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1、 .空气源热泵冷热水机组运行工的模拟与分析-作者：-日期：.DOC资料. 空气源热泵冷热水机组全年运行工况的模拟与分析摘要：对机组的空气侧换热量、水侧换热量、压缩机轴功率和供热性能系数等参数进行综合分析，寻求对空气源热泵冷热水机组结霜特性影响最小的空气侧换热器的结构参数。用变化后的结构参数结合夏季运行工况，其空气侧换热系数、管壁温度、空气侧压降也有所改善。将模拟结果与实验数据进行了比较，两者吻合很好，进一步验证了所建模型的可靠性。 关键词：空气源热泵冷热水机组 动态模型 稳态模型 结霜 1 空气源热泵冷热水机组模型建立 空气源热泵冷热水机组由压缩机、空气侧换热器、水侧换热器、节流机构等设备组成
2、。在质量守恒、能量守恒、动量守恒的基础上，利用空气源热泵冷热水机组的四大部件的数学模型，并利用制冷剂在各部件的进出口状态参数把所建的四个部件模型耦合在一起，就构成了空气源热泵冷热水机组冬、夏季工况的模型。耦合过程中的质量守恒是指各部件中的制冷剂质量流量相等，单位时间内流入某部件的制冷剂质量等于流出该部件的制冷剂质量；能量守恒是指机组的制冷量与压缩机对制冷剂作功之和等于冷凝器的热负荷；动量守恒即压力平衡，是指经过压缩机后制冷剂压力的提高值等于制冷剂在空气侧换热器、膨胀阀、水侧换热器等部件中的压力降之和。2 典型冬季工况的模拟与分析对于所建立的空气源热泵冷热水机组的动态数学模型1，采用计算机求解，
3、计算工况见表1，计算从某一时刻压缩机吸入口开始。调用各子程序，可以计算出空气侧换热器的换热量以及结霜等情况。 我国大部分地区处于季风气候区，热泵适宜应用的地区湿度普遍比较大，例如长江以南地区，相对湿度一般都在75%以上，若温度在0左右，极易结霜。下面将采用机组的动态数学模型，分别计算机组在一些典型地区，如对于重霜区成都所对应的工况B（0，85%）、一般结霜区上海、杭州所对应的工况C（-4，75%）2，用变化后的空气侧换热器的结构参数，进一步对空气源热泵冷热水机组结霜工况进行计算及分析。2.1 工况B（0，85%）空气侧换热器结构参数采用变化后值：管径为8mm，分液路数10，管间距为27.4mm
4、，翅片间距分别为3.5mm和4mm时，与采用原始的结构参数（管径为10mm，分液路数10，管间距为25.4mm，翅片间距为2mm）相比，分析空气源热泵冷热水机组结霜工况下，机组性能参数随时间的变化。图1至图4是机组空气侧换热量、水侧换热量、压缩机轴功率和供热性能系数随时间的变化。由图可见，水侧换热量、压缩机轴功率和供热性能系数在翅片间距取3.5mm时优于翅片间距取4mm时。图1 空气侧换热器换热量随时间的变化图2 水侧换热器换热量随时间的变化 图3 压缩机轴功率随时间的变化图4 供热性能系数随时间的变化采用原始的结构参数与变化后的结构参数对空气源热泵冷热水机组各性能参数的影响作了对比，从而得出
5、结论：结构参数变化后，机组运行到35分钟时，压缩机轴功率从72.36kW增加到72.9kW，增加了0.75%；水侧换热量从285.843kW增加到287kW，增加了0.4%；因此，对于工况B，采用变化后的结构参数（翅片间距3.5mm），机组结霜工况性能改善明显。2.2 工况C（-4，75%）空气侧换热器结构参数变化后值：管径为8mm，分液路数10，管间距为27.4mm时，翅片间距分别取2.5mm和3mm时，与采用原始的结构参数相比，分析空气源热泵冷热水机组结霜工况下，机组性能参数随时间的变化。图5至图8是机组空气侧换热量、水侧换热量、压缩机轴功率和供热性能系数随时间的变化。由图可见，空气侧换热
6、量、水侧换热量、压缩机轴功率和供热性能系数在翅片间距取2.5mm时明显优于翅片间距取3mm时。采用原始的结构参数与变化后的结构参数对机组各性能参数的影响作了对比，从而得出结论：结构参数变化后，机组运行时间延长，供热性能系数从4.1172增加到4.1267，增加了0.27%；压缩机轴功率从59.1kW增加到59.55kW，增加了0.76%；水侧换热量从243.35kW增加到245.75kW，增加了0.58%,因此，对于工况C，采用变化后的结构参数（翅片间距2.5mm），机组结霜工况的性能改善明显。图5 空气侧换热器换热量随时间的变化图6 水侧换热器换热量随时间的变化图7 压缩机轴功率随时间的变化
