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太阳能-空气源热泵三联供系统的研究

  • 作者:
  • 中国暖通空调网
  • 发布时间:
  • 2019-07-19

武汉科技大学      刘秋新    郎倩珺

摘   要:本文提出一种基于太阳能-空气源热泵的冷、热、热水三联供系统,通过合理的系统控制,可以实现制冷、供热、供热水、制冷兼供供热水、供热兼供热水、利用热水供热、利用热水除霜以及太阳能热水器单独运行等功能,实现一机多用,高效节能且节省空间。

关键词:空气源热泵;太阳能;三联供

       0   引言

       热泵是一种利用少量电能驱动,把热量从低品位能转化成中高品位能的高效能源利用装置[1]。热效率基本在300%以上[2],在暖通空调以及热水领域的应用越来越广泛。相比其他形式的热泵,空气源热泵节能效果十分显著,能效比一般都能保持在2至4之间,比常规空调系统节约能源40%以上,且节能效果明显[3][4]。但是,空气源热泵在运行过程中,也存在一些缺陷。作为公认的唯一可替代主要能源的可再生能源,太阳能来源丰富我国太阳能的辐射总量在3300MJ/(m2·a)-8400 MJ/(m2·a)之间,年太阳辐射照量超过5000MJ/m2以及年日照时数超过2200h的地区占我国国土总面积的2/3[5][6][7]

       结合上诉问题,提出了一种基于太阳能-空气源热泵的冷、热、热水三联供系统,通过数学建模和系统模拟,探究实现冷暖空调、空气源热泵热水器、太阳能热水器三机一体的能效。如图1,系统主要由压缩机、两台翅片式风冷换热器(分别用作室内机和室外机)、套管式换热器、四通换向阀、膨胀阀、储热水箱、混合水箱、循环水泵、太阳能集热器等部件组成,通过自控系统控制各阀门的开启和关闭使机组实现不同的功能。可实现如下功能:

       单独制冷;单独供热;单独供热水;制冷兼供热水;供热兼供热水;制冷、太阳能供热水独立运行;利用热水供热;单独供热水模式下除霜;单独供热模式下除霜;供热兼供生活热水模式下除霜;太阳能热水器。

1–压缩机; 2–四通阀;3–电磁阀1;4–套管式换热器;5–电磁阀2;6–室外机风冷换热器;7–单向阀1;8–电磁阀3;9–储液器;10–干燥过滤器;11–视液镜;12–膨胀阀;13–电磁阀4;14–电磁阀5;15–单向阀2;
16–单向阀3;17–室内机风冷换热器;18–电磁阀6;19–电磁阀7;20–气液分离器;21–电动二通阀1;22–电动二通阀2;23–太阳能集热器;24–循环水泵;25–电动二通阀3;26–电动二通阀4;27–混合水箱;28–接自来水;
29–接生活用水龙头;30–电动二通阀5 ;31–电动二通阀6;32–电动二通阀7;33–热水箱;34–电动二通阀8  
图1   太阳能-空气源热泵三联供机组系统图

       1   模型的建立

       1.1   Cleland简化模型

       Cleland模型[8]将指数函数和多项式函数结合作为拟合函数,处于过冷区的流体按照不可压缩流体进行处理。本文决定使用环保型二元近共沸混合制冷剂R401A。在对R401A进行物性参数拟合的时候,采用的参考物性参数来自文献[9]

       饱和蒸气压:

       通过MATLAB进行数据拟合,最后得到式(1)中的系数,具体见表1。

表1   式1中的系数

       1.2   压缩机的数学模型

       为了方便计算,简化模型,对压缩及建模的时候做如下假设:

     (1)压缩机是定频的;

     (2)忽略管路的压力损失。

       式中:T1为压缩机的吸气温度(K);T2为压缩机的排气温度(K);pc为冷凝压力(Pa);pe为蒸发压力(Pa);k为圧缩过程的多变指数。

       1.3   冷凝器的数学模型

       对冷凝器建模的时候做如下假设:

     (1)冷凝器中管外空气与管内制冷剂进行逆流换热;

     (2)冷凝器中管外空气的流动看作是一维流动;

     (3)冷凝器中管内制冷剂的流动视为一维均相流且制冷剂的压力假定沿程不变;

     (4)管壁的热阻小到忽略不计。

       空气侧的流动换热方程:

