引言

據國際能源署預測，2040年全球能源需求增長將達30%[1]。當前全球各國亦通過各種節能減排措施應對能源問題，我國也在聯合國大會上做出了2030年碳達峰、2060年碳中和的鄭重承諾[2]。當前我國建筑能耗占工業總能耗已超30%，而暖通空調系統占建筑運行能耗的一半以上[3]。因此，減少供暖和制冷能耗成為降低建筑能耗的關鍵[4]。

空氣源熱泵系統被廣泛認為是一項低碳清潔、靈活高效、應用廣泛的冬季供暖方式[5]。當前空氣源熱泵最常使用的室內供暖末端是熱風型分體機，室內分體機的出口風速波動大、室內流場不穩定、易造成室內人員的吹風感[6]，與其他室內供暖末端相比，分體機在供暖工況下室內人均不滿意率超過15%[7]。此外，上送下回的送風方式不僅有較大的室內垂直溫度梯度[8]，且其上熱下冷的溫度梯度分布也不符合人體熱舒適需求[9]。因此，室內分體機被普遍認為其熱舒適度低于輻射末端。

為提高空氣源熱泵供暖末端的舒適性，國內外許多學者嘗試將空氣源熱泵系統與各類輻射供暖末端（如地暖、輻射板、散熱器等）集成，通過空氣源熱泵中的制冷劑加熱水，再將熱水送入室內輻射供暖末端，從而向室內供暖[10]。但該供暖系統經歷二次換熱，系統冷凝溫度增加，能效比低于直接冷凝式末端。

Xiao等[11]指出當室外溫度在-20~-7℃之間時，散熱器供暖系統的性能系數（CoefficientofPerformance,COP）比分體機低0.1~0.3。其次，該系統增加了水箱等附屬設備，提高了系統的復雜性和后續運維成本。針對上述不足，國內外學者采用直接冷凝裝置作為供暖末端[12]，曾章傳[13]提出了直接冷凝式地板供暖系統，實驗結果表明該系統具有良好的預熱和蓄熱性能，年運行成本比分體機低50%~60%[14]。Dong等[15]指出直凝式地暖系統布置銅管較長，成本高，后期檢修、運維難度大，從而提出了直接冷凝末端，并在裝置內引入風機以增強換熱性能，結果表明該系統在經濟成本和熱效率方面優于制冷劑-水二次換熱系統。

Xu等[16]采用內置銅管的輻射板作為空氣源熱泵供暖末端，并對其進行了優化，結果表明，采用直凝式輻射末端系統在熱經濟性、供暖穩定性方面具有優勢。

作者[17-18]此前提出了一種鋼制直接冷凝式輻射板，板內設有蓄熱介質以維持除霜工況下室內溫度穩定。實驗結果表明，供暖溫差均在3℃以下，熱舒適指標均滿足國際熱舒適標準Ⅱ級要求，該系統在熱效率和舒適度方面均具有競爭力。然而，由于鋼制材料成本相對較高，增加蓄熱材料后，裝置整體重量較高，不便安裝，因此該系統仍有優化的空間。相較而言，鋁材具有較高的抗氧化性和耐腐蝕性，重量輕且易于安裝。

因此，本文提出了一種可與空氣源熱泵系統集成并向室內供暖的新型無風機鋁制蓄熱型輻射板換熱器（AluminumRadiantHeatingPanelExchanger,AHE）。為研究AHE的熱性能，建立了流動傳熱數學模型，并通過實驗驗證了模型的準確性。基于所提出的數學模型，對168種運行工況下的AHE熱性能進行了系統性研究，提出了不同運行參數下空氣源熱泵集成AHE系統的散熱特征公式。本文的研究有利于直凝式輻射板供暖末端的性能優化和推廣，并降低冬季供暖能耗。

1、AHE換熱器

1.1AHE輻射板換熱器的材料和結構

金屬熱強度是室內換熱器殼體材料選型時綜合評價金屬換熱能力與耗量的重要指標，不同型材的金屬熱強度范圍如表1所示[19]。

由表1可知，銅鋁復合型型材以及鋁制型材的金屬熱強度高于鋼制型材，而鋁的承壓能力亦高于鑄鐵，且鋁合金材料密度小，其比重是鋼制散熱器的1/4~1/3。因此綜合考量不同金屬的熱強度、材料密度和承壓能力，本文選用鋁合金取代傳統的鋼，作為AHE的殼體金屬材料。

