馬國(guó)遠(yuǎn)，段 未，周 峰

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

泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置的工作特性

馬國(guó)遠(yuǎn)，段 未，周 峰

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

為了有效利用公共建筑空調(diào)系統(tǒng)排風(fēng)的能量，降低新風(fēng)處理能耗，設(shè)計(jì)出一種泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置.搭建實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)，討論該裝置在8種運(yùn)行工況、3種不同工質(zhì)下的工作特性，分析工況和工質(zhì)對(duì)其換熱量、溫度效率和性能系數(shù)等參數(shù)的影響.結(jié)果表明:該裝置能夠滿足公共建筑換氣能量回收的要求，具有顯著的節(jié)能效果.室內(nèi)外溫差增大對(duì)其換熱量和性能系數(shù)有利，對(duì)溫度效率不利.該裝置夏季工況的性能系數(shù)可達(dá)11.07，冬季工況的性能系數(shù)可達(dá)23.82；以R32為工質(zhì)時(shí)，該裝置的性能優(yōu)于R22和R152a.

泵驅(qū)動(dòng)回路熱管；能量回收；換熱量；溫度效率；性能系數(shù)

據(jù)統(tǒng)計(jì)，目前中國(guó)大型公共建筑中，空調(diào)系統(tǒng)用電占比達(dá)到50%～60%，在空調(diào)系統(tǒng)總負(fù)荷中，新風(fēng)負(fù)荷占比約為30%～50%，在人員密集的公共建筑內(nèi)可達(dá)70%以上［1］.另一方面，夏、冬季空調(diào)系統(tǒng)排風(fēng)中攜帶的大量冷、熱量被排到室外，造成很大程度上的浪費(fèi).如果能夠有效回收利用排風(fēng)攜帶的能量來(lái)降低新風(fēng)負(fù)荷，是實(shí)現(xiàn)空調(diào)系統(tǒng)節(jié)能的重要途徑之一，對(duì)實(shí)現(xiàn)中國(guó)建筑節(jié)能目標(biāo)具有重要意義.在空調(diào)新風(fēng)和排風(fēng)之間設(shè)置能量回收裝置，使新風(fēng)和排風(fēng)進(jìn)行冷、熱量的交換，把排風(fēng)中的能量盡可能多地傳遞給新風(fēng)，降低處理新風(fēng)的能耗，是一種行之有效的空調(diào)系統(tǒng)節(jié)能方法.

目前，用于空調(diào)排風(fēng)能量回收的裝置按照系統(tǒng)結(jié)構(gòu)可分為整體式和分體式兩大類，整體式能量回收裝置包括轉(zhuǎn)輪式、板式、板翅式、熱泵式和整體熱管式等，分體式能量回收裝置包括中間熱媒式和回路熱管式等.Simonson等［2］基于轉(zhuǎn)輪式能量回收裝置的傳熱機(jī)理建立數(shù)學(xué)模型，為轉(zhuǎn)輪式能量回收裝置的結(jié)構(gòu)改進(jìn)和效率計(jì)算提供了依據(jù).Michael［3］提出一種用于計(jì)算板式空氣-空氣熱交換器效率的數(shù)學(xué)模型，闡述了熱交換效率與總傳熱系數(shù)、氣體流動(dòng)形式和兩側(cè)氣體流量比之間的關(guān)系.Nguyen等［4］提出一種熱泵式能量回收裝置，以空調(diào)排風(fēng)為冷（熱）源，利用熱泵處理新風(fēng).周峰［5］研究了新風(fēng)溫度、充注率、傾斜角度、管排數(shù)和迎面風(fēng)速等參數(shù)對(duì)整體熱管式能量回收系統(tǒng)性能的影響.Bennett等［6］將中間熱媒式能量回收系統(tǒng)的初投資、運(yùn)行維護(hù)費(fèi)用和年節(jié)省費(fèi)用整合，得出全生命周期費(fèi)用計(jì)算公式，并通過(guò)計(jì)算機(jī)程序?qū)?shù)進(jìn)行優(yōu)化.劉娣等［7］設(shè)計(jì)了一種分離式熱管能量回收樣機(jī)，實(shí)驗(yàn)得出能量回收效率與室內(nèi)外溫度之間的關(guān)系.

