直接膨脹式太陽能熱泵熱水器系統(tǒng)性能模擬計算

直接膨脹式太陽能熱泵熱水器系統(tǒng)性能模擬計算

制冷材料是證明冷熱系統(tǒng)從低溫熱源向高溫熱源轉(zhuǎn)移熱量的重要材料。系統(tǒng)中的助助材料用量的比例直接影響冷熱系統(tǒng)的工作性能。張良軍等人對小型空氣源熱泵的加熱進行了不同的充注量試驗，分析了充注量系統(tǒng)的運行性能的影響，并提出了評價系統(tǒng)最佳充注量的依據(jù)。coi等人分析了水源熱泵系統(tǒng)中使用毛細管和電子膨脹閥作為開口裝置的結(jié)果表明，充注量系統(tǒng)的性能影響。bjalk等人分析了不同負荷下安裝裝置中不同添加劑的質(zhì)量變化。比較了兩種不同的預給速度法，并給出了理想的預給速度法理論計算方法和最佳充注量標準。雖然采用了傳統(tǒng)的冷態(tài)冷卻系統(tǒng)，但采用qomm（quasi線下回波器）和omm（橫向回波器）的方法進行了比較。由于使用了太陽能集熱器作為系統(tǒng)的蒸發(fā)器,直膨式太陽能熱泵熱水器的制冷劑充注量對系統(tǒng)性能的影響以及最佳充注量的確定與常規(guī)熱泵空調(diào)有較大區(qū)別.目前,國內(nèi)外關(guān)于這方面的研究工作報道很少.鑒于此,本文通過建立直膨式太陽能熱泵熱水器系統(tǒng)數(shù)學模型,用數(shù)值模擬的方法分析充注量對系統(tǒng)運行參數(shù)和性能系數(shù)的影響,并尋求確定制冷劑最佳充注量需考慮的主要因素.1太陽能集熱器圖1所示為直膨式太陽能熱泵熱水器示意圖.除了太陽能集熱/蒸發(fā)器(下文簡稱為集熱器),系統(tǒng)其余部件和空氣源熱泵熱水器完全相同.制冷劑作為太陽能集熱介質(zhì)在集熱器中吸熱蒸發(fā),通過壓縮機升壓后將高溫高壓制冷劑蒸氣送入蓄熱水箱中的冷凝盤管,加熱水箱中的水;經(jīng)熱力膨脹閥節(jié)流降壓后進入集熱器,完成一個循環(huán).本文研究的裸板式太陽能集熱器由熱軋吹脹法加工而成,下表面進行噴塑處理,上表面涂刷光譜選擇性材料,不設任何透明蓋層或保溫材料,單個集熱板有效集熱面積為1.05m2,共4塊,分2個流程并聯(lián);壓縮機選用小型全封閉滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機,適用工質(zhì)為R22,理論排氣量13.40cm3/r,電機額定功率750W;冷凝盤管采用銅制單螺旋管結(jié)構(gòu),紫銅管規(guī)格為?9.90mm×0.75mm,有效換熱面積1.72m2,直接沉浸在蓄熱水箱中.2系統(tǒng)的數(shù)學模型和評價指標用分布參數(shù)法建立集熱器和冷凝器的均相流動數(shù)學模型,用集總參數(shù)法建立壓縮機和熱力膨脹閥的數(shù)學模型.2.1集熱器吸熱方程沿集熱器管長等焓差劃分若干微元,對每一微元建立如下方程:(1)制冷劑側(cè)流動換熱方程Qr=qm,r(hr,o-hr,i)(1)Qr=qm,r(hr,o?hr,i)(1)式中:Qr為制冷劑吸熱量;qm,r為制冷劑質(zhì)量流量;hr,i,hr,o分別為微元制冷劑進、出口比焓值.