二次熱回收熱管式空調系統

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系統

周智勇1，吳青青1，韋中師2，李春霞1

（1昆明理工大學建筑工程學院，云南昆明 650500；2安徽建筑大學環境與能源工程學院，安徽合肥 230601）

提出一種二次熱回收熱管式空調系統，其利用熱管換熱器做到二次熱回收，設計該系統并搭建實驗臺，通過理論計算和實驗比較該系統與其他系統之間的差異。以合肥為例，從理論上分析了二次熱回收熱管式空調系統的冬、夏季能耗，通過對實驗數據的分析得出本系統冬季新風風速在1.20～1.85 m·s-1之間熱回收率能達到10%～23.2%；夏季新風風速在1.20～2.0 m·s-1，室內外溫差在4.2～8.0℃時熱回收率能達到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系統具有獨特節能優勢。

回收；熱管；空調系統；換熱器；焓；傳熱

引 言

熱管以其優越的超導熱性、穩定性、體積小以及可控性等特點在中央空調系統中得到了廣泛的運用，對熱管性能優化以及新型熱管的研發也成為研究的熱點。文獻[1-3]在重力熱管強化換熱和換熱可視化的研究中取得了較好的實驗結果。環路熱管的研究以暫態特性研究、新型毛細芯的研制和毛細結構的優化為主，以及高級環路熱管、多蒸發器混合環路熱管、低溫環路熱管等新型環路熱管技術作為研究熱點[4-9]。莫冬傳等[10]以銅-超純水熱管研發了雙通道平板型環路熱管，在不同的功率下，比單通道環路熱管總熱阻低20%以上。張龍燦等[11-13]將環路熱管應用于供熱系統，搭建了光伏-太陽能環形熱管/熱泵復合系統實驗平臺，并對復合系統的瞬時性能和全天性能進行實驗研究。王鐵軍等[14]提出適用于機房、基站等高熱密度電子集成系統的熱管復合制冷系統，采用蒸氣壓縮制冷、蒸氣壓縮/熱管復合制冷和熱管制冷的分區工作模式，模擬結果表明相比常規蒸氣壓縮制冷技術節能40%。Wang等[15]設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果。Pei等[16-17]利用環形熱管的熱二極管特性和熱傳導特性并結合太陽能熱水系統實現了高性能遠程輸送熱量。

熱管技術在空調系統中的運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熱回收率的影響。Mostafa等[18]將熱管換熱器用于空調系統的余熱回收裝置，并通過實驗研究新風溫度、回風質量流量與系統熱回收率的關系。Jung等[19]利用數值模擬研究鈉-不銹鋼（STS）氣-氣熱管換熱器的傳熱性能和溫度范圍，模擬結果與實驗數據比較誤差在5%的正常運行范圍內，且誤差在11%時的最低溫度也低于鈉熱管可允許的運行范圍。Jadhav等[20]在印度分地區統計系統效果并分析熱管換熱器的節能潛力。Ahmadzadehtalatapeh等[21-22]利用逐時模擬和實地調查分析現有空調系統與建筑的供需關系，建議加裝熱管換熱器并模擬計算需要加裝的規格和數量，結果表明熱管換熱器具有明顯的節能優勢和經濟價值。熱管換熱器是以顯熱進行熱交換，因此很難達到除濕要求。Shao等[23-24]在實驗中采用R134a工質的動力型熱管（PASHP），從0到4增加熱管套數裝置露點溫度從11.7℃下降到8.2℃，系統的除濕能力提高了29.5%，采用PASHP的空調系統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熱回收用以降低新風能耗為主，少有涉及以熱管技術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系統，其將回風與送風換熱以降低或消除再熱系統帶來的能耗損失，再將排風與新風換熱以降低新風的空氣處理能耗，做到二次熱回收從而達到節能目的。