整體式能量回收裝置的回收效率較高，當(dāng)新、排風(fēng)管道距離較近時(shí)宜采用整體式裝置.當(dāng)新、排風(fēng)管道距離較遠(yuǎn)時(shí)，宜采用分體式裝置，其中中間熱媒式以泵為驅(qū)動(dòng)力、以水為中間介質(zhì)傳輸新排風(fēng)熱量，但需要考慮冬季防凍措施，同時(shí)中間熱媒式利用顯熱進(jìn)行換熱，泵功消耗較大、經(jīng)濟(jì)性差；回路熱管式以低沸點(diǎn)介質(zhì)為工質(zhì)，屬于相變換熱，冬季無(wú)需防凍，但由于沒(méi)有機(jī)械動(dòng)力，蒸發(fā)器與冷凝器間需要一定的高度差，系統(tǒng)布置有限制，無(wú)法適應(yīng)復(fù)雜大型的能量回收?qǐng)鏊?本文針對(duì)中間熱媒式和回路熱管式的局限性，提出當(dāng)空調(diào)系統(tǒng)的新、排風(fēng)道距離較遠(yuǎn)時(shí)，將泵驅(qū)動(dòng)回路熱管技術(shù)應(yīng)用于公共建筑進(jìn)行排風(fēng)能量回收.該裝置屬于相變換熱，且由工質(zhì)泵提供動(dòng)力，泵功率較小，冬季無(wú)需防凍，系統(tǒng)布置靈活，能夠適應(yīng)復(fù)雜大型的能量回收?qǐng)鏊?

目前，有研究者將泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)應(yīng)用于數(shù)據(jù)中心自然冷卻，替代傳統(tǒng)的空調(diào)系統(tǒng)，達(dá)到節(jié)能的目的［8-9］.該類研究均為利用室外自然冷源為室內(nèi)環(huán)境降溫冷卻，要求室內(nèi)空氣溫度高于室外空氣溫度機(jī)組才能運(yùn)行.為使泵驅(qū)動(dòng)回路熱管技術(shù)滿足公共建筑排風(fēng)能量回收的要求，在夏季和冬季工況均能夠利用排風(fēng)能量降低新風(fēng)負(fù)荷，本研究對(duì)泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)加以改進(jìn)，可使系統(tǒng)工質(zhì)能夠沿正反2個(gè)方向循環(huán)，以適應(yīng)夏季和冬季工況轉(zhuǎn)換的要求，同時(shí)搭建了泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置的性能測(cè)試系統(tǒng)，對(duì)其工作特性進(jìn)行研究.

1　泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置

傳統(tǒng)的回路熱管是對(duì)單根熱管的變形，以重力和毛細(xì)力為驅(qū)動(dòng)力，由于缺乏機(jī)械動(dòng)力，在管路布置比較復(fù)雜的情況下難以正常啟動(dòng).泵驅(qū)動(dòng)回路熱管系統(tǒng)在傳統(tǒng)回路熱管系統(tǒng)的基礎(chǔ)上加裝工質(zhì)泵，用于克服系統(tǒng)阻力，為工質(zhì)循環(huán)提供動(dòng)力，能夠適應(yīng)管路布置復(fù)雜的換熱場(chǎng)所.

泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置的工作原理如圖1所示.系統(tǒng)主要由工質(zhì)泵、儲(chǔ)液罐、新風(fēng)換熱器及風(fēng)機(jī)、排風(fēng)換熱器及風(fēng)機(jī)、截止閥1～4及其連接管路組成.

通過(guò)控制截止閥1～4的開(kāi)閉，系統(tǒng)可以實(shí)現(xiàn)2種運(yùn)行模式.

1.1夏季運(yùn)行模式

該裝置按夏季運(yùn)行模式工作時(shí)，截止閥1、2開(kāi)，3、4關(guān)，工質(zhì)的循環(huán)方向?yàn)閮?chǔ)液罐→工質(zhì)泵→新風(fēng)換熱器→排風(fēng)換熱器→儲(chǔ)液罐.其工作過(guò)程如下:儲(chǔ)液罐內(nèi)的飽和液態(tài)工質(zhì)進(jìn)入工質(zhì)泵入口；經(jīng)泵的絕熱增壓過(guò)程在泵出口達(dá)到過(guò)冷狀態(tài)；從泵出口到新風(fēng)換熱器入口，工質(zhì)由于管路的流動(dòng)阻力產(chǎn)生一定的壓降；工質(zhì)在新風(fēng)換熱器中吸熱由過(guò)冷狀態(tài)達(dá)到飽和狀態(tài)，繼續(xù)吸熱產(chǎn)生相變變?yōu)闅庖?相狀態(tài)；工質(zhì)從新風(fēng)換熱器出口到排風(fēng)換熱器入口，壓力繼續(xù)降低；在排風(fēng)換熱器內(nèi)兩相狀態(tài)的工質(zhì)放出熱量冷凝為液態(tài)，經(jīng)排風(fēng)換熱器出口流回儲(chǔ)液罐，完成一個(gè)循環(huán).如此周而復(fù)始，將排風(fēng)的冷量不斷轉(zhuǎn)移到新風(fēng)，達(dá)到回收排風(fēng)中的冷量為新風(fēng)預(yù)冷、降低處理新風(fēng)的能耗的目的.