AHE結構圖如圖1所示，室內換熱器由10個前換熱柱和10個后換熱柱組合而成，整體尺寸為1.6m×0.65m×0.15m（長×高×厚）。每個換熱柱寬度為144mm，前換熱柱前板面為平面，后板面設有肋片，而后換熱柱的前、后板面各安裝三組高2cm，厚1mm的肋片。在換熱器內蛇形盤布4條管路，每條管路長15m，總共設有60m銅管，每個換熱柱內的銅管與柱體的空隙中均充注了水作為蓄熱介質，20個換熱柱充注水量共計15kg。

1.2實驗系統裝置

圖2為帶有AHE的空氣源熱泵供暖系統性能測試實驗臺及測點布置示意圖。如圖2(a)所示，實驗臺由兩個尺寸為4m（L）×4m（W）×3m（H）的實驗小室組成，為避免室內小室的空調系統對速度場產生影響，在室內小室中又搭建了3.5m（L）×3.5m（W）×2.5m（H）的測試小室。供暖系統主要由一臺帶有活塞旋轉壓縮機的LG空氣源熱泵機組以及一塊AHE組成，并使用R410A作為制冷工質。

為測量系統各參數變化，在AHE和室外換熱器的進出口銅管處布置了4個壓力傳感器和溫度探頭，用于測量進出口制冷劑壓力和溫度；在AHE的水層、板表面以及肋片處共布置11個溫度測點，用于監測實驗中AHE的溫度變化；為監測系統流量，一個科氏力質量流量計被安裝在AHE的出口處；為觀看制冷劑流態，流量計后串聯了一個冷媒液鏡。

此外，如圖2(b)所示，為記錄測試小室內的溫濕度波動情況，一臺溫濕度自動記錄儀布置在小室中心距地0.75m高度處；為記錄測試小室圍護結構的平均表面溫度，在小室六面圍護結構的內表面中心點處各布置了一個溫度測點。

2、模型的建立及準確性驗證

2.1AHE傳熱模型建立

AHE換熱器由制冷劑流體（re）、銅管（co）、水層（wa）、板面（ap）和肋片（fi）組成。為便于求解，在傳熱模型的建立過程中做適當簡化，做出如下假設：

1）AHE各層材料緊密接觸且各層均質。

2）忽略由溫差引起的水層的自然流動。

3）忽略沿制冷劑流動方向相鄰節點之間的熱傳導。

4）將換熱柱從管間距的中間斷開，將其視為單獨的控制單元。

5）將換熱柱殼體通道當量成同心圓。

6）室內空氣基準點溫度、壁面溫度恒定。

本模型的熱邊界條件設置為：入口的制冷劑狀態定為第一類邊界條件，設定肋片和連接板的端部為絕熱（第二類邊界條件），測試小室的六面圍護結構與輻射板之間的傳熱、測試小室室內空氣與輻射板之間的傳熱設為第三類邊界條件。系統內制冷劑的總流量、測試小室的氣溫和各圍護結構的壁面溫度為測量所得，設為已知條件。AHE各部件控制容積的劃分如圖3所示。

由于前后換熱柱結構及位置差異，其換熱過程不盡相同。如圖3所示，前后換熱柱的控制單元各分為“i”個控制體積（1≤i≤n）。對前換熱柱而言，制冷劑通過強制對流（Qconv，re-co）將熱量傳遞到銅管內表面。然后通過熱傳導（Q_cond，co-co）將熱量傳遞到銅管外表面。隨后，通過銅管與水層的熱傳導（Q_cond，co-wa）以及水層與換熱器殼體之間的熱傳導（Qcond，wa-ap）將熱量逐步傳遞到換熱柱表面上。帶肋片殼體通過對流傳熱（Q_{conv，ap-fi-ai}）與室內空氣交換熱量。Qconv，ap-fi-ai是由表面與空氣的對流換熱（Qconv、ap(fi)-ai）以及殼體與肋片之間的傳導換熱（Q_cond、ap-fi）組成。由于前換熱柱的前殼體表面是平面，因此前殼體表面不僅通過對流傳熱（Q_{conv，ap-nofi-ai}）與室內空氣進行熱交換也通過輻射傳熱（Q_rad,ap-bu）與圍護結構進行熱交換。對于后換熱柱而言，只有前殼體表面的Q_rad,ap-bu被帶肋片的殼體表面與室內空氣之間的熱對流（Q_{conv，ap-fi-ai}）所代替，其他傳熱過程與前換熱柱一致。傳熱模型中控制體“i”（1≤i≤n）的平衡方程公式1~7所示，此外,與平衡方程相關的經驗關聯式羅列在表2中。

