，随工质质量流量增大呈先增后减的趋势。利用室外自然冷源为数据中心散热降温的泵驱动回路热管系统均工作在室内空气温度高于室外空气温度的工况下，若将该系统直接应用于公共建筑空调系统排风能量回收，在冬季工况下可回收排风的热量为新风预热从而降低处理新风的能耗，但在夏季工况下想要实现回收排风的冷量为新风预冷需要改变工质的循环方向。本文在前人研究的基础上，对泵驱动回路热管加以改进，设计出一种泵驱动回路热管能量回收装置，系统工质可按正反两个方向循环，能够适应夏季和冬季两种工况下排风能量回收的需求，同时搭建了该装置的性能测试平台，主要着重于研究工质质量流量、换热器换热面积和换热器迎面风速对装置性能的影响，有关结论可为泵驱动回路热管的设计和工程应用提供参考。

1 泵驱动回路热管能量回收装置

图1为泵驱动回路热管能量回收装置的原理。装置的主要部件包括工质泵、新风换热器及其风机、排风换热器及其风机、储液罐和4个截止阀等。其中工质泵采用自吸式磁力泵，为工质循环提供动力。新风换热器和排风换热器为铜管翅片式换热器，结构规格完全一致，采用等高放置。新风换热器风机和排风换热器风机为同型号的轴流风机。储液罐能够减少装置启动时的压力脉冲，提高系统运行的稳定性。通过控制4个截止阀的开闭，可以改变系统工质的循环方向，装置可在夏季工况模式和冬季工况模式两种运行模式之间进行切换。

1.1 夏季工况模式

截止阀1和2开启，3和4关闭时，工质循环的顺序为储液罐、工质泵、新风换热器、排风换热器、储液罐，此时装置按夏季工况模式工作。其工作流程为：储液罐内的饱和液态工质在工质泵的作用下开始循环，经工质泵的绝热增压作用达到过冷状态，过冷液态的工质在新风换热器中吸热相变达到气液两相状态，同时室外新风的温度降低，气液两相状态的工质在排风换热器中放热冷凝为液态，同时室内排风的温度升高，液态工质最终流回储液罐，并开始下一个循环。如此循环往复，将室内排风携带的冷量不断传递给室外新风，达到回收排风中的冷量为新风预冷、降低处理新风的能耗的目的。

1.2 冬季工况模式

截止阀1和2关闭，3和4开启时，工质循环的顺序为储液罐、工质泵、排风换热器、新风换热器、储液罐，此时装置按冬季工况模式工作。其工作流程为：储液罐内的饱和液态工质在工质泵的作用下开始循环，经工质泵的绝热增压作用达到过冷状态，过冷液态的工质在排风换热器中吸热相变达到气液两相状态，同时室内排风的温度降低，气液两相状态的工质在新风换热器中放热冷凝为液态，同时室外新风的温度升高，液态工质最终流回储液罐，并开始下一个循环。如此循环往复，将室内排风携带的热量不断传递给室外新风，达到回收排风中的热量为新风预热、降低处理新风的能耗的目的。

2 实验方法

实验在焓差实验室中进行，排风换热器及其风机设置在焓差实验室的室内间，其余部件均设置在焓差实验室的室外间，由室内间模拟室内环境，提供恒定的排风空气条件，由室外间模拟室外环境，提供恒定的新风空气条件。

2.1 性能评价参数

在本实验中，装置的性能主要由3项性能参数来评价，分别是换热量、温度效率和性能系数COP。在新风换热器进口处、排风换热器进口处和排风换热器出口处分别设置干、湿球温度传感器，测量空气的干湿球温度，进而计算出空气的焓值以及装置的温度效率。通过焓差室的喷嘴流量计测出排风换热器空气的流量，焓差与流量的乘积即为装置的换热量。通过焓差室的数字功率计测量排风换热器风机、新风换热器风机和工质泵的功率，换热量与功率的比值即为装置的性能系数。

换热量由式(1)得到

温度效率的物理意义为实际换热量与理论最大换热量之比，适用于显热式能量回收装置，是评价其能量回收性能的重要参数，由式(2)得到

性能系数由式(3)得到

2.2 性能影响因素

在本实验中，着重于研究工质质量流量、换热器换热面积和换热器迎面风速这3种因素对装置性能的影响。

工质泵配有变频器，通过变频器可以调节工质泵的运行频率，从而改变工质的质量流量。本实验中质量流量的变化范围是150～450 kg·h−1，间隔为50 kg·h−1。

新风换热器和排风换热器为铜管-翅片式换热器，每个换热器包含6排换热管，6排管采用独立设计，每排管的进口和出口均设有截止阀，可以通过截止阀的开闭改变参与换热的管排数，从而改变换热器的换热面积，两个换热器的换热面积保持一致。本实验中参与换热的管排数的变化范围是2～6，对应的换热面积为19.3～58.0 m2，间隔为9.7 m2。

