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薛连政 马国远 周 峰 晏祥慧 姜明健
带热管的板式空气-空气换热器工作特性实验研究
薛连政 马国远 周 峰 晏祥慧 姜明健
（北京工业大学环境与能源工程学院 北京 100124）
提出一种用于能量回收的带热管的板式空气-空气换热器，换热器芯体内部纵向排列12根相互独立的环路热管，板间L型密封将换热器分为内、外两个循环，2台离心风机组织室内外空气通过通道层间的波纹板进行逆向C形流动换热。搭建了换热器性能测试平台，针对冬季工况和夏季工况，对换热器的温度效率、换热量与能效比进行了研究，进一步分析了2种不同工质的热管对换热器性能的影响。结果表明：冬季工况和夏季工况换热器的换热量、EER随室内外温差的增大而增大，冬季工况最高温度效率达到62%，夏季工况最高温度效率达到70%，当环路热管内工质为R32时，对换热器在冬、夏季工况的换热性能
均有提升。分析计算了哈尔滨、北京、上海、、、、。
能量回收；板式空气-空气换热器；热管
0 引言
近年来，在我国经济高速发展的同时，能源形势也随之日益严峻，其中以制冷空调行业发展所带来的能源消耗最大，并且随之而来的还有一系列环境问题。随着全球气候不断变暖，世界各国越来越重视节能减排工作[1]。而热回收技术对我国实现节能目标具有重要意义。目前用于公共建筑空调系统能量回收的装置种类较多，可分为2大类，即全热换热器和显热换热器[2]。常用的显热换热器有板式换热器和热管式换热器[3]。传统的板（翅）式能量回收装置无传动设备和耗能部件，但新风与排风之间存在湿交换，装置有交叉污染的风险，不宜在医院、生物洁净室等场合使用。整体热管式能量回收装置无需外加动力，耗能低，新风与排风不直接接触，没有交叉污染的风险[4]。Nasif[5]等在平板上添加一种多孔膜制成全热板翅式能量回收装置，对其温度效率和焓效率分别测量计算，发现多孔膜可有效提高换热器性能。Min和Su[6]提出一种数学模型来研究全热板翅式能量回收装置的换热量和温度效率，装置的换热量随板间距的增加先增加后减小，焓效率随着风机功率增加而降低。Lu[7]等以塑料为平板材料在不同的风速条件下对温度效率进行实验和理论研究，风速提高对温度效率不利。严卫东[8]等提出一种新型转轮全热回收新风机组,利用恒温恒湿小室,改变室内排风参数,测试夏季工况下该机组的冷回收性能。吴晓非[9]通过实验得到一个经验公式，可通过室内外空气温差、湿度差和风量来计算全热板翅式能
量回收装置实时的温度效率和焓效率。张海泉[10]通过实验与理论计算得到了板式换热器热工与阻力性能的计算方法。EI-Baky和Mohamed[11]将整体热管式能量回收装置用于空调系统排风能量回收，装置的温度效率随室内外温差增大而增大，当室外新风温度为40℃，排风温度为26℃时，温度效率为48%。Yat[12]通过实验研究了进口空气干球温度、相对湿度和风速对一个8排热重力热管换热器换热效率的影响。张保栋[13]通过理论计算得到了热管换热器最佳冷热段长度比的通用公式。姚寿广[14]等对一种具有并联热管组结构的新型平板式热管散热冷板的内部运行机理进行了数值模拟，分析并预测了加热冷却条件对该平板式热管运行性能的影响。孙世梅、张红[15]根据热管换热器结构特点及传热特性，建立了热管换热器壳程流动与传热的三维物理模型。周峰[16]研究了新风温度、充注率、倾斜角度、管排数和迎面风速等参数对整体热管式能量回收系统性能的影响。磊波[17]等通过典型铁路客站公共区域的模拟计算，表明实际最优热回收风量是在理论最优热回收风量区间内，得到其热回收的潜力。
目前，板（翅）式换热器作为应用最为广泛的换热器之一，国内外对其进行了大量的研究，但板（翅）式换热器仍有一些不足需要改善，例如，换热芯体通道间距大造成其体积大，换热芯体流道结构复杂、材质可靠性差造成了不易清洗、易破损等问题。针对以上问题，本文在常规翅片管换热器的基础上，将其设计为具有新型流道结构的可用于能量回收的空气-空气换热器，具有质量轻，结构紧凑，换热效果好，可靠性高的特点。并且将内部的穿管有效利用，制成环路热管，作为进一步提高板式换热器性能的方法。搭建了换热器性能测试平
台，在不同室内外温差条件下，对换热器的温度效率、换热量与能效比进行了研究，并进一步分析了2种不同工质的热管对换热器性能的影响。
1 实验装置及工作原理
图1 板式换热器芯体外部结构示意图
表1 板式换热器芯体几何参数
图2 空气内外循环示意图