1.2冬季運(yùn)行模式

該裝置按冬季運(yùn)行模式工作時(shí)，截止閥3、4開(kāi)，1、2關(guān)，工質(zhì)的循環(huán)方向?yàn)閮?chǔ)液罐→工質(zhì)泵→排風(fēng)換熱器→新風(fēng)換熱器→儲(chǔ)液罐.其工作過(guò)程與夏季運(yùn)行模式相類似，區(qū)別在于工質(zhì)進(jìn)出兩換熱器的順序.在冬季運(yùn)行模式下能夠?qū)⑴棚L(fēng)的熱量不斷轉(zhuǎn)移到新風(fēng)，達(dá)到回收排風(fēng)中的熱量為新風(fēng)預(yù)熱、降低處理新風(fēng)的能耗的目的.

2　實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)及性能測(cè)試

實(shí)驗(yàn)在焓差實(shí)驗(yàn)室中進(jìn)行，由焓差室提供恒溫恒濕的環(huán)境條件，泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)的布置如圖2所示.它主要由2個(gè)測(cè)試室（室內(nèi)測(cè)試室和室外測(cè)試室）、被測(cè)裝置、空氣再處理系統(tǒng)、風(fēng)量測(cè)試裝置以及計(jì)算機(jī)測(cè)控系統(tǒng)等組成.由室內(nèi)測(cè)試室模擬室內(nèi)環(huán)境，提供排風(fēng)空氣條件；由室外測(cè)試室模擬室外環(huán)境，提供新風(fēng)空氣條件.排風(fēng)換熱器安裝在室內(nèi)測(cè)試室，新風(fēng)換熱器、儲(chǔ)液罐和工質(zhì)泵等其余部件安裝在室外測(cè)試室.工質(zhì)泵選用自吸式磁力泵.新風(fēng)換熱器和排風(fēng)換熱器為相同結(jié)構(gòu)參數(shù)的翅片管換熱器，且放置于同一水平高度.新風(fēng)換熱器和排風(fēng)換熱器的風(fēng)機(jī)為軸流風(fēng)機(jī).

在本實(shí)驗(yàn)中，能量回收裝置的性能主要由3項(xiàng)性能參數(shù)來(lái)衡量，分別是換熱量Q、溫度效率η和性能系數(shù)（coefficient of performance，COP）.

換熱量為

式中:Q為換熱量，kW；mea為排風(fēng)換熱器空氣質(zhì)量流量，kg/s；hea，in為排風(fēng)換熱器進(jìn)口空氣焓值，kJ/ kg；hea，out為排風(fēng)換熱器出口空氣焓值，kJ/kg.

溫度效率為

式中:η為溫度效率，%；Tea，in為排風(fēng)換熱器進(jìn)口空氣溫度，℃；Tea，out為排風(fēng)換熱器出口空氣溫度，℃；Toa，in為新風(fēng)換熱器進(jìn)口空氣溫度，℃.

式中:COP為性能系數(shù)；Wpump為工質(zhì)泵功率，kW；Weafan為排風(fēng)換熱器功率，kW；Woafan為新風(fēng)換熱器功率，kW.