(2)集熱器吸熱方程Qs=AsF′[S-UL(ˉΤr-Τ0)](2)Qs=AsF′[S?UL(Tˉˉˉr?T0)](2)式中:Qs為集熱器微元有效得熱量;As為微元長度集熱器上表面有效集熱面積,As=lA/L,l為微元長度,L為集熱器總管長,A為集熱器上表面有效集熱面積;S為集熱器吸收與發(fā)射輻射量之差;UL為集熱器的總熱損失系數(shù);F′為集熱器集熱效率因子;ˉΤTˉˉˉr為微元制冷劑進出口平均溫度;T0為環(huán)境溫度.(3)管內(nèi)外熱平衡方程Qs=βQr(3)Qs=βQr(3)式中,β為考慮制冷劑中含有油等雜質(zhì)而引入的系數(shù),取值0.9.2.2型冷模型冷凝器數(shù)學模型和集熱器相似,包括制冷劑側(cè)流動換熱方程、水側(cè)換熱方程和管內(nèi)外熱平衡方程,本文略去.2.3原油模型壓縮機模型包括質(zhì)量流量計算方程和功率計算方程,具體方法與參考文獻相同,本文略去.2.4流量特性方程能量方程:he,i=he,o(4)he,i=he,o(4)式中,he,i,he,o分別為膨脹閥進、出口比焓值.流量特性方程:qm,r=CA0√2ρiΔp(5)C=20.05×10-3√ρi+0.634vo(6)qm,r=CA02ρiΔp?????√(5)C=20.05×10?3ρi??√+0.634vo(6)式中:Δp為閥孔前后壓差;C為流量系數(shù);A0為閥孔的最小流通面積;ρi為進口制冷劑密度;vo為出口制冷劑比體積.2.5.系統(tǒng)的收斂性和準確度.制冷劑充注量是模型收斂的一個重要判據(jù),直接影響程序的收斂性和準確度.在系統(tǒng)裝置中,制冷劑在各部件和管路中呈單相或兩相狀態(tài),分別計算各相區(qū)的制冷劑充注量,然后相加得到系統(tǒng)總充注量.2.5.1u3000孔隙率模型兩相區(qū)主要存在于集熱器和冷凝器等換熱部件中,其充注量計算公式為mΤΡ=∫V0[γρv+(1-γ)ρl]dV=n∑j=1[γjρv,j+(1-γj)ρl,j]Vj(7)mTP=∫V0[γρv+(1?γ)ρl]dV=∑j=1n[γjρv,j+(1?γj)ρl,j]Vj(7)式中:mTP為兩相區(qū)充注量;γ為空隙率;ρl,ρv分別為飽和液相與氣相制冷劑密度;V為制冷劑體積;j為第j個微元;n為微元數(shù)目.本文采用Xtt修正模型計算空隙率,即Xtt=(1-xx)0.9[(μlμv)0.2ρvρl]0.5(8)γ={(1+X0.8tt)-0.375?Xtt≤100.823-0.157lnXtt?Xtt>10(9)Xtt=(1?xx)0.9[(μlμv)0.2ρvρl]0.5(8)γ={(1+X0.8tt)?0.375?0.823?0.157lnXtt?Xtt≤10Xtt>10(9)式中:Xtt為修正系數(shù);x為制冷劑干度;μl,μv分別為飽和液相與氣相制冷劑動力黏度.2.5.2充注量的計算單相區(qū)分為過熱區(qū)和過冷區(qū),普遍存在于壓縮機、集熱器、冷凝器和連接管道等部件中,其充注量計算公式為mSΡ=∫V0ρSΡdV=n∑j=1ρSΡ,jVj(10)式中:mSP為單相區(qū)充注量;ρSP為單相制冷劑密度.2.5.3集熱器、水泵、管道充注量式中:m為系統(tǒng)總充注量;mc為壓縮機制冷劑充注量;mTP,s,mSP,s,mTP,w,mSP,w,mTP,p,mSP,p分別為集熱器、水箱、管道中兩相和單相制冷劑充注量.2.6物理層性能系數(shù)copk集熱器集熱效率用沿集熱器管長方向上所有微元的加權(quán)平均值表示,定義如下:ηs=(n∑j=1Qs,jljAs,jΙΤ)/L(12)式中,IT為垂直投射到集熱器表面的太陽輻射強度.