基于bp的空气源热泵机组建模与仿真

基于bp的空气源热泵机组建模与仿真

1机组特性分析随着asph语言发生器（asph）的应用范围的逐渐扩大，其设计和运营结构发生了重大变化。新工况下,机组稳态工作特性、各部件参数及容量相互匹配,对机组特性的敏感性分析,新型替代工质的应用,以及制冷剂充注量等问题需要借助系统稳态仿真来解决。因此,本文以实现ASHP机组优化设计和性能预测为目标,建立详细的ASHP机组稳态仿真模型,通过大量的实验数据验证了所建模型的可靠性与通用性。2ashp机组数学模型的构建和求解2.1优化数学模型在热泵制冷装置仿真中,压缩机环节由于其时间常数(惯性)较短,多被处理成稳态集中参数模型,传统建模方法主要有效率法、图形法、多变压缩指数法、多控制容积法。这些建模方法或者需要应用经验公式,或者需要建立非常复杂的数学模型,又由于压缩机的结构复杂且影响其工作性能的因素较多,因此该类模型精度较低、通用性差。人工神经网络的非线性特征和学习与预测功能可以很好地解决传统模型存在的问题。利用BP网络对半封闭往复式压缩机建立性能预测模型,详细建模过程见文献。2.2要控制方程采用如图1所示的分区集中参数模型对干式壳管式冷凝器建模,制冷剂由两侧分别进入冷凝器内,制冷剂管内流动。建模中的假设条件为:1)制冷剂一维流动,即只考虑轴向运动,忽略径向运动;2)因管壁较薄,忽略热阻;3)气相和液相处于热力平衡状态,即气相和液相有相同的饱和压力和温度,不存在亚稳态;4)忽略压降的影响,认为冷凝压力及冷凝温度沿管长保持不变;5)水平管中不计制冷剂重力的影响;6)制冷剂在垂直于流动方向的截面上各点的物性参数和运动参数一致,气相和液相充分混合。主要控制方程(公式编号中a、b和c分别代表冷凝器过热区、两相区和过冷区):(1)制冷剂质量守恒方程mci-mcv=0(1a)mcv-mcl=0(1b)mcl-mco=0(1c)(2)制冷剂能量守恒方程mcihci-mcvhcv+αcsπDciLcs(Tcws-Tcs)=0(2a)mcvhcv-mclhcl+αctπDciLct(Tcwt-Tct)=0(2b)mclhcl-mcohco+αclπDciLcl(Tcwl-Tcl)=0(2c)(3)管壁能量方程αcsπDciLcs(Tcs-Tcws)+αcoπDcoLcs(Thws-Tcws)=0(3a)αctπDciLct(Tct-Tcwt)+αcoπDcoLct(Thwt-Tcwt)=0(3b)αclπDciLcl(Tcl-Tcwl)+αcoπDcoLcl(Thwl-Tcwl)=0(3c)(4)管外水侧能量方程˙Μhwcp,hw(Τhwo-Τhwsi)=αcoπDcoLcs(Τcws-Τhws)M˙hwcp,hw(Thwo−Thwsi)=αcoπDcoLcs(Tcws−Thws)(4a)˙Μhwcp,hw(Τhwsi-Τhwti)=αcoπDcoLct(Τcwt-Τhwt)M˙hwcp,hw(Thwsi−Thwti)=αcoπDcoLct(Tcwt−Thwt)(4b)˙Μhwcp,hw(Τhwti-Τhwi)=αcoπDcoLcl(Τcwl-Τhwl)M˙hwcp,hw(Thwti−Thwi)=αcoπDcoLcl(Tcwl−Thwl)(4c)2.3热力膨胀阀开启度计算感温包内温度压力的对应关系式如下:pb=4.7583+1.208(Tb+1.0429)+152.9477(Tb+1.0429)2+2.3116(Tb+1.0429)3-0.2258(Tb+1.0429)4(5)膨胀阀膜片上的受力情况如图2所示,力的平衡关系满足