       式中:Qa为空气侧的换热量(W);ma为空气的流量(kg/s);ha1为微元空气的进口焓(J/kg);ha2为微元空气的出口焓(J/kg)。

       制冷剂侧的流动换热方程:

       式中:Qr为制冷剂侧的换热量(W);mr为制冷剂的流量(kg/s);hr1为微元制冷剂的进口焓(J/kg);hr2为微元制冷剂的出口焓(J/kg)。

       1.4   套管式换热器作为蒸发器时的数学模型

       为方便建模,做如下假设:

     (1)水与制冷剂在套管式换热器中进行逆流换热;

     (2)制冷剂在内管中的流动视为一维均相流动;

     (3)不考虑制冷剂在内管中的压降;

     (4)换热器的管壁径向温度一致。

       水侧的流动换热方程:

       式中:Qw为水侧换热量(W);mw为水的质量流量(kg/s);cp为水的定压比热(J/(kg·K));tw1为微元进口水温(K);tw2为微元出口水温(K)。

       制冷剂侧的流动换热方程:

      

       式中:Qr为制冷剂侧换热量(W);mr为制冷剂的质量流量(kg/s);hr1为制冷剂的进口焓(J/kg);hr2为制冷剂的出口焓(J/kg)。
       2   模拟结果

       本文的模拟采用TRNSYS软件进行模拟。由于系统中缺少热力膨胀阀的有效计算模型,因此,在建模的时候利用其Assembly计算器模块手动建立热力膨胀阀的计算模型。

       2.1   制冷模式的模拟
       在对热泵系统运行制冷模式的模拟的时候分两种情况进行:冷凝温度不变,改变蒸发温度和蒸发温度不变,改变冷凝温度。

       图2~5是系统稳定运行冷凝温度保持45℃不变,过热度设为5℃、过冷度设为10℃时,蒸发压力、排气温度、压缩比和COP随蒸发温度的变化。从图中可以看出蒸发压力和COP都是随着蒸发温度的提高而升高的,当蒸发温度从1℃上升到15℃时,蒸发压力从0.824MPa上升到1.254MPa,系统的COP从3.5上升到5.72;而系统的排气温度和压缩比则是随着蒸发温度的升高而降低的,当蒸发温度从1℃上升到15℃时,排气温度从80.33℃降低到69.22℃,压缩比从3.31降低到2.17。

图2   蒸发压力随蒸发温度的变化 图3   排气温度随蒸发温度的变化
图4   压缩比随蒸发温度的变化 图5   COP随蒸发温度的变化

       图6~9是系统稳定运行时蒸发温度保持5℃不变,过热度设为5℃、过冷度设为10℃时,系统的冷凝压力、排气温度、压缩比和COP随冷凝温度的变化。从图中可以看出,当冷凝温度从35℃上升到55℃的时候,系统的排气温度由61.14℃上升到92.39℃,冷凝压力由2.138MPa上升到3.431MPa,压缩比由2.29上升到3.28,而系统的COP由5.7降低到2.9。

图6   排气温度随冷凝温度的变化 图7   冷凝压力随冷凝温度的变化
图8   压缩比随冷凝温度的变化 图9   COP随冷凝温度的变化

       由此可知,当以R410A为制冷剂运行制冷工况,蒸发温度为5℃时,即使冷凝温度高达55℃系统的COP仍然可以达到2.9,比JG/T 401 2013《空气源三联供机组》规定的2.6高出0.3。考虑到排气温度、冷凝压力、压缩比等综合因素都不宜偏高,再按照《空调器性能测试技术》中对于家用空调制冷系统设计性能参数的参考值设计制冷时蒸发温度设为9℃,冷凝温度设为45℃,过热度取5℃,过冷度取10℃,那么系统在运行制冷模式时的COP将高达4.56,节能效果显著。

       2.2   制冷兼供热水的模拟

       夏季制冷兼供热水的模拟针对蒸发温度不变套管式换热器温度逐渐升高时系统的运行状况,此时设置系统的蒸发温度为5℃,过热度为5℃,过冷度为15℃。系统的排气温度、冷凝压力、压缩比、COP随套管式换热器进水温度的变化见图10~13所示。

图10   排气温度随套管式换热器进水温度的变化 图11   冷凝压力随套管式换热器进水温度的变化
图12   压缩比随套管式换热器进水温度的变化 图13   COP随套管式换热器进水温度的变化