在新風(fēng)進(jìn)口處、排風(fēng)進(jìn)口處和排風(fēng)出口處分別設(shè)置干、濕球溫度傳感器，進(jìn)而計(jì)算出空氣焓值以及裝置的溫度效率.通過(guò)壓力變送器和壓差變送器使得靜壓箱內(nèi)壓力與大氣壓力保持一致.通過(guò)壓差變送器測(cè)量噴嘴前后壓差，進(jìn)而計(jì)算出排風(fēng)換熱器的風(fēng)量，由焓差和風(fēng)量可計(jì)算出裝置的換熱量.通過(guò)數(shù)字功率計(jì)測(cè)量工質(zhì)泵、新風(fēng)換熱器風(fēng)機(jī)和排風(fēng)換熱器風(fēng)機(jī)的功率，由換熱量和功率可計(jì)算出裝置的

性能系數(shù)為性能系數(shù).通過(guò)PID控制器維持穩(wěn)定的工況.通過(guò)數(shù)據(jù)采集器采集溫度、濕度、壓力、壓差和電量等信息.相關(guān)測(cè)試儀器的規(guī)格參數(shù)如表1所示.采用標(biāo)準(zhǔn)不確定度的B類評(píng)定方法，計(jì)算出換熱量、溫度效率和性能系數(shù)的最大相對(duì)不確定度分別為3.32%、2.41%和3.63%.

3　實(shí)驗(yàn)結(jié)果與討論

按GB 50736—2012《民用建筑供暖通風(fēng)與空氣調(diào)節(jié)設(shè)計(jì)規(guī)范》第3目“室內(nèi)空氣設(shè)計(jì)參數(shù)”與附錄A“室外空氣計(jì)算參數(shù)”中的數(shù)據(jù)［10］，夏季和冬季各選擇4個(gè)典型城市，測(cè)試夏季和冬季共8個(gè)工況，各個(gè)工況的室內(nèi)外空氣參數(shù)如表2所示.表2中室內(nèi)外溫差的定義為室內(nèi)干球溫度與室外干球溫度之差，取正值.夏季4個(gè)工況的室內(nèi)外溫差分別為3.4、5.5、7.5、9.5℃，冬季4個(gè)工況的室內(nèi)外溫差分別為16.8、21.1、26.1、31.9℃.

本實(shí)驗(yàn)以目前主流工質(zhì)R22為比較對(duì)象，要求替代工質(zhì)在物化性質(zhì)及安全性上接近R22，又能在傳熱特性及環(huán)保特性上優(yōu)于R22.最終選擇3種工質(zhì)來(lái)測(cè)試泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置的性能，分別是R22、R32和R152a.工質(zhì)充注量的計(jì)算遵循2條基本原則［11］:

1）保證在管路中全部為液體的條件下儲(chǔ)液罐仍然有液體剩余以保證其氣液2相狀態(tài).

2）確保管路全部為氣體時(shí)儲(chǔ)液器能夠容納所有工質(zhì)，且有一定的氣體存在，以保證其中工質(zhì)溫度為飽和溫度.

由質(zhì)量守恒

表1　測(cè)試儀器的規(guī)格參數(shù)Table 1 Parameters of the instruments

表2　室內(nèi)外空氣參數(shù)Table 2 Parameters of indoor and outdoor air

式中:mmin為工質(zhì)最小充注量，kg；mL為液態(tài)工質(zhì)質(zhì)量，kg；mv為氣態(tài)工質(zhì)質(zhì)量，kg；Vloop為管路容積，m3；ρL為液態(tài)工質(zhì)密度，kg/m3；Vacu為儲(chǔ)液罐容積，m3；ρv為氣態(tài)工質(zhì)密度，kg/m3；mmax為工質(zhì)最大充注量，kg.

根據(jù)式（4）（5）結(jié)合實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)的幾何尺寸，得出R22充注量為19.9～22.5 kg，R32充注量為15.4～18.3 kg，R152a充注量為14.4～16.7 kg.由于裝置中設(shè)有儲(chǔ)液罐，只要保證工質(zhì)按上述范圍充注，則工質(zhì)充注量對(duì)系統(tǒng)性能影響不大.最終3種工質(zhì)均按最小充注量充注，即R22充注19.9 kg，R32充注15.4 kg，R152a充注14.4 kg.