式(6):pb=pe+1Apm(F0+F1)pb=pe+1Apm(F0+F1)(6)F1=kΔy(7)由式(8)可知膨胀阀的开启度为:Δy=1k(pbApm-peApm-F0)Δy=1k(pbApm−peApm−F0)(8)热力膨胀阀流通如图3所示,从中可以看出,在已知膨胀阀开启度Δy和阀针锥顶角a后,制冷剂流通面积可根据公式(9)求出:Aexp=πΔysin(α/2)(d-0.5Δysinα)(9)在一定蒸发压力、冷凝压力和入口条件下,膨胀阀的制冷剂流量特性可由式(10)计算:mexp=447.2CDAexp[ρexp,in(Pc-Pe)]1/2(10)CD为流量系数,可由式(11)计算:CD=0.02005(ρexp,in)1/2+0.634vexp,o(11)2.4相关参数估计蒸发器数学模型的建立与冷凝器相同,仍采用分区集中参数方法。通常情况下,制冷剂在蒸发器中依次进入两相区和过热区,蒸发器模型如图4所示。主控制方程如下(公式编号中标号a和b分别代表蒸发器两相区和过热区):(1)制冷剂质量守恒方程mei-mev=0(12a)mev-meo=0(12b)(2)制冷剂能量守恒方程meihei-mevhev+αetπDeiLet(Tewt-Tet)=0(13a)mevhev-meoheo+αesπDeiLes(Tews-Tes)=0(13b)(3)管壁能量方程αetπDeiLet(Tet-Tewt)+αeoπDeoLet(Ta-Tewt)=0(14a)αesπDeiLes(Tes-Tews)+αeoπDeoLes(Ta-Tews)=0(14b)(4)管外空气侧能量方程˙Μacp,a(Τai-Τao)=αeoπDeoLet(Τewt-Τai)M˙acp,a(Tai−Tao)=αeoπDeoLet(Tewt−Tai)(15a)˙Μacp,a(Τai-Τao)=αeoπDeoLes(Τews-Τai)M˙acp,a(Tai−Tao)=αeoπDeoLes(Tews−Tai)(15b)2.5在换热器中连接换热的公式(1)表冷凝器过热区、过冷区和蒸发器过热区内冷凝器与蒸发器单相区(过热区、过冷区)内,制冷剂工质不发生集态改变,采用Dittus-Boeler换热关联式计算(公式编号中a、b和c分别代表冷凝器过热区、过冷区和蒸发器过热区内):αcs=0.023λvcDciRecs0.8Ρrcs0.3αcs=0.023λvcDciRecs0.8Prcs0.3(16a)αcl=0.023λlcDciRecl0.8Ρrcl0.3αcl=0.023λlcDciRecl0.8Prcl0.3(16b)αes=0.023λveDeiRees0.8Ρres0.4αes=0.023λveDeiRees0.8Pres0.4(16c)(2)冷凝器温度的表征在两相区中,制冷剂冷凝时都是“膜层”冷凝,因此采用努谢尔特公式计算光管外表面的凝结换热量:αct=0.725β(1(Τc-Τcwt)Dci)0.25αct=0.725β(1(Tc−Tcwt)Dci)0.25(17)式中β为物性集合系数,主要受冷凝液膜的影响,而冷凝液膜温度与冷凝温度十分相近,因此本文将其拟合成冷凝温度的关系式(18):β=1885.42-11.102Tc(18)制冷剂工质在水平管内沸腾时,其换热系数与热流密度Ψ有关,计算公式为:当Ψ<4000W/m2时:αet=2470uei0.47(19)当Ψ>4000W/m2时:αet=AΨ0.6(umDei)0.2(20)(3)横向和纵向回流管簇在干式蒸发器中,为了提高液体横向流过光管管簇时的流速,在沿壳体方向设有多块圆缺形折流板,热媒在壳体内交替的横向和纵向流过管簇。