热能与动力工程毕业设计文献翻译.doc

生水源热泵空调系统文献翻译题 目 生水源热泵空调系统 学生姓名 专业班级 热能与动力工程08-1 学 号 院 （系） 机电工程学院 指导教师（职称） 完成时间 12生水源热泵空调系统Yong Cho , Rin YunA K-Water Institute, Korea Water Resources Corporation, 462-1, Jeonmin-dong, Daejeon 305-730, Republic of KoreaB Department of Mechanical Eng., Hanbat National Univ., Duckmyung-dong, San 16-1, Daejeon 305-719, Republic of Korea摘要生水源是很有发展前景的新热源之一， 研究人员正在将生水源和其他水源(如地面水、湖泊水、河流水和污水)一起作为研究对象。一般来说,取于环境再供给水质处理设备的水就叫做生水。在这个课题中，利用供给水质处理设备的生水热能来工作的热泵机组的制冷和制热性能还有待研究。每两个被测的热泵的热容量为65.2KW，并且通常安置在加热或制冷的控制中心房间。可以运用焊接的金属板接收来自于生水源的热能。除了春季，与周围的空气源相比，生水源能够提供良好的热源。在春秋季节，加热和制冷的负荷极低，因此，生水源热泵系统在这些季节表现不佳。关键词 生水源/热泵/加热和制冷/部分负荷性能1.引言水源有很多种,像地面水,湖泊水,河水,污水和生水。生水是这些很有发展前景的热源之一。一般来说,这种水取于环境再通过大型的管道进入水质处理设备来进行后续处理或净化。像那种没有经过处理的水源就叫做生水。被调往多个区域供水系统的生水通过各种渠道的运输流动是产生巨大温差的来源。在这个研究项目中，生水被当作热泵系统的热源来完成水质处理设备整合操作中心的加热和冷却过程。在实际生活中我们很难找到可以把生水当作热源的相似或相近的操作系统。接下来我们将会对与之相关的现存的处理水源热泵和地源热泵系统的方法进行一些简单的研究。Nam和Ooka利用地下水和空气建立了双源混合热泵系统。在春秋季节，水源热泵系统并没有比基于地下水和周围环境之间温差的空气源热泵有效。研究数据表明，根据实验，开发的混合系统与水冷却系统相比有2%到7%的改善，与空气源热泵相比有4%到18%的改善。在另外相关的一个研究中,Nam等人研究了地下水源热泵的性能。这种系统主要依赖于水的温度及深度，并且实验表明其效能比空气源热泵要高的多。Yu和他的同事调查了上海一家档案馆的地源热泵系统,这个档案馆的房间终年可以保持在相对恒定的温度和相对湿度条件下。在这个研究中,利用废热来加热空气处理机组中的剩余空气的方法是很有名的。春秋季节的能效系数要比夏季和冬季分别低42%和14%。但是，这种地源热泵的运营代价比空气源热泵降低了55.8%。此外，Chen等人调查了中国北京一幢很高的公寓大楼的下面的地下水源热泵，通过对这个系统进行的两年的分析研究，他们建立了有效的操作方法和控制算法。Koo等人调查了现场实验的地源热泵的制热性能。结果表明，平均的季节性加热能效比为5.1，部分负荷条件下为46.9%。同时，包括热泵和风机能耗在内的季节性系统COP才只有4.2。这个研究的目的是测定运用提供给水处理设备的生水热能的热泵的制冷和制热性能。2.实验和数据处理图1显示了在南韩Chung-ju安装的水处理设备的生水源热泵系统。来自南韩Daechong水库的生水经由换热量为151.2KW的板式换热器给自来水源热泵系统提供热源。这种热能输送给在热泵和板式换热器之间循环并且作为制冷系统载冷剂的盐水。表1显示了热泵系统的各种性能参数。两套热泵系统的安装位置如图1所示。系统的制冷量和制热量分别是58KW和65.2KW。该系统所用的制冷剂是R410A，并且机组包括有三个压缩机，一个是变容积的卷轴式压缩机，另外两个是稳定速度的卷轴式压缩机。这种压缩机的内部单元是片匣式的，并且嵌入在水净化系统操作中心的天花板上。