式中，ΔP_re是AHE內制冷劑的流動損失；ΔP_g是流體的重力壓降，在封閉系統中值為0；ΔP_m和ΔP_f分別是流體動量壓降和摩擦壓降。Q_re是制冷劑傳熱量，Q_conv,re-co是制冷劑與銅管間的導熱量，Q_cond,co-wa是銅管與水層間的導熱量，Q_cond,wa-ap是水層與殼體間的導熱量，Q_conv,ap-ai是整個殼體（包括肋片）與室內空氣間的對流換熱，Qrad,ap-bu是殼體與圍護結構間的輻射換熱，Q_{conv,ap-nofi-ai}是不含肋片的殼體與室內空氣間的對流換熱，_{Qconv,ap-fi-ai}是含肋片的殼體與室內空氣間的對流換熱，Q_{conv,ap(fi)-ai}是殼體（不含肋片占用面積）與室內空氣間的換熱，Q_cond,ap-fi是殼體與肋片間的導熱。

利用MATLAB軟件編程求解各控制體內的制冷劑狀態參數和溫度參數。整體計算過程分三個步驟:

1）以基本參數為輸入條件，判斷制冷劑入口狀態，選擇相應計算域。

2）聯立公式(1)~(7)，根據步驟1中不同的計算區域，選擇表2中對應的換熱及壓降經驗公式，計算當前控制體下銅管溫度、水層溫度、AHE換熱器殼體表面溫度、肋片溫度以及制冷劑狀態參數。

3）重復步驟2，直至控制體總長度到達AHE中銅管長度，停止計算并輸出所有參數值。

2.2模型準確性驗證

表3為驗證模型準確性而進行的實驗結果數據，其中溫度測量誤差為±0.5℃，流量測量誤差為±0.2%，壓力測量誤差為±0.1%。實驗數據包括制冷劑進口溫度tre-in、進口冷凝壓力Pcon，re-in、制冷劑流量Gre以及室內各處溫度，將上述數據作為模型的輸入值，計算出的制冷劑出口溫度tre-out、AHE流動損失ΔPre和AHE散熱量Q與實驗值的比較結果如圖4所示。

圖4(a)~(c)為AHE散熱量及各層溫度的模擬值與實驗值的數值比較，而圖4(d)為模擬值與實驗值誤差分析。其中案例2為AHE換熱器在典型供暖工況下（冷凝溫度45.7℃），實驗測得的單位面積散熱量高達2216.3W/m2。在3組驗證工況中，散熱量的模擬值與實驗值的偏差在-2.4%~3.6%之間，平均絕對偏差為3.1%；壓降的偏差在-2.2%~2.9%之間，平均絕對偏差為1.9%；制冷劑出口溫度的偏差在0.7%~4.6%之間，平均絕對偏差為2.2%；水層溫度的偏差在-2.0%～1.1%之間，平均絕對偏差為1.6%；板面平均溫度的偏差在-2.1%～1.4%之間，平均絕對偏差為1.8%；肋片平均溫度的偏差在-3.1%～1.8%之間，平均絕對偏差為2.5%。AHE換熱器各層溫度的數值模擬與實驗結果的偏差均維持在5%以下，證明了本數學模型的可靠性和有效性。

3、結果與分析

不同工況組相關參數的信息如表4所示，共計168組。表4中加粗的參數為本工況組的主要控制變量。工況組a1~a3研究制冷劑流量對AHE熱性能的影響，工況組b1~b3研究進口壓力對AHE熱性能的影響；工況組c1~c3研究進口溫度對AHE熱性能的影響；工況組d1~d3研究室內環境參數對AHE熱性能的影響。

