吴玮华1 ，赵加宁1 ，刘 京1 ，付晓腾1 ，陈2 ，张万新
2
(11 哈尔滨工业大学 市政环境工程学院 ，黑龙江 哈尔滨 150090 ;
21 江苏知民通风设备有限公司 ，江苏 镇江 212322)
摘 要 ：全热空气 - 空气热交换器是能量回收的有效装置 。本文在双房间环境的试验帄台上 ，对 逆流 - 叉流板式全热交换器在冬季标准工况和非标准工况下进行了实验测试 ，结果表明 ，在冬季标准 工况下 ，其全热效率可达 70 %。风量 、温度差 、湿度差均对换热效率有影响 ，换热效率随风量增加而降 低 ，随温度差和湿度差的增大而增大 。根据试验结果 ，整理得到了换热效率的经验计算公式 。 关键词 ：逆流 - 叉流板式全热交换器 ；显热换热效率 ；全热换热效率 ；实验
中图分类号 : T U83418
文献标识码 :A
文章编号 :1002 - 6339 (2009) 04 - 0302 - 05
Experimental Study on the E ff i ciency of Cross and Counter
F l o w P late T ype A ir to A ir H eat Exchanger
WU Wei - hua 1
,ZH AO J ia - ning 1
,L I U J ing 1
,FU X iao - teng 1
,CHE N Z e - min 2
,ZH AN G Wan - xin 2
(1 . School of Municipal & E nvironmental E ngineering , Harbin Institute of T echnol ogy , Harbin 150090 , C hina ;
2 . J i angsu Zhimin Ventilati on E quipm ent C o . ,Ltd. ,Zhenjiang J iangsu 212322 ,C hina )
Abstract :Plate type air to air heat ex changer is an effective equipment of energy recovery 1 This paper , with the tw o - room laboratory rig , tested the cross and counter fl ow plate type air to air energy recovery heat ex 2 changer at winter standard conditi on and non - standard conditi on 1 The results showed that enthalpy ex change effectiveness of the equipm ent could reach up to 70 % at winter standard conditi on ; air fl ow rate , tem perature
di fference and humidity di fference influenced heat ex change effectiveness , and it increased with the decrease of air fl ow rate and the increase of tem perature di fference and humidity di fference 1 Em pirical ex pressi ons of heat exchange effectiveness were obtaind by the ex periment results 1 K ey w or d s :cross and counter fl ow plate type energy rec overy heat ex changer ; tem perature ex change effective 2 ness ; enthalpy ex change effectiveness ; ex perim ent