板式热管换热器的换热芯体结构如图1所示，此换热器由铝制波纹翅片在12根相互独立的封闭环路热管基础上穿片而成。换热器芯体环路热管的蒸发段与冷凝段具有一定的高度差。芯体翅片间的垂直及水平密封形成L型密封，内、外循环侧的L型密封呈中心对称，且在各自循环侧均为相间排列。芯体翅片间垂直方向的密封将换热器分为内循环侧与外循环侧，水平方向的翅片密封控制内外循环侧的气流流向。该新型板式换热器板片薄，通道间距窄，整体结构质轻紧凑，换热器芯体结构参数见表1。当换热器的内循环侧与外循环侧存在温差时，，图2为内外循环不同通道间空气换热示意图。
2 实验过程与方法
本实验在焓差室中进行，利用焓差室控制室内外环境温度并监测实时温湿度数值,图3为实验系统示意图。实验过程中，焓差室的室内外测试间分别模拟室内外环境。冬季工况为室内温度20℃恒定不变，室外温度取-20℃～15℃，并以5℃为间隔作为实验温度进行测试。夏季工况为室内温度27℃恒定不变，室外温度分别取31℃、34℃、37℃、40℃作为实验温度进行测试。换热器内循环侧与外循环侧分别置于焓差室的室内侧与室外侧，并控制环路热管蒸发段与冷凝段在室内外侧的位置进行实验测试。首先，热管未充注工质，研究换热器换热性能，本文通过温度效率、换热量、能效比EER三个指标对换热器进行性能评价。为进一步探究热管对换热器性能的影响，将热管充注工质R32、R134a两种情况进行实验研究与分析。
试验中采用风速仪分别对换热器内外循环的风机出口均分5个测点进行测量，得到风机高速档的风量分别为630m3/h。在换热器的内循环面的矩形风口及风机出口各均匀布置5个温度测点，并取其测量值的平均值作为温度值，同理，外循环侧采用同样方法进行测量。使用的仪器主要参数列于表2中。
图3 实验系统
表2 使用的仪表主要参数
本文通过温度效率、换热量、能效比EER三个指标对换热器进行性能评价。计算换热量时需要直接测量的量有内循环侧进风温度及内循环风机的出风温度与风量，分别可由温度传感器和风速仪测量并计算得出。计算EER所需知的输入功率，由功率计直接测量并存储。本文温度效率、换热量、能效比EER按下面式子计算。
（1）温度效率的计算公式为：
式中：为冬季温度效率；为夏季温度效率；为室内进口处空气干球温度，℃；为室内出口处空气干球温度，℃；为室外进口处空气干球温度，℃。
（2）换热量的计算公式为：
式中：Q为冬季单位时间换热量，kW；Q为夏季单位时间换热量，kW；为空气的定压比热，kJ(/kg·℃)；为空气密度，kg/m³；为室内风机风量，m³/h。
（3）能效比EER的计算公式为：
式中：为换热量，kW；为室内风机功率，kW；为室外风机功率，kW。
3 实验结果与讨论
冬季工况结果与讨论
图4给出冬季工况换热器环路热管充注R32、R134a与空管的换热性能对比情况。由图4（a）可看出，当室内外温差（Δ）小于8℃时，温度效率（η）随室内外温差的增加而迅速增大，即Δ在5～8℃范围内，R32、R134a、空管的温度效率增幅均为10%左右，由于翅片两侧换热的内外循环气流为逆向C型流动，小温差传热下内侧循环气流与相邻通道内的外侧循环气流间的传热铝片面积并未完全利用，且小温差下热管环路运行不良，换热器温度效率受热管环路影响较小，使得温度效率与温差成近似线性关系。当Δ>8℃时，温度效率增幅明显减小，且Δ>15℃时，温度效率基本不变，原因在于Δ介于8～15℃时，内外循环气流能够较为充分的利用其间的波纹板片面积进行传热，R32、R134a、空管的温度效率增幅均为4%左右，但是当Δ>15℃时，内外循环其间的波纹片换热面积不足，即使增大室内外温差其温度效率增幅较小。从图4（a）可知，热管环路充注R32使换热器温度效率较空管提高约2%，，说明此时环路热管可提高换热器温度效率，当Δ>18℃时，η达到了60%，而热管环路充注R134a其温度效率介于R32与空管之间。
图4（b）为换热器换热量随室内外温差的变化情况，可知换热量与室内外温差近似线性相关，换热量几乎不受其他因素影响，这是由于温度效率几乎不随室内外温差的变化而变化，只有Δ<8℃时，η受Δ影响较大。环路热管对换热器温度效率的提升约为2%，所以图4（b）中，R32较空管的换热量也提升2%。图4（c）为换热器EER随室内外温差的变化情况，总功率大小不受室内外温差
的影响，所以EER曲线与换热量曲线近似，也可知EER主要与室内外温差相关，R32能够改善换热器的换热性能。
（a）换热器温度效率随室内外温差的变化情况
（b）换热器换热量随室内外温差的变化情况