3.1室內換熱器傳熱、流動性能分析

在不同制冷劑流量下(Gre)AHE性能的變化如圖5所示。隨著制冷劑流量Gre的增加，工況組a1~a3中總壓降不斷增加。當室內氣溫tai在18~22℃之間，Gre從36kg/h增加到40kg/h時，a1工況組中ΔPre平均增量為13.0kPa，平均增長率為2.59kPa/(kg.h-1)。當Gre從41kg/h增加到45kg/h，a2工況組中ΔPre的平均增量為11.0kPa，平均增長率為2.20kPa/(kg.h-1)。當Gre從46kg/h增加到50kg/h，a3工況組中ΔPre的平均增量為9.1kPa，平均增長率為1.83kPa/(kg.h-1)。壓降的上升是由于制冷劑流量的提高導致管內流動雷諾數上升，進而使得制冷劑流動過程中的動量壓降與摩擦壓降也上升。

另外，制冷劑流量的提高也會增加AHE的散熱量，在工況組a2、a3中，散熱量Q平均提高了90.9W和110.3W，Q的平均增長率分別18.18W/(kg.h-1)和22.06W/(kg.h-1)。從微元體的熱交換情況看，制冷劑流量的增加提高了銅管與制冷劑之間的對流換熱強度，使得控制體內的換熱量上升，在銅管長度一定的情況下，使得AHE的總散熱量增加。但這需要制冷劑在AHE中被完全冷凝，就如圖5(a)所示，當制冷劑流量Gre從37kg/h增加到40kg/h、室內氣溫tai為22℃時，散熱量在1560.7~1553.9W之間波動，由于此時制冷劑出口處位于兩相區，因此AHE散熱量并不會隨著流量的增加而明顯增加，而是維持在一個恒定值。此外，相較于Gre為36kg/h時，AHE散熱量反而降低了32W左右。

與制冷劑出口溫度隨制冷劑流量Gre的變化和散熱量相對應，當制冷劑在AHE中完全冷凝時，總散熱量越高，出口溫度越高。在工況組a2、a3中，當室內氣溫tai從18℃上升到22℃時，tre-out平均提高了13.5%和10.3%，tre-out平均增長率分別為0.92℃/(kg.h-1)和0.69℃/(kg.h-1)。這是由于散熱量的增量小于流量增加后制冷劑總冷凝熱的增量，這導致換熱器的兩相流域長度增加，單相過冷區長度減少，制冷劑出口溫度在該作用下逐步上升。而當制冷劑出口為兩相區時，出口溫度基本維持定值，當tai為22℃、Gre從37kg/h增加到40kg/h時，制冷劑出口溫度維持在44.0±0.1℃。

圖6顯示了不同室內空氣溫度下，AHE散熱量、制冷劑出口溫度以及總壓降隨制冷劑進口壓力Pre,in的變化趨勢。如圖6所示，AHE的表面溫度隨著制冷劑進口壓力Pre,in的增加而上升，AHE換熱器表面與室內空氣之間的對流換熱以及與各面圍護結構的輻射換熱強度增強，因此AHE散熱量增加。在工況組b1中，當室內氣溫維持在18℃時，當制冷劑進口壓力Pre,in從2662.4kPa增加到2857.2kPa，AHE散熱量從1812.9W增加到1914.6W，增量為101.7W。而當室內氣溫從18℃上升到24℃時，b1工況組中相應的AHE散熱量平均增量為189.6W。類似地，隨著制冷劑進口壓力Pre,in增加，b2工況組中相應的AHE散熱量的平均增量為96.7W，b3工況組中相應的AHE散熱量的平均增量為70.1W。

