基于SINDA平台的CO2热泵热水器仿真

1、学术会议论文编号：121012基于SINDA台的CO2热泵热水器仿真李廷勋1 梁杰荣2（1中山大学工学院，广州，510725） ,（2广东申菱空调设备有限公司，顺德，528313）仃 el Email:Litx)摘要：本文基于SINDA/FLUINT 平台建立了 CO2热泵热水器分布参数模型，并对系统稳态过程、开机 及制取热水动态过程进行仿真，得到温度、压力等参数的沿程分布特征和实时运行规律。通过与实验 数据的对比，模型计算误差为 10%左右。仿真模型可用于CO2热泵热水器气冷器等关键部件设计，以 及系统超临界运行的控制参数优化。关键词：CO2热泵热水器，SINDA

2、/FLUINT，仿真0前言出于保护臭氧层和减排温室气体的需要，空调制冷剂R22在发展中国家于2013年实施冻结，并逐渐淘汰。而臭氧消耗潜能（ODP ）为0的HFC类制冷工质（如 R134a）物质属于需减排的温室气体，因此,HFCs只能是一种替代工质而不是能长久使用的制冷 剂。从对环境的长期安全来看，重用自然工质是一种出于长远考虑而又安全的选择。CO2（R744）作为制冷/制热工质具有以下特点：1. 环境友好：自然工质，无毒，不可燃，与常用制冷设备材质和润滑油相溶，其ODP为0，全球温室潜能值（GWP）仅为1。2. 良好的热物性：较高的高压侧压力使得制冷剂气体密度较高，绝热指数较大，能 制取较高

3、温度的热水。3. 临界温度低（31.1C）:系统在跨临界状态下运行。由于跨临界运行，二氧化碳 热泵系统放热过程的压力可达910MPa，远高于常规制冷/热泵系统的许可最大压力。另外，跨临界运行时高压侧没有相变发生，其温度和压力独立变化，与常规系统比较， 跨临界二氧化碳循环系统多一个自由度，因此系统的运行状态控制更为复杂。SINDA/FLUINT 是由美国C&R公司开发，应用于复杂系统热设计和流体流动分析的仿真平台，已经在航空、航天领域取得很好的应用效果，是美国航天航空局（NASA）指定的流体传热和流动分析设计工具。在SINDA/FLUINT 提供的环境下，本文运用分布参数方法，建立一个精

4、度较高，通用性较强的二氧化碳热泵仿真模型，进行稳态运行 性能和分布参数计算，也可以分析开机、制取热水等动态过程的特征，用于优化系统运 行参数提高系统的性能和安全系数。1基金资助：国家自然科学基金资助（51076170）项目，广东省自然科学基金资助项目（10151027501000095）1模型结构仿真模型以CO2为工质，由压缩机、背压阀、套管式气冷器和回热器、管翅式蒸发器 以及水箱组成，所有部件均按照实际的结构尺寸2建立。模型示意如图1所示。-sti-Waler pipeWater lankSTtiiis coolermp ressorReceiverWaler piiin pBack Pre

5、ssure valveEvaporalor» 0 - - f ； L1 台严蜀 于33®T1Internal heal exchanger Connecling pipe图1模型总体图1.1压缩机和背压阀压缩机和背压阀分别采用缩机的输入量包括转速，排量，容积效率及等熵效率，其关系如下。_ m(hout hjn )(2)SINDA/FLUINT 软件的 COMPPD 和 ORIFICE 来建立，压"皆 Vt =nVd(1)；T| Ylnv Vr，%Pcm是质量流量，p in是吸其中，Vr是制冷剂实际体积流量，Vt是压缩机理论输气量,气密度，n是转速，Vd是排量，Pc

6、是压缩机输入功率，v为容积效率，n is为等熵效率。Hooper计算公式。背压阀的输入量为最大流量对应的直径和开度，质量流量采用S ”AORI CDIS J2 申 3mback_va|ve =Cv1_(cDis/Cv Maori/AF j其中，£是开度，Cv是速度系数，CDIS系数(discharge coefficient)见如下公式:CDIS =CvCc,其中,Cc -X _,丿G +/FK丿1.2换热器(1)气冷器和回热器CO2,其模气冷器和回热器都为并列式换热器，结构相同，冷流体为水，热流体为型均可离散化如图2所示：水侧可视为单相流动，采用以下通用性较强的Dittus-Boe