1 系統比較

1.1 無熱管熱回收式空調系統

圖1為常見的一次回風中央空調系統，夏季新風與回風混合達到一定的節能效果，但混合后空氣還需經過再熱處理，造成能耗增加，同時新風持續送入室內也會造成室內正壓過高。

1.2 一般熱回收熱管式空調系統

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

1.3 二次熱回收熱管式空調系統

二次熱回收熱管式空調系統（圖3）設置有毛細芯熱管換熱器和毛細泵回路熱管換熱器。毛細芯熱管換熱器利用毛細芯熱管實現排風與新風進行熱交換，換熱器為多組水平放置的毛細芯熱管，中間設控制裝置通過對熱管冷凝回液流量的控制實現對換熱量的調節，從而控制W1點的溫度。此換熱器可以做到冬、夏季兩用，毛細芯熱管高溫段為蒸發端，低溫段為冷凝端。毛細泵回路熱管換熱器在夏季利用熱管實現回風與送風的熱交換，換熱器為多組毛細泵回路熱管，中間為控制器，回風段為蒸發端，送風段為冷凝端，夏季利用回風中的顯熱對表冷器出口的低溫空氣進行等濕加熱，冬季此換熱器不工作。

此系統有兩個優點：①夏季回風與送風是等風量換熱，所以熱管從回風中吸收的熱量能滿足送風的再熱量，排風與新風也是等風量換熱，能最大限度地降低新風處理能耗，冬季只有毛細芯熱管換熱器工作，通過對新風比的調節控制新風處理能耗；② 過渡季節當新風比變化，制冷工況時兩個換熱器同時工作，制熱工況只有毛細芯熱管換熱器工作，且兩種工況都是在最高換熱效率下運行。因此本系統可以做到全季節運行，并且節能效果明顯。

2 熱管換熱器的設計計算

2.1 熱管換熱器設計要求

根據實驗要求需設計2臺熱管換熱器，設計風量均為1000 m3·h-1，工作溫差范圍為5～10℃，工作溫度范圍為18～40℃，熱管內工質為液氨［沸點-33.42℃；比熱容（液氨）4.609 kJ·g-1·K-1］。所有單根熱管都必須進行熱性能測試，且測試兩點溫差低于2℃的比重為100%。

2.2 設計計算

根據冷熱流體的熱平衡關系式計算氣-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，熱管橫向為8排，熱管排距與列距呈等邊三角形排列（圖5），迎面質量流速推薦值=2.5 kg·m-2·s-1。即1=2，1=2。

熱管管徑0由管內流通截面積決定，而影響管內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)

本文設計的熱管翅片形式為環形翅片，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)

根據理論公式計算熱管換熱器各項參數見表1。

表1 熱管換熱器參數

根據表1的設計參數定制熱管換熱器，其實物圖和設計圖分別見圖4、圖5。

3 理論分析

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

表2、表3為系統空氣處理過程的各個狀態點參數。夏季空氣處理過程的再熱溫差為6℃，室外新風和室內回風的溫度都有降低，所以本系統的節能體現在取消再熱量和降低混合點溫度兩個方面。但是為防止換熱器發生露點腐蝕，其熱交換方式都為顯熱換熱，故無法將H1點和W1溫度降到露點溫度以下，這也是制約系統換熱效率的一個重要因素。

表2 冬、夏季空調處理狀態點參數

表3 系統能耗對比

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

4 實驗分析

4.1 實驗臺的搭建

實驗臺搭建于安徽省合肥市（夏熱冬冷）。二次熱回收熱管式空調系統包括兩套空調系統、兩套熱管換熱器和一套測試系統。實驗原理如圖3所示，一共有7個測點，分別測試溫度、濕度和風速。測試儀器為Testo425精密型風速儀和高精度溫濕度黑匣子L92-1+，風速儀溫度測量范圍-20～+70℃，溫度精度±0.5℃（0～+60℃）；風速測量范圍0～+20 m·s-1，風速精度：±(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。實驗臺細節圖和熱管換熱器實物圖如圖8、圖9所示。

4.2 實驗方案

為簡化實驗過程，將毛細泵回路熱管換熱器用毛細芯熱管換熱器替代，并按1000 m3·h-1設計計算。為消除因替換對實驗造成的影響對實驗的風量、溫度范圍做出限定，并合理設計熱管換熱器以達到換熱要求；其次，為滿足夏季兩套換熱器同時工作，冬季只有新風段換熱器工作的實驗要求，因此將新風段毛細芯熱管換熱器水平放置，送風段毛細芯熱管換熱器垂直方式，并且送風口位于上端回風口位于下端，以此為保證冬、夏季系統正常切換。二次熱回收熱管式空調總風量按500、800和1000 m3·h-13擋，新風比按10%、30%、60%、90%和100%利用變頻風機5擋調節，每個季節測試15組數據。另一套全空氣空調機組模擬全天室內負荷，為實驗室內提供冷、負荷和濕負荷。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，數據記錄從當天8：00至14：00，開機后先運行10 min再記錄數據。各測點風速測量4次求均值，溫濕度采集頻率為1次·min-1。