如圖6所示，制冷劑出口溫度與總壓降隨進口壓力Pre,in的增加而減少。在b1~b3工況組中，當進口壓力Pre,in從2662.4kPa增加到2857.2kPa時，tre-out的平均減小量為5.5℃。當進口壓力Pre,in從2924.5kPa增加到3133.9kPa時，tre-out的平均減小量為4.9℃。當進口壓力Pre,in從3206.2kPa增加到3431.3kPa時，tre-out的平均減小量為3.5℃。這是由于進口壓力的增加提升了進口冷凝溫度，從而提高了控制體內制冷劑與銅管間的換熱強度，因此當流量恒定時，制冷劑變成飽和液體的速度更快，從而導致單相過冷區域長度增加，制冷劑出口溫度降低。同時，隨著進口壓力Pre,in的增加，單相過冷區域長度變長使液態制冷劑流動長度的占比上升，相同質量流量下，氣態制冷劑的壓降大于液體制冷劑壓降，因此AHE總壓降降低。如圖6所示，b1工況組中ΔPre的減小量分別為9.3kPa、10.4kPa和10.6kPa，平均減少量為10.1kPa；工況組b2中ΔPre的平均減少量為9.3kPa；b3工況組中ΔPre的平均減少量為8.9kPa。

不同進口過熱度(Δtre-in)對AHE換熱器的性能影響如圖7所示，當Δtre-in從2℃增加到10℃時，不同室內空氣溫度下，工況組c1中AHE散熱量、總壓降、出口溫度平均增加了33.7W，3.0kPa，2.6℃，平均增長率分別為4.2W/℃，0.38kPa/℃，7.2%。工況組c2中AHE散熱量、總壓降、出口溫度平均增加了110.8W，3.4kPa，3.0℃，平均增長率分別為13.8W/℃，0.42kPa/℃，8.8%。工況組c3中AHE散熱量、總壓降、出口溫度平均增加了152.3W，3.72kPa,2.8℃，平均增長率分別為19.0W/℃，0.47kPa/℃，8.5%。圖7表明AHE的散熱量、總壓降以及出口溫度隨Δtre-in的增加而增加。隨著Δtre-in的增加，AHE中單相過熱區域長度增加，在其他相關供暖參數保持不變時，制冷劑在兩相流中的傳熱能力不變，AHE換熱器中兩相區長度不會發生顯著變化。在管長恒定時，單相過冷區長度將減小，導致制冷劑出口溫度升高。Δtre-in的增加也提高了氣態制冷劑流動長度的占比，在相同流動長度以及流量下，氣態制冷劑流動長度占比的增加導致總壓降的升高。

室內環境對AHE傳熱、流動性能的影響如圖8所示。各工況組中的制冷劑流量、進口壓力對應的冷凝溫度以及進口過熱度保持不變。在工況組d1~d3中，室內氣溫為20℃，而測試小室各圍護結構的綜合溫度tAUST從14℃增加到18℃，兩者的溫差在2℃～6℃之間。由圖8中AHE散熱量、總壓降以及制冷劑出口溫度的變化趨勢可知，隨著tAUST的升高，AHE散熱量降低，而制冷劑出口溫度和總壓降增加。當tAUST從14℃變化到18℃時，d1工況組中散熱量Q降低了14.5W，ΔPre增加了0.4kPa，tre-out增加了0.7℃。

這是由于隨著tAUST的增加，AHE表面與各圍護結構之間的輻射換熱強度降低，從而導致散熱量下降。從微元體換熱方面來看，在制冷劑進口溫度與流量相同的情況下，控制體中換熱量降低，單相過熱區和兩相流區域的長度增加，而單相過冷區長度減少，因此導致制冷劑出口溫度上升。相同地，在流量一定情況下，氣態制冷劑流動長度占比的增加導致總壓降的升高。

3.2室內換熱器結構溫度變化特性

圖9和圖10顯示了168組模擬工況中AHE換熱器各層溫度的變化情況。從圖9可發現，制冷劑溫度越高，AHE各層溫度越高，在168組工況中，AHE中制冷劑平均溫度波動在43.4℃～53.6℃之間，銅管溫度在43.2℃～53.1℃之間，水層平均溫度在37.5℃～46.0℃之間，板面平均溫度在34.6℃～42.3℃之間，肋端平均溫度34.1℃～41.7℃之間。其中，銅管溫度和制冷劑溫度非常接近，如圖10(a)所示，制冷劑與銅管之間的溫差在0.06℃～0.54℃之間，平均溫差為0.26℃，而制冷劑與AHE水層、板面、肋端以及室內空氣之間的平均溫差分別為6.5℃，9.7℃，10.3℃以及27.9℃。