7、lter和Hausen公式；CO2侧当处于超临界状态，采用以下的Gnielinski公式5:(6)心需詐阳3侧阻力系数2采用:f0.25r<£/d5.74 512(8)（2）蒸发器蒸发器为管翅式结构，其传热及流动模型如图3。CO2侧处于两相态时，界定核沸腾出现的干度范围为 0-0.7，此时传热系数采用 Chen公式。为保持传热系数的连续性， 当干度在0.71时，传热系数是由核沸腾Chen公式和单相传热 Dittus-Boelter公式根据管壁和翅片的接触热阻采用拟合3tf干度插值而得。考虑胀管式开缝翅片换热器的特点， 关系式：cW/(m2 o C »=893.7 ”

8、_ E 104 +899.0 (Pf -tf 2 Do%其中迎风管排的空气节点温度湿Pf为翅片间距m，tf为翅片厚度m，E为胀管率 空气侧利用一个空气节点负责半条U型管的传热，度相同，而后排管的空气节点流量是前排距离最近两管路的流量的平均值，传热系数和 阻力系数均采用拟合公式如下：N_1 01.1974 -Q.2078(lgRe 护.1034(lgReNu air _fin a 10f _b 1 02.4249-0.9307 (g Re J0.0711(g Re 2 air1.3气液分离器和水箱在SINDA/FLUINT 中，气液分离器模型可简化两个Tank （容器）模型，代表上层饱和气的Ta

9、nk A所含的液体由于重力作用通过Path （通道模型）传递到下层气液两相的Tank B,而Tank B蒸发出的气体，同样通过 Path传给Tank A。模型中考虑与外界的 漏热，传热系数假定为常数。对于水箱模型，在稳态计算中，为保证系统能够达到稳定状态，假定进水温度恒定。动态计算中，水箱顶部接受被加热的热水，底部排出的水送去热泵热水器加热（图1），因此水箱各点的温度也会随时间而变化，可模拟显示水箱温度的变化情况。2系统仿真本模型旨在仅仅输入结构，环境等初始参数条件下，通过稳态或动态计算，输出系 统的分布特征参数和性能参数，具体流程如图4。在SINDA/FLUINT 求解器中，模型经过离散化后

10、，转化为基于单元模型的控制方程，差分成统一格式后建立矩阵求解。图4仿真示意图3模型验证与数据分析3.1模型验证文献中通过调节背压阀的不同开度，实现了不同高压状态下的运行测试；本文在 稳态模型中也采用固定排气压力的方法，得出的仿真结果与实验结果对比如表1。可以看出，误差基本保持在 10%以内，证明该模型的可用性。其中误差较大集中在气冷器压 降，原因在于所采用的通用压降公式适用范围没有覆盖整个运行范围，需要分段采用不 同的更加精准的压降公式。参数实验计算误差实验计算误差实验计算误差排气温度oC109.4107.41.8%100.296.73.5%96.793.03.8%冷出温度oC18.920.1

11、6.2%21.220.15.4%24.220.614.7%吸气温度oC17.920.011.6%20.220.00.8%22.520.210.3%表1不同高压下模型参数验证高压 11.3 MPa高压 10.4 MPa高压9.9MPa节前温度oC22.421.44.4%21.619.78.8%21.419.310.0%节后温度oC13.413.93.4%13.413.50.7%13.313.11.5%蒸出温度oC24.022.56.4%22.419.214.5%21.319.58.4%进水温度oc16.316.30.1%16.316.30.1%16.316.30.1%出水温度oC69.170.0

12、1.3%66.865.51.9%66.463.05.1%进风温度oC24.324.30.0%22.822.80.0%22.122.10.0%出风温度oC20.320.61.4%19.019.00.1%18.718.03.6%低压MPa4.7094.7741.4%4.6524.9055.4%4.6304.8605.0%流量Kg/h46.8647.741.9%50.0249.900.2%51.2050.172.0%制热量'w318732391.6%325831762.5%316229476.8%气冷器压降kPa59.752.512.1%84.259.928.8%98.563.735.4%蒸