工質(zhì)泵、新風(fēng)換熱器風(fēng)機(jī)和排風(fēng)換熱器風(fēng)機(jī)均配有變頻器，通過(guò)變頻器可以改變工質(zhì)泵及風(fēng)機(jī)的運(yùn)行頻率，從而改變工質(zhì)的質(zhì)量流量及換熱器的迎面風(fēng)速.若工質(zhì)泵的運(yùn)行頻率過(guò)低，工質(zhì)的質(zhì)量流量過(guò)小，工質(zhì)在換熱器內(nèi)相變時(shí)的氣化率過(guò)大，不利于換熱，同時(shí)裝置運(yùn)行不穩(wěn)定；若工質(zhì)泵的運(yùn)行頻率過(guò)高，工質(zhì)的質(zhì)量流量過(guò)大，工質(zhì)在換熱器內(nèi)相變時(shí)的氣化率過(guò)低，換熱不充分，同時(shí)工質(zhì)泵的消耗功率增加，裝置的性能系數(shù)下降.本實(shí)驗(yàn)測(cè)試過(guò)程中，新風(fēng)換熱器和排風(fēng)換熱器的迎面風(fēng)速和風(fēng)量保持相等.若風(fēng)機(jī)的運(yùn)行頻率過(guò)低，換熱器的迎面風(fēng)速過(guò)低，裝置的換熱量不足；若風(fēng)機(jī)的運(yùn)行頻率過(guò)高，換熱器的迎面風(fēng)速過(guò)高，裝置的溫度效率下降明顯，同時(shí)風(fēng)機(jī)的耗功增加，裝置的性能系數(shù)下降.故測(cè)試不同室內(nèi)外溫差和不同工質(zhì)對(duì)能量回收裝置性能的影響時(shí)，通過(guò)變頻器使得工質(zhì)的質(zhì)量流量保持在250 kg/h，新風(fēng)換熱器和排風(fēng)換熱器的迎面風(fēng)速保持在1.8 m/s.

他大概每周去總部一次，主要是開(kāi)會(huì)。她呢，以后也會(huì)每周去一次，主要是送各種文件。純粹的工作性質(zhì)也好，上帝的特意安排也好，總之之后，他們便有了很多次相遇。

夏季工況下，室內(nèi)外溫差和工質(zhì)種類對(duì)能量回收裝置性能的影響如圖3所示.冬季工況下，室內(nèi)外溫差和工質(zhì)種類對(duì)能量回收裝置性能的影響如圖4所示.

圖3（a）給出了夏季工況下，使用不同的工質(zhì)，裝置換熱量隨室內(nèi)外溫差變化的關(guān)系.從圖中可以看出，隨著溫差的增大，裝置的換熱量顯著增大，以R32為例，ΔT=3.4℃時(shí)換熱量為2.08 kW，ΔT= 9.5℃時(shí)換熱量達(dá)到4.87 kW，其原因主要是由于室內(nèi)外溫差增大，換熱器的換熱溫差隨之增大，工質(zhì)在換熱器內(nèi)的氣化率提高，換熱器內(nèi)相變換熱的比例增大，導(dǎo)致?lián)Q熱量增大.以R32為工質(zhì)時(shí)，在不同溫差下裝置的換熱量均高于R22和R152a.

圖3（b）給出了夏季工況下，使用不同的工質(zhì)，裝置溫度效率隨室內(nèi)外溫差變化的關(guān)系.從圖中可以看出，隨著溫差的增大，裝置的溫度效率呈下降的趨勢(shì)，以 R32為例，ΔT=3.4℃時(shí)溫度效率為63.1%，ΔT=9.5℃時(shí)溫度效率降到49.2%，其原因主要是排風(fēng)進(jìn)、出口空氣溫差與室內(nèi)外溫差均增加，但排風(fēng)進(jìn)、出口空氣溫差增加的速度低于室內(nèi)外溫差增加的速度.以R32為工質(zhì)時(shí)，在不同溫差下裝置的溫度效率均高于R22和R152a.

圖3（c）給出了夏季工況下，使用不同的工質(zhì)，裝置性能系數(shù)隨室內(nèi)外溫差變化的關(guān)系.從圖中可以看出，隨著溫差的增大，裝置的性能系數(shù)呈上升的趨勢(shì)，以R32為例，ΔT=3.4℃時(shí)性能系數(shù)為4.87，ΔT=9.5℃時(shí)性能系數(shù)達(dá)11.07，其原因主要是實(shí)驗(yàn)過(guò)程中工質(zhì)的質(zhì)量流量和新、排風(fēng)換熱器的迎面風(fēng)速保持不變，工質(zhì)泵與新、排風(fēng)換熱器風(fēng)機(jī)的運(yùn)行頻率和功耗基本保持不變，裝置的總功耗基本保持不變，性能系數(shù)的變化趨勢(shì)與換熱量的變化趨勢(shì)相一致.以R32為工質(zhì)時(shí)，在不同溫差下裝置的性能系數(shù)均高于R22和R152a.