新风换热器风机和排风换热器风机均配有变频器，通过变频器可以调节风机的运行频率，从而改变换热器的迎面风速，两个换热器的迎面风速保持一致。本实验中迎面风速的变化范围是1.0～1.8 m·s−1，间隔为0.2 m·s−1。

3 实验结果与讨论

装置的循环工质为R32。按GB 50736—2012《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》[20]第3目“室内空气设计参数”中的数据，夏季工况下室内温度定为26℃，冬季工况下室内温度定为22℃。夏季工况下室外温度设为33.5℃，室内外温差为7.5℃；冬季工况下室外温度设为5℃，室内外温差为17℃。

3.1 工质质量流量

在换热器换热面积为58.0 m2且换热器迎面风速为1.8 m·s−1保持不变的条件下，工质质量流量对泵驱动回路热管能量回收装置性能的影响如图2 所示。

图2(a)～(c)分别给出了在夏季工况和冬季工况下，装置的换热量、温度效率和性能系数随工质质量流量的变化关系。由图可知，随着质量流量增大，装置的换热量和温度效率只略微增大，同时性能系数呈下降的趋势。夏季工况下，=150 kg·h−1时换热量3.86 kW，温度效率51.6%，性能系数9.65；=450 kg·h−1时换热量4.12 kW，温度效率53.2%，性能系数6.68。冬季工况下，=150 kg·h−1时换热量5.96 kW，温度效率30.0%，性能系数14.29；=450 kg·h−1时换热量6.66 kW，温度效率34.3%，性能系数11.77。

工质的质量流量增大，但装置的换热量和温度效率增长幅度很小，其主要原因在于换热器的热阻主要存在于空气侧，工质的流速加快使得管内侧传热系数增大，但对总传热系数的影响不占主导地位。此外，质量流量增大，工质泵的运行频率提高，功耗明显增大，由于装置的换热量提升不明显，故装置的性能系数下降，经济性降低。

夏季工况下，工质流量从150 kg·h−1增加到250 kg·h−1，换热量略微提高，性能系数略微下降，超过250 kg·h−1之后，换热量和温度效率变化不大同时性能系数下降幅度明显；冬季工况下，工质流量从150 kg·h−1增加到300 kg·h−1，换热量和温度效率提高，性能系数略微下降，超过300 kg·h−1之后，换热量和温度效率变化不大同时性能系数下降幅度明显。因此，本装置的工质质量流量存在最优值，夏季工况下的最优流量为250 kg·h−1；冬季工况下的最优流量为300 kg·h−1。

3.2 换热器换热面积

在工质质量流量为250 kg·h−1且换热器迎面风速为1.8 m·s−1保持不变的条件下，换热器换热面积对泵驱动回路热管能量回收装置性能的影响如图3所示。

图3(a)～(c)分别给出了在夏季工况和冬季工况下，装置的换热量、温度效率和性能系数随换热器换热面积的变化关系。由图可知，随着换热面积增大，装置的换热量、温度效率和性能系数均明显提高。夏季工况下，=19.3 m2时换热量2.83 kW，温度效率37.9%，性能系数6.29；=58.0 m2时换热量4.09 kW，温度效率52.3%，性能系数9.26。冬季工况下，=19.3 m2时换热量3.93 kW，温度效率20.7%，性能系数8.51；=58.0 m2时换热量6.49 kW，温度效率33.2%，性能系数14.29。

保持工质质量流量不变，增加换热器中参与换热的管排数能够增大换热器的换热面积，对换热量有利，但工质在换热器管内的流速会减小，管内侧热阻增大，对换热器的传热系数不利。实验结果表明装置的换热量和温度效率均明显提高，可知提高换热面积对装置的换热性能有利。此外，随着换热面积增大，系统阻力降低，工质循环泵的扬程、运行频率和功耗均下降，又由于装置的换热量提高，故装置的性能系数提高。因此，换热器换热面积越大，装置的性能越优，对于本装置，换热面积的最优值为58.0 m2。

3.3 换热器迎面风速

在工质质量流量为250 kg·h−1且换热器换热面积为58.0 m2保持不变的条件下，换热器迎面风速对泵驱动回路热管能量回收装置性能的影响如图4所示。

图4(a)～(c)分别给出了在夏季工况和冬季工况下，装置的换热量、温度效率和性能系数随换热器迎面风速的变化关系。由图可知，随着迎面风速增大，装置的换热量提高，而温度效率和性能系数均降低。夏季工况下，=1.0 m·s−1时换热量2.45 kW，温度效率58.7%，性能系数10.73；=1.8 m·s−1时换热量4.09 kW，温度效率52.3%，性能系数9.26。冬季工况下，=1.0 m·s−1时换热量4.34 kW，温度效率39.4%，性能系数20.56；=1.8 m·s−1时换热量6.49 kW，温度效率33.2%，性能系数14.29。