当所需的加热和制冷负荷低于正常的系统容量时，压缩机的部分片匣将会是关闭的。表2显示了系统所用的测量工具和测量误差。电阻式温度检测传感器包括了一个PT-100仿真器和一个电阻式温度校准仪，这种传感器的测量误差是0.1。 (1) (2) (3) (4) (5)生水源热泵系统的整体性能可以用COP值来估算，方程用(1)中定义了单位和系统的COP值。单位COP仅用包括压缩机和换热器风机在内的热泵系统功率消耗来定义。来源于压缩机和风机运转损失的热泵功耗如方程(2)所示。包括压缩功率在内的系统COP如方程(3)所示。系统的制热量和制冷量用方程(4)所示。因为这个估算方程中测量的是室外的机组，加热制冷量要加上或除去压缩功。已经考虑到所有不确定因素影响的系统COP值可以用和的平方根来计算。经估算，系统的平均不确定度为。表1 热泵系统的规格规格容量和类型冷却能力58kw 室内干湿球温度 27度/19.5度加热能力水温和流量（20度/1901/min） 65.2kw冷却压缩机室内干球温度（20度） 水温和流量（20度/1901/min）数码涡旋压缩机+固定速度卷轴压缩机换热器类型R410A钎板式换热器原水流量1901/min表2 测量仪器的规格温度+/-0.1度流量10.2-741.9升/分钟 正负1%全尺寸图1 安装在水处理设备的生水源热泵机组原理图2 生水源热泵系统仿真流程图图3 空气源热泵仿真流程图3.生水源热泵仿真生水源热泵仿真建模是用来研究系统的特性，并且空气源热泵是的模型是为了和水源热泵相比较。图2显示了生水源热泵模型的计算程序，图3是空气源热泵的程序。对于生水源热泵的建模设计，蒸发温度是用对数平均温差计算，用迭代的方法决定的，然后蒸发器的进口处性能可以由膨胀装置进口处和蒸发器进口处的焓值的差值以及蒸发器进口处制冷剂的蒸发特性估算。节能减排要求提高系统的能源效率。为此，可再生能源技术在不断发展。空间加热和冷却热泵是一个使人感兴趣的的例子。为了使他们更直观的表现，即定义了性能系数或能效比，为低温加热和冷却高温作业要求。另一方面，一个合适的源或汇的温度是必要的。通常情况下，使用外部空气，但在这方面能表现受气候变化情况的影响。如果可用，并允许，地下水是最优的，它的恒温条件很稳定。另一种可能是以地面作为热源，因为它的温度几乎一年固定，从而使双方在加热和冷却季节比外部空气的温度变化小。在这种情况下，压缩机的功耗和它的等熵效率是一定的，压缩功可以从实验或厂商处获得。起初要先假设等熵效率，再视系统的性能而定。因为加热和制冷的负荷在春秋季节极低，得到不同的等熵效率值对于解释这些季节条件下的生水源热泵操作系统的模型仿真系统是很有必要的。在全负荷的条件下，压缩机的等熵效率只有0.85，全负荷条件下的各种数据均可以由厂商提供，冷凝温度和在该温度下的冷凝压力是已经给定的。部分负荷条件下的等熵效率要由以下因素决定。部分负荷下的冷凝温度和全负荷下冷凝温度的要保持一致。蒸发器的进口处温度要在一个合理的范围内即过热温度要在合理的范围内，过高或过低的吸所温度都会对压缩的性能产生不良影响。考虑到包括压缩机功耗在内的操作条件影响下，在部分负荷只有10%时，压缩机的等熵效率是0.5。这个极低的负荷可以清晰的显示出与全负荷条件下系统工作性能的差别。表3 蒸发器模型的输入变量输入参数水源热泵空气源热泵UA(KW/K)13.08.0能量(KW)6060温度()8.155.3空气流量(CMM)N/A250空气源热泵系统建模目的主要集中于确定某一环境温度下的蒸发器温度。蒸发器模型输入信息如表3。蒸发器容量用方程(5)计算。估算量要用改变蒸发温度和给定量相比较的方法来校准，直到它们之间的误差在某一个给定的范围内。在室外空气温度的计算中，系统的潜热可以忽略。空气的温度是用来计算得到方程(1)中的对数平均温差。水源热泵的国际标准是13KW/K,空气源热泵的标准是8.0KW/K。水源热泵的国际标准要依照其安装位置，并且可以从厂商提供的系统性能数据中直接得到。