重要的方面 。为了改善室内空气品质 ，必然要加强
室内的通风换气 ，供应室内新鲜空气 ，而在空调系统
中 ，新风负荷占总负荷的比例为 20 %～ 30 %〔1〕
,
这 就形成了室内空气品质和建筑节能之间的矛盾 。空 气 - 空气能量回收装置 (空气热交换器) 能够在向室 内提供新鲜空气的同时 ，回收排风中的热量 ，因而在 各类建筑中得到广泛应用 。 按照空气换热的流动
方向 ，空气 - 空气热交换
0 引言
改善室内空气品质和节约能源是建筑领域 2 个
收稿日期 2009 - 05 - 11 修订稿日期 2009 - 06 - 10 基金项目 ：国家十一五计划项目 (2006BA J 01A 027)
作者简介 ：吴玮华 (1985～) ，男 ，硕士研究生 。
·302 ·
器理论上可分为顺流 、逆流和叉流 3 种基本型式 。 其中以逆流换热的效果最佳 。但在装置的实际设计 和加工时 ，很难形成单纯的顺流和逆流 。目前国内 普遍采用的是叉流式换热器 ，此种叉流型全热交换
器芯体流道简单 ，阻力小 ，加工方便〔2〕
。文献〔3〕和 〔4〕在不同运行工况下对叉流板翅换热器的换热效 率进行了实验测试 ，得出了不同风量 、温度差和湿度 差对显热效率和潜热效率的影响 。要提高换热效 率 ，尤其是提高小温差下的换热效率 ，可将逆流与叉 流结合在一起 ，组合成逆流 - 叉流板式全热空气热 交换器 。
本文所研究的用于北方严寒和寒冷地区民用建 筑的小风量逆流 - 叉流板式全热交换器 ，通过对该 装置在冬季运行工况下的实验室测试 ，得到其标准 工况下的全热交换效率和显热交换效率 ，并分析了 不同风量下和在北方严寒与寒冷地区实际应用条件 下的温差和湿差对换热效率的影响 。
恒湿小室 ，温湿度测量风道满足空气在其中温湿度 混合均匀 ，管路进行保温隔热处理 ，空气进出口参数 与规定试验工况最大偏差干球温度为 ±013 ℃，湿球 温度 ±012 ℃。
图 2 实验台示意图
本实验台两小室分别模拟室内和室外条件 ，尺 寸均为 315 m ×313 m ×315 m 。A 室作为低温低湿 小室 ，采用空调系统顶部送风 ，侧下回风的气流组织 形式 ，在 A 室增设超声波加湿器 ，加湿量 118 kg/ h ;B 室作为高温高湿小室 ，在室内设置 2 台电加热器 ，每 台功率 2 kW ;1 台电极式加湿器 ，加湿量 4 kg/ h 。被 测试的全热交换器安装在两小室隔墙的中央 ，两边 新排风进出口接加长管 ，机壳和风管均用苯板和海 绵进行保温隔热处理 , a 、b 、c 、d 为新排风进出口温 湿度测点 ，布置在加长管中心 。
本实验室采用数字 PI 调节控制系统 ，控制部分 需要 4 个控制参数 :A 、B 室的干球温度和相对湿度 。 其微机控制系统由测量元件 、PI 调节器 、驱动器 、执 行器 、数据采集器 、计算机等组成 。温度传感器将 A 、B 小室温度信号送到 PI 调节器 ,PI 调节器根据温 度信号的情况输出控制信号到继电器 ，控制电加热 器的启停 , 使 A 、B 小室的温度控制在设 定 的 温 度 上 。湿度传感器将 A 、B 小室湿度信号送到 PI 调节 器 ,PI 调节器根据湿度信号的情况输出控制信号到 比例调节器 ，比例调节器根据
控制信号的大小调节 控制加湿器的加湿量 ，使 A 、B 小室的相对湿度控制 在设定的湿度上 。温湿度传感器分别布置在图 2 中 的控制点 e 和 f 。两小室的温度控制精度 ±012 ℃, 相对湿度控制精度 ±3 % ，满足标准要求 。
金属槽筒3 实验测试
本实验研究的主要目的是得到 : (1) 该装置在冬
季标准工况下的换热效率 ; (2) 运行参数对换热效率 的影响 。
液压缸位移传感器《空气 - 空气能量回收装置》标准规定 : 冬季标 准工况 为 室 外 温 度 5 ℃, 湿 球 温 度 2 ℃( 相 对 湿 度 58 %) ( 图 2 中 的 A 室) ; 室 内 温 度 21 ℃, 湿 球 温 度
13 ℃(相对湿度 39 %) (图 2 中的 B 室) 。 该装置对