此外，從圖9和圖10(a)發現，板面平均溫度和肋片端部溫度也十分接近，平均溫差約為0.56oC，較大溫差分別出現在銅管與水層，水層與板表面，以及肋端和室內空氣之間。正如圖10(b)中顯示，銅管與水層間的最小溫差為4.9℃，最大溫差7.4℃，平均溫差為6.3℃；水層與板表面間的最小溫差為2.4℃，最大溫差為4.0℃，平均溫差為3.2℃；肋端與室內空氣間的最小溫差為13.9℃，最大溫差為21.0℃，平均溫差為17.6℃。結果表明，可通過進一步優化水層厚度，提高肋片長度，實現進一步提高AHE的換熱效率。

3.3散熱特征公式

本文基于散熱器散熱量的標準特征公式形式[29-30]，提出了AHE散熱量與進口冷凝溫度、室內氣溫以及圍護結構溫度的特征公式，具體形式如下：

式中，q為AHE的單位面積散熱量，W/m2；Gre為制冷劑流量，kg/h；tcon為進口冷凝溫度，℃；tai為室內氣溫，℃；tAUST為圍護結構綜合平均溫度，℃；Δta為進口冷凝溫度與室內空氣溫度之差，℃；Δtb為進口冷凝溫度與圍護結構溫度之差，℃；A1~C1為通過最小二乘法獲得的擬合常數。

基于168組工況的數值模擬結果，采用最小二乘法擬合出的AHE散熱量的標準特征公式如下：

擬合的散熱量標準特征公式的擬合偏差波動范圍為-7.2%~4.3%，平均絕對偏差為1.7%，擬合優度R2

為0.9668。該特征公式的有效適用范圍為：44℃≤tcon≤55℃，2℃≤Δtre≤10℃，18℃≤tai≤22℃,14℃≤tAUST≤18℃，36kg/h≤Gre≤50kg/h。

4、結論

本文提出了一種用于冬季供暖的與空氣源熱泵系統集成的新型AHE換熱器，建立了其傳熱與流動數學模型，并通過實驗驗證了該模型的準確性。基于AHE傳熱流動模型，模擬了168組工況，分別探究了制冷劑流量、進口壓力、進口過熱度以及室內圍護結構溫度對AHE傳熱與流動性能的影響，最后基于168組工況的模擬結果，提出了AHE散熱量的標準特征公式，為輻射板供暖系統的性能分析和優化提供了技術基礎。本文主要結論如下：

（1）AHE集成空氣源熱泵系統具有較好的傳熱性能，在冷凝溫度為45.7℃的典型供暖工況下，單位面積散熱量達2216.3W/m²。

（2）影響AHE散熱性能的主要運行參數為制冷劑進口壓力，而影響冷凝器制冷劑出口溫度以及壓降的主要運行參數為制冷劑流量。AHE中銅管與水層、水層與板表面，以及肋端和室內空氣間溫差較大，平均溫差分別為6.3℃、3.2℃和17.6℃。結果表明，可通過降低水層厚度、提高肋片長度來進一步提高AHE換熱效率。

（3）擬合的散熱量標準特征公式的平均絕對偏差為1.7%，擬合優度R2為0.9668，該公式為新型無風機蓄熱型鋁制輻射板換熱器的推廣應用提供了理論支撐，本文研究結果亦可為更多AHE新結構的提出和優化提供技術指導。

符號說明

Α——面積，m²

AHE——新型無風機蓄熱型鋁制直接冷凝式輻射板換熱器

AUST——綜合平均溫度

COP——系統性能系數

d——銅管管徑，m

G——流量，kg/h

Gr——格拉曉夫數

h——制冷劑焓值，J/kg

L——長度，m

La——拉普拉斯數

Δl——控制體長度，m

Nu——努謝爾特數

n——肋片數量

P——制冷劑壓力，kPa

PMV——預測平均評價

PPD——預測不滿意百分比

Pr——普朗特數

ΔPf——摩擦壓降，kPa

ΔPg——流體的重力壓降，kPa

ΔPm——動量壓降，kPa

Q——散熱量，W

q——AHE的單位面積的散熱量，W/m²

Ra——瑞利數

Re——雷諾數

s——表面積，m2

——溫度，℃

v——氣體比容，m3/kg

We——韋伯數

x——制冷劑干度，kg/kg

α——對流換熱系數，W/(m².℃)