系統(tǒng)瞬時性能系數(shù)COPk定義如下:CΟΡk=Qw,k/Wc,k(13)式中,Qw,k,Wc,k分別為第k個時間步長的熱水得熱量和壓縮機耗電量.系統(tǒng)平均性能系數(shù)COP用熱水總得熱量與壓縮機總耗電量的比值表示,定義如下:CΟΡ=z∑k=1Qw,k/z∑k=1Wc,k(14)式中,z為時間步長總數(shù)目.3系統(tǒng)狀態(tài)參數(shù)計算在建立系統(tǒng)數(shù)學模型的基礎(chǔ)上,編制系統(tǒng)性能模擬程序,輸入文獻中的實驗系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù),然后依次輸入氣象參數(shù)、初始參數(shù)和熱水加熱時間步長等值后,即可按設定的時間步長連續(xù)計算各部件狀態(tài)參數(shù)和系統(tǒng)性能參數(shù)等值,直到水箱水溫達到設定值為止.模擬分析過程中,取太陽輻射強度IT=750W/m2,環(huán)境溫度和環(huán)境風速分別為25.7℃和3.1m/s,水初溫和終溫分別為20.5℃和50.0℃,熱水加熱時間步長設定為1min.3.1系統(tǒng)cop和水水土流動力學模型對比以文獻中列出的2005-04-04的工況為比較工況,IT=955W/m2,環(huán)境溫度20.6℃,水初溫和終溫分別為13.4℃和50.5℃,系統(tǒng)COP和水箱水溫θw的模擬值和實驗值如圖2所示.由圖可見,系統(tǒng)COP模擬值和實驗值的變化趨勢一致,且隨著加熱時間t的增加兩者相互接近,其平均誤差為7.41%;水箱水溫的模擬計算誤差最大不超過3%;加熱時間的模擬值和實驗值分別為98和94min,誤差為4.26%.需要說明的是,文獻和相關(guān)文獻中都沒有明確給出系統(tǒng)制冷劑充注量,但理論計算發(fā)現(xiàn)在1.68kg時,模擬值和實驗值最為接近,因此,在比較過程中制冷劑充注量取為1.68kg.3.2充注量的影響圖3所示為加熱時間t和集熱器有效得熱量Qs隨制冷劑充注量m的變化關(guān)系.由圖可見,隨著制冷劑充注量的增加,水溫升速率逐漸增加,加熱時間逐漸縮短,當充注量m=1.52kg后,充注量對加熱時間的影響迅速減弱,加熱時間隨充注量的變化不再顯著.當m=1.20kg時,集熱器內(nèi)制冷劑循環(huán)量不足,導致Qs過小,在整個加熱過程中Qs平均值僅為2.138kW,系統(tǒng)加熱時間較長.當m=1.52kg時,Qs平均值達到2.847kW,使得集熱器吸熱較為充分;繼續(xù)增加充注量,Qs增加相對較小,m=1.68、1.80kg時,Qs平均值分別為2.95kW和3.034kW,這使得加熱時間隨充注量變化不再顯著.3.3qm,rm測定圖4所示為集熱器出口過熱度θs和系統(tǒng)制冷劑流量qm,r隨制冷劑充注量m的變化關(guān)系.可見,隨著m的不斷增加,θs不斷減小,qm,r不斷增加;當m=1.20kg時,qm,r較小,θs很大;隨著m的增加,qm,r不斷增加,集熱器有效得熱量隨之增加,θs逐漸減小.