换热效率影响的主要运行参数是 : 风
量 、温度差和湿度差 。
·303 ·
1 逆流 - 叉流全热交换器
逆流 - 叉流板式全热空气 - 空气热交换器的工
锅巴生产设备作原理图如图 1 所示 。新风与排风流过全热换热 器 ，由于热质交换材料的两端存在温度差和水蒸气 分压力差 , 则热质交换材料的两端存在热湿交换 。 在冬季 ，室内排风的温湿度比室外新风高 ，通过全热 换热器使室外新风预热加湿 ；在夏季 ，则相反 。
图 1 逆流 - 叉流全热交换器原理图
本文研究的逆流 - 叉流全热交换器采用无波 纹瓦楞纸支撑结构 ，将热质交换材质 ( 纸或膜) 与塑 料框板压制在一起 ，通过支撑杆串联成一体 ，并与框 架一起组合成芯体 。整个全热交换器由许多层帄行 布置的透湿纸组成 ，即组成了板式换热器 。
2 实验台介绍
根据我国《空气 - 空气能量回收装置》〔5〕
中热交
换器的性能测试方法 ，按测量设备的不同 ，测试方法 分为风管法和两室法两类 。由于风管法的设计复 杂 ，投入成本较高 ，制作设计时间长 ，而相对风管法 而言 ，小室法具有投资小 、简易安装 、较符合实际使 用情况等优点 。所以本文采用两室法的双房间环境 的试验帄台 ，其实验台原理如图 2 所示 。
《空气 - 空气能量回收装置》要求两小室为恒温
本试验针对小风量装置进行测试，该设备标准风量150 m3/ h , 作为中间值, 间隔50 m3/ h 取一组工况，大小各取两组工况，共5 组工况。
冬季标准工况下两小室温度差16 ℃，作为中间值，改变A 小室(室外侧) 空气参数，间隔4 ℃取一组工况，大小各取两组工况，共5 组工况。
表1 实验工况表
冬季标准工况下两小室含湿量差3 g/ kg , 此含湿量差值已经很小，再降低含湿量差则全热交换器的回收湿量很小，因此测试工况取含湿量差逐渐增大，间隔2 g/ kg取一组工况，共5 组工况。
实验总共测试15 组工况，如表1 所示。
风量,
m3/ h
温度差,
气泡云℃
湿度差,
g/ kg
序号 A 室空气参数 B 室空气参数备注
1
2
3 ( 标况)
4
5 5 ℃,58 %
5 ℃,58 %
5 ℃,58 %
5 ℃,58 %
5 ℃,58 %
21 ℃,39 %
21 ℃,39 %
21 ℃,39 %
21 ℃,39 %
21 ℃,39 %
16
16
16
16
16
3
3
3
3
3
50
100
150
200
250
不同风量
- 3 ℃,73 %
1 ℃,78 %
5 ℃,58 %
9 ℃,45 %
13 ℃,34 %
21 ℃,39 %
消音降噪
21 ℃,39 %
21 ℃,39 %
21 ℃,39 %
21 ℃,39 %
6
7
8 ( 标况)
9
10 24
20
16
12
8
4
3
3
3
3
150
150
150
150
150
不同
温度差
11 ( 标况)
12
13
14 5 ℃,58 %
5 ℃,58 %
5 ℃,58 %
5 ℃,58 %
21 ℃,39 %
21 ℃,52 %
21 ℃,65 %
21 ℃,78 %
16
16
16
16
3
5
7
9
150
150
150
150
不同
湿度差
15 5 ℃,58 % 21 ℃,89 % 16 11 150
实验过程中，保持新风与排风的风量相同。被测装置在测试工况下连续稳定运行30 min后, 进
行测量，连续测量1 h ，按相等时间间隔5 min记录空气
的各项参数, 至少记录6 次数值取帄均值进行计算〔5〕。新排风进出口温湿度测头分别为温度采集器和相对湿度采集器，布置在新排风进出口风管中心。风量测量采用热线风速仪，测点布置在气流帄稳的直管段上。
装置的显热效率和全热效率根据公式( 1) 和公〔5〕
对计算得出的12 组数据进行数学帄均，得到冬季标准工况下该全热交换器的显热效率为7615 % , 全
热效率为6916 % ，与《空气- 空气能量回收装置》标准要求的显热效率65 %和全热效率55 %比较，分别高出1115 %和1416 % 。
412 风量对换热效率的影响