13、发器压降kPa85.794.510.3%90.694.44.1%90.5115.427.5%3.2换热器沿程分析（1）气冷器和回热器7110回热器二iOM高压傭5沿稗（mJ222222222pi10沿想（mJJ52010图5气冷器和回热器温度分布（排气压力为 9.9MPa）气冷器和回热器温度的沿程分布如图5，由于回热器温度已低于临界点，温度分布和普通单相逆流换热器趋势一致；气冷器的温度分布是两端温度变化较快，中间较慢， 温差最小点出现在的假临界温度（约45C）,此状态点 CO2物性变化剧烈，其比热容快速变得很大，传热系数急剧上升，因此温差变小且温度变化缓慢。（2）蒸发器蒸发器的沿程温度分布和温

14、度场如图6，图7。可以看出，由于系统压力较高而且CO2黏度较低，流路分流均匀（出口温差小于1C）。由于流量减少，本系统蒸发器换热面积过大，造成过热区较长（图7红色和黄色部分），容易形成热短路，反而降低了蒸发 器的效率。图6蒸发器温度分布K.B4RinH nti? S'£IT图7蒸发器温度场3.3开机过程假定系统启动前 CO2的液体成本全部集中在气液分离器，图8和图9分别说明了开机过程吸/排气压力和流量的变换情况。可以看出，开机过程基本可分为四个阶段：1压差建立：排气压力和温度上升，吸气压力和温度下降；由于吸气点CO2没及时被吸走，密度较大，流量瞬间达到最大值然后急剧下降；由于

15、本文假定开机前液体全积 聚在气液分离器，一开始参与循环的CO2并不多，因此在此假设下，排气压力在这个阶段没有达到最大值。2. 压力振荡阶段：温度，压强，流量都出现较强的波动现象。3. 调整阶段：随着气液分离器的液体不断蒸发，加入循环的CO2不断增加，吸气点和排气点压力上升，温度下降；压缩机流量也开始反弹增加。（干度为1），没有新的 CO2加入循环，系气液分离器的完全蒸干后4. 稳定阶段： 统趋于稳定。MlTF压力 «*(fK 力图8吸气和排气压强Ml'3.4制取热水过程10小时）时，系统（图10）以及水箱温度（图制取热水过程模拟系统给水箱加热（11）的变化情况。可以看出，水箱

16、温度呈分层特征，并且温度梯度随着加热的进行而减 少；同时吸气点和排气点的压力也会因进水温度的提高升高10%左右。14IJ11IIit>ii>图10吸气和排气压强时此Hr图11水箱温度分布4结论CO2热泵热水器仿真模型，对稳态、开机瞬10%以内。另外本文基于SINDA/FLUINT 平台建立了态以及制取热水过程进行模拟，经过与实验数据对比，模型精度基本在 通过仿真还发现：1. 由于CO2超临界状态的物性特点，其比热容较大，温差变小，效率较高。2. 普通的管翅式换热器可应用于二氧化碳热泵系统，由于其高压以及低黏度特性, 各流路分流均匀。3. 模型能够模拟系统开机瞬态过程；开机期间根据各

17、参数的变化情况可划分四个阶 段：压力建立，振荡阶段，调整阶段及稳定阶段。4. 在制取热水时由于进水温度的提高，排气点和吸气点的压强会升高约10%;水箱温度呈分层特征，并且最终趋于一致。参考文献1B. A. Cullimore, S. G. Ring, D. A. Johnson, SINDA/FLUINT Users Manual.23王冬.家用空气源二氧化碳热泵热水器实验及模拟：硕士学位论文D,中山大学，2010.W. B. Hooper. Calculate head loss caused by change in pipe size, Chemical Engineering, Nov

18、 7, 1988:89-92.4 Karlekar and Desmond, Engineering Heat Transfer, 1977.5 Klaus Spindler. A Review on Heat Transfer Correlations for Supercritical Carbon Dioxide under CoolingConditions. 7th IIR Gustav Lorentzen Conference on Natural Working Fluids, Trondheim, Norway, May28-31,26 American Society of Heating, Refrigerating, and Air Conditioning Engineers, Inc. (ASHRAE) Handbook, 1981 Fundamentals, 19817 Jin Jeong, Chang Nyung Kim, Baek Youn. A study on the thermal contact conductance in fin -ube heatexchangers with 7 mm tube. Internation