4.3 實驗結果和分析

系統的性能可以用焓差來表示，實驗測得各點的數據為溫度、濕度和風速，工況點焓值為該點溫度和含濕量的函數。將該溫度下水蒸氣飽和壓力看成溫度的單值函數，由此求出含濕量和焓值。如圖10所示。

根據圖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 冬季系統熱回收率分析 冬季只有新風段毛細芯熱管換熱器工作，此系統的節能體現在升高新風工況的焓值，故而系統冬季熱回收率W為

分析圖11可知，當總送風量為500 m3·h-1時系統熱回收率較小且隨著新風比的增加逐漸增大；總送風量為800 m3·h-1新風比為90%和100%時系統節能性較好，均值達到14.67%和21.08%，最大值為49.35%，且熱回收率呈線性增加后趨穩定；總送風量為1000 m3·h-1新風比為90%時系統節能性最好并與新風比60%曲線變化相似，新風比30%與100%曲線變化相似。如圖12所示系統熱回收率均值最高點出現在總送風量為800 m3·h-1新風比為100%時，因此冬季熱回收率并非總送風量和新風比的線性函數關系。深入分析該實驗現象，本系統風管截面不變，風量與新風比的變化可以看作是管內風速的變化。等溫差條件下，空氣流經熱管表面的流速對換熱影響較大，從而影響系統的熱回收率，結果分析如圖13所示。

圖11 系統熱回收率曲線

Fig.11 Curves of system heat recovery efficiency

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

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

結果表明：風速在1.20～1.85 m·s-1之間冬季系統熱回收率能達到10%～23.2%，新風溫度升高0～3.9℃。

4.3.2 夏季系統熱回收率分析 夏季兩套熱管換熱器同時工作，系統節能體現在升高新風工況的焓值和升高送風溫度并取消再熱量，故而系統夏季熱回收率S為

夏季新風段熱管換熱器風速由新風比和總風量而定，送風段熱管換熱器風速只與總送風量有關。由式(11)得知S與新風比及各參數的焓差有關，且熱管換熱器的空氣處理過程為等含濕量過程，新風和室內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在總風量不變的前提下分析新風段風速F和室內外溫差Δ對系統熱回收率S的影響；②綜合考慮新風段風速F和送風段風速S對系統熱回收率S的影響。

由實驗數據得知，夏季的系統熱回收率在8.3%～60.2%之間，集中于35%～50%之間，室內外溫差在1.68～10.36℃。分析新風段風速和室內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），顯示風速在1.2～2.0 m·s-1，室內外溫差在4.2～8.0℃時夏季熱回收率能達到35%～55%。

分析新風段風速F和送風段風速S對S的影響（圖15）得知，F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之間時系統熱回收率在35%～60%。

夏季送風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空調的再熱裝置；系統能使新風溫度能降低0～2.3℃，系統熱回收率能達到60.2%，均值為39.2%。

5 結 論

（1）熱管技術已經廣泛應用于空調系統中，尤其在余熱回收方面有著特殊的節能優勢，隨著技術的更加成熟未來熱管在此領域將會有更好的發展前景。

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

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

（4）夏季測試條件下，新風風速在1.20～2.0 m·s-1，室內外溫差在4.2～8.0℃時，本系統熱回收率能達到35%～55%。并且能提供0～7.4℃的再熱溫差，使新風溫度降低0～2.3℃，熱回收率達到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 F——迎風面積，m2 F.A——新風 f——摩擦系數 G——迎面質量流速，kg·m-2·s-1 Gmax——最窄界面處的氣體質量流速，kg·m-2·s-1 g——重力加速度，m·s-2 H——焓值，kJ·kg-1 Δh——兩狀態點焓差，kJ·kg-1 L——單側管束長度，m Lf——流通長度比 M——質量流量，kg·s-1 N——流動方向上的管排數 pS——水蒸氣飽和壓力，Pa pV——管內蒸汽壓力，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 S.A——送風 T——溫度，℃ W——管束寬度，m α——系統新風比，% γ——汽化潛熱，kJ·kg-1 ηW,ηS——分別為系統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，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——管內風速，m·s-1 φ——相對濕度，% 下角標 c——攜帶極限 L——液態 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。

國家自然科學基金項目（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).