在非额定风量的工况下，换热器的换热效率会有所变化，将不同风量下的测试结果计算整理，可得到换热效率和风量的关系，见图4 。
t x j- t x c
ηwd ( 1) =
t - t
x j p j
ηwd ———全热交换器的显热交换效率;
t x j , t x c , t p j ———新风进风、新风出风和排风
进风干球温度。
式中
i x j - i x c
ηh
式中(2)
=
i - i
x j p j
ηh ———全热交换器的全热交换效率;
i x j , i x c , i p j ———新风进风、新风出风和排风
进风空气焓值。
4 实验结果及分析
411 冬季标准工况效率分析
冬季标准工况下, 系统稳定运行后, 连续测试
1 h ，间隔5 min读数，该逆流- 叉流板式全热交换器的显热效率和全热效率测试结果如图3 所示。
·304 ·
从图4 可以看出，风量对换热效率的影响规律是很明显的，基本呈线性关系。随着风量的增大，显
热和全热效率都会下降, 经计算, 当风量从50 m3/ h 增大到250 m3/ h时，全热效率降低的幅度为1211 % ,
而显热效率仅为713 % ，全热效率的减小幅度要明显大于显热效率。
产生以上结果的原因在于处理风量增大或减小将直接影响通过交换纸的对流换热强度和对流传质强度。当处理风量减小时，交换纸两侧的气流流速减小，新风和排风在板式全热交换器内停留的时间相对较长，使得通过交换纸的传热量和传质量增加。同时，板式全热交换器交换纸两侧风速的减小使得对流换热系数和对流传质系数均减小，减弱了单位时间单位面积传热传质强度。由此可知，板式全热交换器换热效率与处理风量的关系是由上述两方面决定的，且两方面的影响相反。根据实验结果来看, 前者的影响占主导地位。
413 温度差对换热效率的影响
在非标准工况下，换热器在不同温度差下运行, 换热效率也将不同，将不同温度差下的测试结果计算整理，可得到换热效率和温度差的关系，见图5 。效率和全热效率都会增大, 当含湿量差从 3 g/ kg 增
大到11 g/ kg时, 全热效率增大的幅度为1118 % , 而显热效率仅为613 % ，由此可见全热效率的增大幅
度要明显大于显热效率。这一结论对板式全热交换器地区适用性有一定的指导作用。由该结论可知,
在室内外温度差相同时，室内外含湿量差较大的地区，板式全热交换器的热回收效率较高。另外，显热效率和全热效率随含湿量差的变化也近似成线性关
图6 换热效率与含湿量差关系
产生以上结果的原因在于新风和排风入口的绝对湿度差增大，交换纸表面空气的湿度势增大，水蒸气在交换纸内质量扩散系数随之增大，强化了传质。因此，一定风量和温度差条件下，板式全热交换器的潜热效率随新风和排风之间的绝对湿度差增大而增加。板式全热交换器的交换纸材料与一些多孔介质材料的热物理性能变化趋势相近，此类材料的导热系数会随着湿度的增加而增大〔7〕。所以一定处理风量和温度差条件下，板式全热交换器运行期间, 随着新风和排风之间的含湿量差值增大，使交换材质导热系数增加，最终导致透过交换纸的传热量增加，显热效率增大。
415 换热效率计算经验公式
根据上文对风量、温度差、含湿量差与换热效率的关系进行的实验测试与分析，发现这三个因素对换热效率的影响都近似成线性关系，因此我们可以采用多元线性回归的方法拟合一个经验公式。对于实际工程应用来说，本文的拟合只是要得到一个能够比较准确的反映换热效率变化规律的经验公式，从而为全年工况的计算提供依据。
为了排除读数误差对实验结果带来的影响，将全部15 组工况测试实验的数据，分别进行数学帄均处理，风量、温度差、含湿量差和换热效率值都进行数学帄均。
对含湿量差系列实验测试结果进行延拓和插值，得到低于标准工况含湿量差( 3g/ kg) 下全热交换器的换热效率。对实验数据进行多元线性回归时，含湿量差系列实验的拟合数据取含湿量差值从1～5 g/ kg ，间隔取1 g/ kg ，更加符合实际运行情况。
发光棒拟合得到显热效率的经验公式见式(3) ，其相关
图5 换热效率与温度差关系
从图5 可以看出，温度差对换热效率的影响效
果比较明显，随着温度差的增大，板式全热交换器的
显热效率和全热效率都会增大，两者增大的幅度基