在这种情况下,采用换热关联式(21)计算热媒的换热系数:αco=0.22Reco0.6Ρrco0.33(μhwμcw)0.14(21)式中定性温度为流体的平均温度,定型尺寸为换热管外径Dco,雷诺数中计算流速是区流体流过最靠近壳体中心线的一排管子横截面的流速和流过折流板缺口截面流速的几何平均值。(4)空气侧换热系数由于室外侧换热器采用错排整体式肋片管束,因此用埋桥英夫的实验结果计算空气侧换热系数:αeo=18[uas2e(s1-deo)(e-δf)]0.578(22)2.6系统开环算法将ASHP机组各部件模型相连,组成一个封闭的系统,如图5所示,按照闭环系统的计算方法,必须在某一个环节断开,从估计反馈值开始进行开环计算,本文从压缩机进口断开。仿真过程中忽略各部件连接管件的内容积、换热和压降。系统中各部件间的相互关系可概括为:(1)各部件中的制冷剂质量流量之和等于系统的充注量;(2)流动节点处的制冷剂质量流量相等。这两点构成了系统模型求解的迭代判据,由于本课题中系统的制冷剂总充注量是未知的,补充蒸发器出口过热度作为已知条件,由此系统仿真算法降低为两重迭代,迭代变量选取为蒸发压力和冷凝压力。3实验过程及测点布置为验证ASHP机组稳态仿真数学模型的准确性,对一个实际应用的空气源热泵供暖系统进行了详细的实验研究。图6是系统的原理图,其中空气源热泵机组由两台6F-50.2Y型活塞式压缩机组成,单台额定功率37kW,额定供热量118kW,制冷剂为R22。冷凝器为E2GZR26型壳管式冷凝器,制冷剂由两侧分别进入冷凝器内,每侧各有42根管,单管长8.4m,制冷剂管内流动,共4行程。换热管材为紫铜管,管径为12.7mm×0.7mm,总换热面积26m2,壳径400mm×8mm。蒸发器为翅片管式换热器,共8组,其中每组换热器分液路数为20,每路管长为18m,管材为紫铜管,管径为10mm×0.5mm,管间距25.4mm,管排距22mm,翅片为波纹状铝翅片,片间距为2.0mm,片厚0.2mm。室外侧换热器总风量126000m3/h,共12台风机,单机额定功率为0.75kW。图6同时给出部分测点的布置情况,末端环路循环水流量可由流量计F1测量,供回水温度则由设置在分、集水缸处的两根玻璃棒水银温度计T1、T2测量,ASHP机组循环水泵输入功率则由PROVA6600型钩式电力计,采用三相四线不平衡功率测试方法进行测试,ASHP机组的输入功率测试结果包括室外风机的功率。室外侧换热器进、出口空气温度(T5、T6),采用HOBOH6型温度数据采集器自动记录,自计间隔设置为10min。ASHP机组的运行参数,如压缩机排气温度,冷凝压力与蒸发压力,均由机组自带测点测量,结果由机组控制屏读取。4机组稳态运行特性仿真结果根据实验结果整理出的28个稳态工况,将各工况下的室外空气温度、供水温度和蒸发器过热度作为模型的已知条件,输入到ASHP机组稳态仿真程序中,得到如图7～11所示的仿真结果,并与实验结果进行了比较。其中机组冷凝压力和蒸发压力的仿真误差均在±10%以内,压缩机排汽压力的仿真误差可控制在±5%以内,输入功率的仿真误差也集中在±5%以内,只有个别工况下达到±8%左右,以上4个参数的仿真效果说明机组的稳态运行特性可以通过仿真模型得以准确描述。代表机组稳态供暖特性的供热量、能效比两个参数中,绝大部分仿真误差可控制在±10%以内,个别工况下误差可达到±15%左右,其主要原因是机组在稳态运行之初,水环路受热惯性的影响,尚未达到完全的稳定状态,由此在这些工况中产生了一