圖4（a）給出了冬季工況下，使用不同的工質(zhì)，裝置換熱量隨室內(nèi)外溫差變化的關(guān)系.從圖中可以看出，隨著溫差的增大，裝置的換熱量顯著增大，以R32為例，ΔT=16.8℃時(shí)換熱量為6.49 kW，ΔT= 31.9℃時(shí)換熱量達(dá)到11.87 kW，其原因主要是由于室內(nèi)外溫差增大，換熱器的換熱溫差隨之增大，工質(zhì)在換熱器內(nèi)的氣化率提高，換熱器內(nèi)相變換熱的比例增大，導(dǎo)致?lián)Q熱量增大.使用3種不同的工質(zhì)，在不同溫差下裝置的換熱量差別不大.

圖4（b）給出了冬季工況下，使用不同的工質(zhì)，裝置溫度效率隨室內(nèi)外溫差變化的關(guān)系.從圖中可以看出，隨著溫差的增大，裝置的溫度效率基本保持不變，以R32為例，ΔT=16.8、21.1、26.1、31.9℃時(shí)溫度效率分別為33.2%、33.8%、33.5%和33.6%，其原因主要是排風(fēng)進(jìn)、出口空氣溫差與室內(nèi)外溫差均增加，且二者的增速相當(dāng).以R32為工質(zhì)時(shí)，在不同溫差下裝置的溫度效率最高，R22和R152a差別不大.

4　結(jié)論

為回收公共建筑空調(diào)系統(tǒng)排風(fēng)能量，設(shè)計(jì)出一種泵驅(qū)動(dòng)回路熱管能量回收裝置，該能量回收裝置在夏季和冬季2種運(yùn)行模式下均能夠穩(wěn)定運(yùn)行，通過(guò)搭建實(shí)驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行性能測(cè)試，得到以下結(jié)論:

1）裝置的換熱量與性能系數(shù)隨室內(nèi)外溫差增大而提高，以R32為工質(zhì)，夏季工況9.5℃溫差時(shí)換熱量為4.87 kW，性能系數(shù)為11.07，冬季工況31.9℃溫差時(shí)換熱量為11.87 kW，性能系數(shù)為23.82，具有很好的節(jié)能效果.

2）夏季工況下裝置的溫度效率隨室內(nèi)外溫差增大而減小，冬季工況下裝置的溫度效率隨室內(nèi)外溫差增大幾乎不變.

3）夏季工況下以R32為工質(zhì)時(shí)裝置的性能明顯優(yōu)于R22和R152a，冬季工況下使用3種不同工質(zhì)時(shí)裝置性能的差距不大，R32略好于 R22和R152a.

［1］劉宇寧，李永振.不同地區(qū)采用排風(fēng)熱回收裝置的節(jié)能效果和經(jīng)濟(jì)性探討［J］.暖通空調(diào)，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 HV&AC，2008，38（9）:15-19.（in Chinese）

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（責(zé)任編輯 楊開(kāi)英）

Operating Characteristics of a Pump-driven Loop Heat Pipe Energy Recovery Device

MA Guoyuan，DUAN Wei，ZHOU Feng
（College of Environmental and Energy Engineering，Beijing University of Technology，Beijing 100124，China）

A pump-driven loop heat pipe energy recovery device was proposed to reduce the energy consumption of fresh air handling in public buildings through energy recovery from exhaust air.An experimental setup was built to investigate the energy recovery device operating characteristics for 3 working fluids under 8 working conditions.The influence of working fluid and working condition on heat transfer rate，temperature efficiency and coefficient of performance（COP）of the device was studied. Results show that the device can meet the energy recovery requirements in public buildings with obvious energy saving.The heat transfer rate and COP increase with the temperature difference between indoor and outdoor air while the temperature efficiency decreases.The COP under the summer and winter conditions can reach up to 11.07 and 23.82，respectively.The performance of the device using R32 as working fluid is better than that of R22 and R152a.

pump-driven loop heat pipe；energy recovery；heat transfer rate；temperature efficiency；coefficient of performance（COP）

TU 831.6

A

0254-0037（2016）07-1095-07

10.11936/bjutxb2015120007

2015-12-03

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目（51376010，51406002）；北京市自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目（3154031）

馬國(guó)遠(yuǎn)（1963—），男，教授，博士生導(dǎo)師，主要從事制冷與空調(diào)系統(tǒng)的環(huán)保節(jié)能技術(shù)方面的研究，E-mail:magy@ bjut.edu.cn