β——膨脹系數，1/℃

δ——肋片厚度，m

ζ——空隙率

θ——過余溫度，℃

λ——導熱系數，W/(m.K)

μ——動力粘度，Pa.s

ρ——密度，kg/m³

下角標

ai——室內空氣

ap——板面

ap(fi)——含肋片端的板面

bu——室內圍護結構

ceiling——天花板

co——銅管

con——冷凝溫度

cond——導熱

conv——對流

fi——肋片

floor——地面

in——進口

nofi——無肋片端

out——出口

rad——輻射

re——制冷劑

wa——水層

wall_east——東墻

wall_north——北墻

wall_south——南墻

wall_west——西墻

參考文獻

[1] International Energy Agency. IEA (2023), Energy Statistics Data Browser, IEA, Paris https://www.iea.org/data-and-statistics/datatools/energy-statistics-data-browser.

[2] Zhao X, Ma X W, Chen B Y, et al. Challenges toward carbon neutrality in China: Strategies and countermeasures[J]. Resources, Conservation and Recycling, 2022, 176: 105959.

[3] Wang N B, Guo Y H, Yu H X, et al. Investigation on performance enhancement of micro-channel separated heat pipe in data center: A coupled heat-mass-flow characterization approach[J]. Applied Thermal Engineering, 2024, 248: 123327.

[4] Yan H Z, Hu B, Wang R Z. Air-source heat pump heating based water vapor compression for localized steam sterilization applications during the COVID-19 pandemic[J]. Renewable and Sustainable Energy Reviews, 2021, 145: 111026.

[5] 吳迪, 胡斌, 王如竹, 等. 水蒸氣準飽和壓縮高溫熱泵循環性能分析[J]. 化工學報, 2023, 74(S1): 45-52. Wu D, Hu B, Wang R Z, et al. Performance analysis of water vapor quasi-saturated compression high temperature heat pump system[J]. CIESC Journal, 2023, 74(S1): 45-52.

[6] Tanabe S, Kimura K. Importance of air movements on thermal comfort under hot and humid conditions [C]. Proceedings of the Second ASHRAE Far East Conference on Air Conditioning in Hot Climates, Kuala Lumpur: ASHRAE, 1989, 95-103.

[7] Wu Y F, Sun H L, Yang Z X, et al. Dynamic process simulation of indoor temperature distribution in radiant-convective heating terminals[J]. Building and Environment, 2023, 244: 110843.

[8] 陳守海, 高童, 王軍, 等. 掛壁式變頻空調器溫度場特性與熱舒適研究[J]. 家電科技, 2018(S1): 147-151. Chen S H, Gao T, Wang J, et al. Research on temperature field characteristics and thermal comfort of wall type frequency conversion air conditioner [J]. Journal of Appliance Science & Technology, 2018(S1): 147-151.

[9] 黃允棋, 司徒姍姍, 陳小輝. 關于壁掛式空調制熱舒適性最優出風溫度的實驗研究[J]. 環境技術, 2019, 37(3): 64-69.

Huang Y Q, Situ S S, Chen X H. Experimental study on optimal air temperature for wall-mounted air conditioning heating comfort[J]. Environmental Technology, 2019, 37(3): 64-69.

[10] Olesen B W. Comparative experimental study of performance of radiant floor-heating systems and a wall panel heating system under dynamic conditions[J]. ASHRAE Transactions, 1994, 100(1): 1011-1023.

[11] Xiao B, He L, Zhang S H, et al. Comparison and analysis on air-to-air and air-to-water heat pump heating systems[J]. Renewable Energy, 2020, 146: 1888-1896.

[12] Zhang H, Jiang L F, Zheng W D, et al. Experimental study on a novel thermal storage refrigerant-heated radiator coupled with air source heat pump heating system[J]. Building and Environment, 2019, 164: 106341.

[13] 曾章傳. 空氣源熱泵直接地板輻射采暖能效及地板傳熱研究[D]. 鄭州: 鄭州大學, 2010.

Zeng Z C. Thermodynamics Analysis and Heat Transfer Research of Direct Radiant Floor Heating System with ASHP[D]. Zhengzhou: Zhengzhou University, 2010.