由于换热器的迎面风速增大，换热器的风量即空气侧的质量流量增大，换热器风机的运行频率和功耗增大。实验结果表明，迎面风速越大，温度效率越低，主要原因是风速越大，空气与换热器接触的时间越短，换热不充分，导致换热器进出口空气的温差和焓差减小。上述焓差减小，但装置换热量明显增大，说明风量对换热量的提升作用能够完全抵消焓差减小带来的不利影响。换热量增大，而性能系数却降低，说明随着风量的提升，装置功耗的增速远大于换热量的增速。

本装置换热器迎面风速的最优值为1.8 m·s-1，主要原因有以下3点：① 随着迎面风速的提高，装置换热量显著提升，而换热量这一参数对于热回收装置的评价具有重要的作用；② 与风速1.0 m·s−1相比，风速1.8 m·s−1时，夏季工况的温度效率降低了6.4%，冬季工况的温度效率降低了6.2%，降幅并不明显；③ 风速1.8 m·s−1时，夏季工况的温度效率为9.26，冬季工况的温度效率为14.29，虽然与风速1.0 m·s−1时的数据相比有一定差距，但已经能够达到文献[4]《绿色建筑技术指南》中的要求。

3.4 工况

由图2～图4可知，在研究工质质量流量、换热器换热面积和换热器迎面风速这3种因素对装置性能的影响时发现，相比于夏季工况，装置在冬季工况下的换热量和性能系数较高，而温度效率较低。主要原因是，热管换热装置的总驱动温差为室内外温差，由于热管内部工质的恒温特性，造成换热装置的换热温差损失较大，即室内排风换热器的出风温度远达不到室外新风的温度，同时室外新风换热器的出风温度也远达不到室内排风的温度，换热温差不能够被充分利用，此现象在冬季工况下更为明显。所以在冬季工况下，由于室内外温差比夏季工况大，装置的换热量以及性能系数较高，而换热器进出口空气的温差与室内外温差的比值较小，故装置的温度效率较低。

4 结 论

设计出一种泵驱动回路热管能量回收装置，用于回收公共建筑空调系统排风能量，通过搭建实验台进行性能测试，得到以下结论。

（1）工质的质量流量过大会导致装置的性能系数降低，夏季工况下的最优流量为250 kg·h−1，冬季工况下的最优流量为300 kg·h−1。

（2）换热器的换热面积越大，对装置的换热性能以及经济性越有利，最优换热面积为58.0 m2。

（3）换热器的迎面风速越大，装置的换热量越大但温度效率和性能系数越低，迎面风速的最优值为1.8 m·s−1。

（4）质量流量、换热面积和迎面风速均取最优值时，装置的能量回收性能最优。其换热量、温度效率和性能系数在夏季工况下分别为4.09 kW、52.3%和9.26，在冬季工况下分别为6.63 kW、33.8%和14.20。

符 号 说 明

A——换热器换热面积，m2 COP——性能系数 h——空气焓值，kJ·kg−1 m——工质质量流量，kg·h−1 m1——排风换热器空气侧质量流量，kg·s−1 Q——换热量，kW T——空气温度，℃ v——换热器迎面风速，m·s−1 W——风机功率，kW η——温度效率，% 下角标 1——排风换热器 11——排风换热器进口 12——排风换热器出口 2——新风换热器 21——新风换热器进口 3——工质泵

References

[1] 江亿. 我国建筑耗能状况及有效的节能途径[J]. 暖通空调, 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] 刘宇宁, 李永振. 不同地区采用排风热回收装置的节能效果和经济性探讨[J]. 暖通空调, 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] 中国建筑科学研究院. 公共建筑节能设计标准: GB 50189—2015 [S]. 北京: 中国建筑工业出版社, 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. 绿色建筑技术指南[M]. 北京: 中国建筑工业出版社, 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] 焦安军, 厉彦忠, 张瑞, 等. 板翅式换热器导流片结构参数对其导流性能的影响[J]. 化工学报, 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, 马国远. IDC机房用热管换热器节能特性试验研究[J]. 土木建筑与环境工程, 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, 马国远. 热虹吸管能量回收设备夏季工作特性的实验研究[J]. 暖通空调, 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] 刘娣, 汤广发, 赵福云, 等. 分离式热管热回收器的性能实验[J]. 暖通空调, 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] 张双, 马国远, 周峰, 等. 数据机房自然冷却用泵驱动回路热管换热机组性能实验研究[J]. 土木建筑与环境工程, 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] 马国远, 魏川铖, 张双, 等. 某小型数据中心散热用泵驱动回路热管换热机组的应用研究[J]. 北京工业大学学报, 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] 马跃征, 马国远, 张双. 磁力泵驱动两相冷却环路的换热特性[J]. 化工学报, 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] 中国建筑科学研究院. 民用建筑供暖通风与空气调节设计规范: GB 50736—2012 [S]. 北京: 中国建筑工业出版社, 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

国家自然科学基金项目（51376010，51406002）；北京市自然科学基金项目（3154031）。

2016-01-15收到初稿，2016-06-29收到修改稿。

联系人：周峰。第一作者：段未（1990—），男，硕士研究生。

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