热源温度则要由测量数据得到。根据傅立叶定律: (5)4结果和讨论图4显示了生水温度和周围空气温度从2010年一月到十二月的日平均变化。图5显示了空气和水温的月平均变化。从十二月到次年五月为需要制冷的季节，从六月到九月则是需要制热的季节。在从十月到次年五月的加热季节里，生水温度比空气的温度高4.9。在需要制冷的季节里，自来水温度比空气的温度低3.6。就春季的系统性能来说，环境温度下的蒸发温度更有利。因为生水源的温度数据很有限，所以在图4和5给定热源温度的基础上比较水源热泵和空气源热泵的性能是很有益的。表6显示了不同热源在不同加热条件下R410A仿真模型的结果。冷凝温度在制热时通常会控制在一个确定的温度，而模型的建立主要集中于确定给定的某一温度热源的蒸发温度。基于这种模型，实验得出的数据显示空气源热泵的能耗要比水源热泵的高28%。冷凝器的制热量在两个系统中是一样的，因此COP的差别是和压缩机的功耗成比例的。另外和水源热泵系统相比，较低的温度和较小的国际标准是低蒸发温度的两个特点。图4 一月到十二月水和空气的温度图5 1-12月水和空气平均温度变化图6 制热工况下不同热源的仿真循环图7表明了实验的季节性COP变化。加热季节的单位COP范围是从一月到三月，由2.0到4.0减少。生水源热泵系统的COP由生水温度和系统的载荷比决定。载荷比的方程如（6）所示。 (6)一到三月份性能系数的下降趋势可能源于机组中部分系统载荷的上升。从三月到五月，负载的比率变得极低，最低可以达到10%左右，在此期间，比率并未有显示出变化的迹象。然而，在这期间水温如图4所示持续增加，而这些正是系统的性能系数增加的主要原因。在十月到十二月的供暖季节，生水温度下降，负荷载显著增加。这两个加在性能系数平衡性上的影响仅仅会导致性能系数的微小变化。而在制冷季节，单位性能系数的变化范围在4.5-8之间，这在负载最高的七月和八月是最高的。平均单位性能系数在供热季是3.3，而平均性能系数在供冷季节是7.2。图8显示了热泵系统从一月到十二月的功率消耗。如果考虑加热负荷，在3月份和4月份的功率消耗相对高于其他月份。出现这一特点的原因是在生水温度较低，热泵处于极低负载时，性能较低。图7 制热和制冷季节COP的不同图8 热泵系统功率消耗就像上面解释的那样，载荷比是一个用来阐述水源热泵性能系数变化现象及原因的重要参数。载荷比的影响在观察载荷比与系统性能系数之间关系的过程中被相关人员进行了更深层次的研究。这种变化过程和趋势类似于我们在制冷条件下所看到的。虽然该系统是在部分负荷条件下加热进行运作，压缩机的出口应保持在一定的温度才能实现正确的冷凝温度。此外，由于系统所处的是部分负荷，为了避免制冷剂在冷凝器上的积累，相关的制冷剂在天花板上的封闭盒应该处于流动状态。逐渐增加的制冷剂质量流量是引起压缩机功率消耗的另一种载荷。这些条件对系统的性能都没有什么好处。此外，例如在极低的部分负荷下，这是在一系列的1020%全负荷的部分负载，这将会使压缩机的性能变得更加糟糕。如图10所示，当系统运行的趋势是进行冷却时，在部分负荷工况下，冷凝温度将要维持在一个相对较低的水平。因此在这一区域，部分负荷的高低对系统性影响并不显著。然而，在极低的部分负荷条件下，就像在制热工况条件下时，压缩机的性能很差，这导致了很低的性能系数。图11显示了压缩机在全部和部分负载条件下的系统比较的仿真。除了热泵系统的压缩过程，另一过程也与之类似。由于在部分载荷条件下，压缩机的熵效率比在全部载荷下要低的多，出口温度要高出大约60度。这个结果显示了部分载荷条件下性能系数的显著降低。结果显示，由于压缩机降解效率的影响，当载荷为总载荷的1/3时，系统性能系数开始剧烈下降。并且当载荷为总载荷的15%时，负载功率需求可达到满载功率需求的一倍。图9 供热性能系数随负载比的变化图10 制冷性能系数随制冷负载比的变化图11 全负载和部分负载条件下的系统仿真图12显示了随着水温的变化性能系数的变化。另外，这个图上表明还有一个明显的趋势就是水源热泵的性能随着水温的增加