[14] 王園園, 張超, 梁年良, 等. 空氣源熱泵冷劑直熱式建筑采暖系統研究現狀[J]. 建筑節能, 2015, 43(7): 21-24.

Wang Y Y, Zhang C, Liang N L, et al. Status of the refrigerant direct- heating system in building with air source heat pump[J]. Building Energy Efficiency, 2015, 43(7): 21-24.

[15] Dong J K, Zhang L, Deng S M, et al. An experimental study on a novel radiant-convective heating system based on air source heat pump[J]. Energy and Buildings, 2018, 158: 812-821.

[16] Xu C C, Shao S L. Performances investigations on thermal characteristics of a novel direct-condensation convective-radiant heating panel: An experimental and numerical study[J]. Applied Thermal Engineering, 2024, 244: 122705.

[17] 邵索拉, 張歡, 由世俊, 等. 帶有蓄熱型直接冷凝式加熱板的空氣源熱泵系統性能研究[J]. 化工學報, 2020, 71(8): 3480- 3489.

Shao S L, Zhang H, You S J, et al. Performance investigation of air-source heat pump heating system with novel thermal storage refrigerant-heated panel[J]. CIESC Journal, 2020, 71(8): 3480-3489.

[18] Shao S L, Zhang H, You S J, et al. Experimental investigation of air-source heat pump heating system with a novel thermal storage refrigerant-heated panel[J]. Journal of Thermal Science and Engineering Applications, 2021, 13(1): 011015.

[19] 路賓, 李忠. 中國采暖散熱器技術與標準現狀及發展趨勢分析[J]. 建筑科學, 2008, 24(8): 4-8.

Lu B, Li Z. Analysis on status and development trend of heating radiator technology and standards in China[J]. Building Science, 2008, 24(8): 4-8.

[20] Gnielinski V. New equations for heat and mass transfer in turbulent pipe and channel flow[J]. International Chemical Engineering, 1976, 16: 359–368.

[21] Dittus F W, Boelter L M K. Heat transfer in automobile radiators of the tubular type[J]. International Communications in Heat and Mass Transfer, 1985, 12(1): 3-22.

[22] Davies W A, Hrnjak P. Heat transfer and flow regimes during counter-flow steam condensation in flattened-tube air-cooled condensers[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 2020, 147: 118930.

[23] John H. A heat transfer textbook, 4th edition [M]. USA: Phlogiston Press, 2018: 141-160, 523-577.

[24] Tari I, Mehrtash M. Natural convection heat transfer from inclined plate-fin heat sinks[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 2013, 56(1/2): 574-593.

[25] Kraus A D, Aziz A, Welty J. Extended Surface Heat Transfer[M]. USA: Wiley , 2001: 58-92, 170-193.

[26] Yang Z Q, Gong M Q, Chen G F, et al. Two-phase flow patterns, heat transfer and pressure drop characteristics of R600a during flow boiling inside a horizontal tube[J]. Applied Thermal Engineering, 2017, 120: 654-671.

[27] Moody L F. Friction factors for pipe flow[J]. Journal of Fluids Engineering, Transactions of the ASME, 1944, 66(8): 671-678.

[28] Kim S M, Mudawar I. Universal approach to predicting two-phase frictional pressure drop for adiabatic and condensing mini/micro-channel flows[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 2012, 55(11/12): 3246-3261.

[29] 國家質量監督檢驗檢疫總局，國家標準化管理委員會．供暖散熱器散熱量測定方法: GB/T 13754—2017[S]．北京：中國標準出版社，2018.

General Administration of Quality Supervision, Inspection and Quarantine of the People's Republic of China, Standardization Administration of the People's Republic of China. Method for measuring the heat dissipation of heating radiators: GB/T 13754— 2017[S]. Beijing: Standards Press of China, 2018.

[30] 住房和城鄉建設部. 輻射供冷及供暖裝置熱性能測試方法: JG/T 403—2013[S]. 北京: 中國標準出版社, 2013.

Ministry of Housing and Urban-Rural Development of the People’s Republic of China. Test methods for thermal performance of radiant cooling and heating unit: JG/T 403—2013[S]. Beijing: Standards Press of China, 2013.

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