本相同，而且换热效率随着温度的增大近似成线性
增大关系。在实际工程应用中，温度差对换热效率
不应该加以忽略。
室内外不同温度差对全热交换器换热效率的影
响主要体现在温度对质扩散阻力系数ψ的影响。
质
扩散阻力系数ψ不是一个定值系数，它会随着新风
入口温度的增大而逐渐增大，从而减弱了传质强度。
此外，由于传湿通量的减小，减小了析湿系数ζ( 此
处析湿系数ζ定义为全热交换量和显热交换量的
比值) ，在一定条件下，析湿系数的减小，使传热热阻
增
大，一定程度上也削弱了显热交换状况〔6〕。
414 湿度差对换热效率的影响
在非标准工况下，换热器在不同湿度差下运行,
换热效率也会不同，将不同湿度差下的测试结果计
算整理，可得到换热效率和湿度差的关系，见图6 。
从图6 可以看出，含湿量差对换热效率的影响比较
明显，随着含湿量差的增大，全热交换器的显热
·305 ·
系数 01944 。
显热效率 65 %高 1115 % ，全热效率 55 %高 1416 % 。
(2) 对逆流 - 叉流板式全热交换器 ，显热和全热
效率与风量成反比的线性关系 ，且全热效率比显热 效率受到风量的影响更大 。
(3) 随着温度差的增大 ，逆流 - 叉流板式全热交 换器的显热效率和全热效率都会增大 ，两者增大的 幅度基本相同 ，可以认为温度差对显热效率和全热 效率的影响作用相当 。
(4) 含湿量差对换热效率的影响比较明显 ，随着 含湿量差的增大 ，全热交换器的显热效率和全热效 率都会增大 ，且全热效率比显热效率受含湿量差的 影响更大 。
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ηwd
0100029 c
= 0170271 + 0100550 a + 0100673 b - (3)
全热效率的经验公式见式 (4) , 其相关系数为 01991 。
ηh 0100045 c
= 0164880 + 0100509 a + 0100988 b -
(4)
ηwd ,ηh —
——全热交换器的显热交换效率和 全热交换效率 ; a , b , c ———温度差 , 含湿量差和风量 。 从
拟合的经验公式温度差和含湿量差的系数也
可以看出 ，温度差和含湿量差对于显热效率的影响 作用大小基本上相同 ，而含湿量差对全热效率的
影 响作用比温度差要大许多 。从风量的系数来看 ，风 量对全热效率的影响要大于对显热效率的影响 。
式中
5 结论
通过对逆流 - 叉流板式全热交换器的实测和分
析 ，得到了在测试条件下 ，冬季标准工况时逆流 - 叉 流板式全热交换器的换热效率 ，分析得出了运行工 况 (风量 、温度差 、含湿量差) 对其换热效率的影响规 律 ，并得出了显热效率和全热效率的回归经验公式 , 结论如下 。
(1) 该逆流 - 叉流板式全热交换器在冬季标准
工况下的显热换热效率可达 7615 % ，全热效率可达 6916 % ，比《空气 - 空气能量回收装置》标准要求的
(上接第 298 页)
数如此的变化 。而由于 H 磨煤机的一次风量基本 一样 ，磨煤出力也一样 ，所以需要的干燥热量不变 , 磨煤机的出 、入口风温因此维持不变 。
加 ，所以在进行再燃低 NOx 技术改造时要充分考虑
制粉系统的总阻力损失以及技术经济性的评估 。
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3 结论
通过对 H 磨煤机在不同分离器挡板开度下的
试验研究 ，得到以下几点结论 :
(1) 改变磨煤机分离器挡板开度 ，可以在磨煤机 出力不变的情况下适当减小煤粉细度 ，并使煤粉均 匀性有所改善 。
(2) 在磨煤机所供出煤粉细度改变时 ，连接磨煤 机的各一次风管的分配特性有所改变 ，应对相应设 备加以调整来重新均衡各一次风管中煤粉气流流量 与煤粉浓度 。
(3) 当适当提高煤粉细度而保证磨煤出力时 ，磨
煤机电耗会有所增加 ，且磨煤机阻力损失也略有增
·306 ·
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