當m=1.68kg時,θs保持在10℃左右;當m=1.80kg時,大部分運行時間內(nèi)集熱器出口已無過熱,即集熱器有效得熱量已不能使制冷劑完全蒸發(fā),壓縮機極易產(chǎn)生濕壓縮,不利于壓縮機的安全運行.3.4充注量對系統(tǒng)變化率和壓比的影響圖5所示為制冷劑充注量對蒸發(fā)壓力pe和冷凝壓力pc的影響.由圖可見,當m增加時,蒸發(fā)壓力也隨之升高.在系統(tǒng)運行過程中,蒸發(fā)壓力隨加熱時間的增加而升高,但變化較小;冷凝壓力隨著水溫升高而升高,充注量越大,變化率越大.進一步分析,系統(tǒng)運行初期,變化率較小,隨著加熱時間增加,變化率明顯增大.也即,運行時間越長,冷凝壓力升高越快.在同一制冷劑充注量下,隨加熱時間的增加,冷凝壓力和蒸發(fā)壓力的差值(壓差)不斷增加,壓比不斷增大;m=1.68kg時壓差由系統(tǒng)運行初期的0.784MPa增加到運行結(jié)束時的1.886MPa,這也是圖4中qm,r隨t增大的一個主要原因;m=1.68kg時,壓比由系統(tǒng)運行初期的1.927增加到運行結(jié)束時的2.956.3.5加熱時間對wc定頻壓縮機功率主要取決于制冷劑質(zhì)量流量和進出口狀態(tài).圖6所示為壓縮機瞬時功率Wc和進口制冷劑比體積vi隨充注量的變化關(guān)系.由圖可見,Wc隨著加熱時間增加而增大;系統(tǒng)運行初期,m越大,Wc越小;隨加熱時間增加,m越大,Wc增長越快;到系統(tǒng)運行后期,m越大,Wc也越大;vi隨著加熱時間的增加而降低,但降低程度較小;m越大,vi越小.進一步,由前文分析可知,qm,r和pe隨加熱時間的增加變化程度均較小,而pc和pe的比值變化很大,因此Wc的增大主要是由壓比的增大引起的,而Wc的明顯增大對提高系統(tǒng)性能不利.可見,為了提高系統(tǒng)熱力性能,加熱時間不宜過長,即熱水終溫不宜設定太高.3.6不同加熱時間下系統(tǒng)s測定圖7所示為集熱器集熱效率ηs隨制冷劑充注量m的變化.由圖可見,m越大,ηs越大.m不變時,ηs隨加熱時間增加而降低,這是制冷劑流量、蒸發(fā)溫度和過熱度等因素綜合作用的結(jié)果.因此,系統(tǒng)要獲得較高的ηs,制冷劑充注量不宜太小;ηs在某些情況下是大于1的,這是因為裸板式太陽能集熱器板溫低于環(huán)境溫度時,集熱板可以從空氣中吸收熱量.3.7系統(tǒng)總能耗w圖8所示為COPk隨制冷劑充注量的變化.由圖可見,在相同充注量下,COPk隨加熱時間的增加而減小,這主要是由于壓縮機瞬時功率隨運行時間的增加而增大引起的,因為一個時間步長內(nèi)的熱水得熱量近似為定值.圖9所示為系統(tǒng)平均COP和壓縮機總耗電量W隨著制冷劑充注量的變化關(guān)系.由圖可見,隨著m的增加,W不斷減小,COP不斷增大;當m<1.52kg時,COP隨m增加而升高很快;m>1.52kg后,COP升高變緩.因此,為了提高系統(tǒng)COP,制冷劑充注量不宜太小.4行不利的系統(tǒng)cop(1)制冷劑充注量對系統(tǒng)性能影響很大,充注量過多或過少對系統(tǒng)運行均不利.充注量過多,集熱器出口過熱度小(甚至沒有過熱),蒸發(fā)壓力和冷凝壓力高,壓比大,對壓縮機安全運行不利,系統(tǒng)