       从图中可以看出当系统稳定运行时系统的排气温度、冷凝压力、压缩比都是随着套管式换热器进水温度的升高而升高的,系统的COP的变化趋势相反。当水温上升到45℃时,系统的综合COP为8.87,此时是G/T 401  2013《空气源三联供机组》中三联供机组的额定制冷量不大于50kW时系统供冷同时供生活热水的综合性能系数不得低于4.4的规定的两倍多,而且此时压缩机的排气压力为80.14℃,仍然在正常的温度范围内,但是此时的压缩比已经达到了3.28,水温继续上升压缩比必定会增大,会对制冷产生不良影响,为了兼顾制冷效果,此时将系统转为制冷、供生活热水独立运行模式,由太阳能集热器继续提供加热生活热水的热量。      

       2.3   供热兼供热水模式的模拟

       在对供热兼供热水模式进行模拟时,系统的蒸发温度设置为2℃,过热度设置为5℃,过冷度设为10℃。系统的排气温度、冷凝压力、压缩比、COP随着套管式换热器进水温度的变化见图14~17所示。

图14   排气温度随套管式换热器进水温度的变化 图15   冷凝温度随套管式换热器进水温度的变化
图16   压缩比随套管式换热器进水温度的变化 图17   COP随套管式换热器进水温度的变化

       从图中可以看出当系统稳定运行时系统的排气温度、冷凝压力、压缩比都是随着套管式换热器进水温度的升高而升高的,系统的COP的变化趋势则相反。当水温达到55℃时,系统的排气温度已经达到102.46℃,系统的COP降低至3.33,压缩比达到了4.51,仍然比G/T 401 2013《空气源三联供机组》中三联供机组的额定制冷量不大于50kW时系统供热同时供生活热水的综合性能系数不得低于2.4的规定高出许多。当热水温度达到52℃时,压缩机的排气温度达到了97.92℃,压缩比为4.22,系统的COP为3.53。显然冬季供热的同时供生活热水时,如果热水的温度设置的过高时将会导致系统的压缩比和排气温度过高,因此,在冬季使用时,热水的温度不宜设置的过高。

       3   结论

       由于篇幅原因,本文只讨论了制冷兼供热水模拟、供热兼供热水模式、利用热水供热模式三种模式。

     (1)研究可以发现,在进行制冷兼供热水模拟、供热兼供热水模式、利用热水供热的时候,系统都能够有效运行,当蒸发温度不变,冷凝温度升高时系统的排气温度、冷凝压力、压缩比都会升高,系统的COP则降低;当冷凝温度不变,蒸发温度升高时系统的排气温度、压缩比降低,系统的蒸发压力、COP随升高。

     (2)通过对比模拟的结论发现,想要提高系统的制冷性能,应该在合理的范围内尽可能提高蒸发温度;同时控制系统的冷凝温度,使其不至于过高而影响系统的正常运行。

     (3)冬季供热兼供热水模式运行时,热水温度不宜设置得过高,否则将导致系统的压缩比、排气温度、冷凝压力偏高。

参考文献

       [1] 孙源渊, 吴荣华, 孙春锦.各类热泵研究应用现状与进展[J]. 卷宗.2016(3).

       [2] 陈新,白冰. 空气源热泵辅助加热太阳能集中热水系统的设计和应用[J]. 建筑节能,2011,10:40–42.

       [3] 赵诚忠. 浅谈热泵技术在国内的发展[J]. 现代工业经济和信息化,2016,12:51–54.

       [4] 孟喆.浅谈空气源热泵.中国高新技术企业, 2016,0(13);96–97.

       [5] 苏培莉,韦正范. 太阳能-空气源热泵-热能回收热水系统在HN公司办公楼的应用研究[J]. 建筑节能,2015,01:52–54+61.

       [6] 郑素芬.太阳能辅助空气源热泵在生活热水工程中的合理运用.城市建筑,2016,0(17);336–336.

       [7] 李超,卢强,郭萌,赵勇. 空气源热泵+太阳能在热水制备系统中的应用[J]. 建筑节能,2015,07:39–41+48.

       [8] Cleland A C. Computer subroutines for rapid evaluation of refrigerant thermodynamic properties[J]. International Journal of Refrigeration, 1986, 9(6): 346–351.

       [9] DuPont. Thermodynamic Properties of Suva 9100 Refrigerant(R410A). DuPont Technical information, 1996.

       备注:本文收录于《建筑环境与能源》2019年7月刊总第23期。
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