7、图8 供热性能系数随时间的变化3 典型夏季工况的模拟与分析通过对结霜工况BC，空气侧换热器结构参数对空气源热泵冷热水机组结霜特性影响的计算和研究，得出结论：采用变化后的结构参数，对机组性能尤其是减少结霜、延长机组运行时间有明显效果。机组夏季按制冷工况运行，用变化后的换热器结构参数在夏季工况对机组运行是否产生影响，下面分别对工况B、C所对应的夏季工况D、E用变化后结构参数对机组进行计算和验证。3.1 工况D（31.6，86%）空气源热泵冷热水机组夏季运行时，空气侧换热器作为冷凝器使用。空气侧换热器是以空气作为冷却介质，靠空气的温升带走冷凝热量。夏季工况机组运行时，随着时间的变化，机组各性能参数基
8、本不改变，因此，夏季工况采用稳态模型进行计算。图9至图10分别为夏季工况下，空气侧换热器在采用变化前后的结构参数，空气侧换热系数、管壁温度沿管长的变化。可以看出，变化后的空气侧换热系数明显增大，空气侧管壁温度提高。这是因为随着翅片间距的增大，使流过换热器的空气产生扰动变化，空气侧换热能力增强，冷凝热量迅速传递给空气，降低了空气与管壁的温差。图9 空气侧换热系数沿管长的变化图10 空气侧管壁温度沿管长的变化采用变化后的结构参数，对于夏季工况D，制冷性能系数为4.59，制冷量为339.115kW，空气侧平均温度为35.585，平均相对湿度为71.3%。这是由于空气侧换热器作为冷凝器向空气中传递冷凝
9、热量，使空气温度升高，绝对含湿量不变，相对湿度降低。因此，对于夏季工况D，机组空气侧换热器采用变化后的结构参数，机组紧凑性差，设备庞大，空气侧压降从319.028Pa降低到244.54Pa，降低了23.3%，空气侧管壁温度也升高了5.65%，使管壁温度与空气温度的温差减小，空气侧换热系数增大，强化了空气侧换热。3.2 工况E（34，83%）图11至图12分别为空气侧换热器结构参数在变化前后空气侧换热系数、空气侧管壁温度沿管长的变化。可以看出，变化后的空气侧换热系数明显增大，空气侧管壁温度提高。图11 空气侧换热器换热系数沿管长的变化图12 空气侧管壁温度沿管长的变化因此，用变化后的结构参数，对
10、于夏季工况E，制冷性能系数为4.59，制冷量为339.115kW，空气侧平均温度为37.571，平均相对湿度为69.1%。这是由于空气侧换热器作为冷凝器使用，向空气中传递冷凝热量，使空气温度升高，绝对含湿量不变，相对湿度降低。除机组紧凑性差，设备庞大，空气侧压降从322.289Pa降低到264.436Pa，降低了17.95%，管壁温度升高6.4%，使管壁温度与空气温差减小，空气侧换热系数增大，强化空气侧换热。4 结论在质量守恒、动量守恒、能量守恒的条件下建立了空气源热泵冷热水机组全年运行工况的数学模型。采用该模型对机组的冬季工况B、C进行了计算分析，通过改变翅片管换热器的片距、管径、管间距等结
11、构参数，从减少结霜量，延缓结霜，延长融霜时间间隔为出发点，采用变化后的换热器结构参数，计算分析各参数对空气源热泵冷热水机组性能的影响，得到了机组的空气侧换热量、水侧换热量、压缩机轴功率和供热性能系数随时间的变化规律。结合夏季工况，运用变化后的换热器结构参数，采用夏季稳态模型对机组的夏季工况进行计算分析，得到了机组空气侧换热系数、空气侧管壁温度等的变化规律。模拟结果表明，处于重霜区的成都所对应的冬季工况B（0，85%），相对湿度比较高，冬季温度处于易结霜温度范围内，得出结构参数：翅片间距取3.5mm，管径取8mm，分液路数取10，管间距取27.4mm；处于一般结霜区的上海、杭州所对应的冬季工况C（-4，75%），得出结构参数：翅片间距取2.5mm，管径取8mm，分液路数取10，管间距取27.4mm，结合全年运行情况，机组处于较好的运行性能。因此对于不同地区应用的空气源热泵冷热水机组，应根据结霜情况的不同，配置不同结构参数的空气侧换热器。
空气源热泵冷热水机组运行工的模拟与分析报告
