1、文獻翻譯題目生水源熱泵空調系統學生姓名專業班級熱能與動力工程08-1 學號院（系）機電工程學院指導教師（職稱）完成時間生水源熱泵空調系統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, Repub

2、lic of Korea摘要生水源是很有發展前景的新熱源之一， 研究人員正在將生水源和其他水源(如地面水、湖泊水、河流水和污水)一起作為研究對象。一般來說,取于環境再供給水質處理設備的水就叫做生水。在這個課題中，利用供給水質處理設備的生水熱能來工作的熱泵機組的制冷和制熱性能還有待研究。每兩個被測的熱泵的熱容量為65.2KW，并且通常安置在加熱或制冷的控制中心房間。可以運用焊接的金屬板接收來自于生水源的熱能。除了春季，與周圍的空氣源相比，生水源能夠提供良好的熱源。在春秋季節，加熱和制冷的負荷極低，因此，生水源熱泵系統在這些季節表現不佳。關鍵詞生水源/熱泵/加熱和制冷/部分負荷性能1.引言水源有很

3、多種,像地面水,湖泊水,河水,污水和生水。生水是這些很有發展前景的熱源之一。一般來說,這種水取于環境再通過大型的管道進入水質處理設備來進行后續處理或凈化。像那種沒有經過處理的水源就叫做生水。被調往多個區域供水系統的生水通過各種渠道的運輸流動是產生巨大溫差的來源。在這個研究項目中，生水被當作熱泵系統的熱源來完成水質處理設備整合操作中心的加熱和冷卻過程。在實際生活中我們很難找到可以把生水當作熱源的相似或相近的操作系統。接下來我們將會對與之相關的現存的處理水源熱泵和地源熱泵系統的方法進行一些簡單的研究。Nam和Ooka利用地下水和空氣建立了雙源混合熱泵系統。在春秋季節，水源熱泵系統并沒有比基于地下水

4、和周圍環境之間溫差的空氣源熱泵有效。研究數據表明，根據實驗，開發的混合系統與水冷卻系統相比有2%到7%的改善，與空氣源熱泵相比有4%到18%的改善。在另外相關的一個研究中,Nam等人研究了地下水源熱泵的性能。這種系統主要依賴于水的溫度及深度，并且實驗表明其效能比空氣源熱泵要高的多。Yu和他的同事調查了上海一家檔案館的地源熱泵系統,這個檔案館的房間終年可以保持在相對恒定的溫度和相對濕度條件下。在這個研究中,利用廢熱來加熱空氣處理機組中的剩余空氣的方法是很有名的。春秋季節的能效系數要比夏季和冬季分別低42%和14%。但是，這種地源熱泵的運營代價比空氣源熱泵降低了55.8%。此外，Chen等人調查了

5、中國北京一幢很高的公寓大樓的下面的地下水源熱泵，通過對這個系統進行的兩年的分析研究，他們建立了有效的操作方法和控制算法。Koo等人調查了現場實驗的地源熱泵的制熱性能。結果表明，平均的季節性加熱能效比為5.1，部分負荷條件下為46.9%。同時，包括熱泵和風機能耗在內的季節性系統COP才只有4.2。這個研究的目的是測定運用提供給水處理設備的生水熱能的熱泵的制冷和制熱性能。2.實驗和數據處理圖1顯示了在南韓Chung-ju安裝的水處理設備的生水源熱泵系統。來自南韓Daechong水庫的生水經由換熱量為151.2KW的板式換熱器給自來水源熱泵系統提供熱源。這種熱能輸送給在熱泵和板式換熱器之間循環并且作

6、為制冷系統載冷劑的鹽水。表1顯示了熱泵系統的各種性能參數。兩套熱泵系統的安裝位置如圖1所示。系統的制冷量和制熱量分別是58KW和65.2KW。該系統所用的制冷劑是R410A，并且機組包括有三個壓縮機，一個是變容積的卷軸式壓縮機，另外兩個是穩定速度的卷軸式壓縮機。這種壓縮機的內部單元是片匣式的，并且嵌入在水凈化系統操作中心的天花板上。當所需的加熱和制冷負荷低于正常的系統容量時，壓縮機的部分片匣將會是關閉的。表2顯示了系統所用的測量工具和測量誤差。電阻式溫度檢測傳感器包括了一個PT-100仿真器和一個電阻式溫度校準儀，這種傳感器的測量誤差是0.1。 (1)(2)(3)(4)(5)生水源熱泵系統的整

7、體性能可以用COP值來估算，方程用(1)中定義了單位和系統的COP值。單位COP僅用包括壓縮機和換熱器風機在內的熱泵系統功率消耗來定義。來源于壓縮機和風機運轉損失的熱泵功耗如方程(2)所示。包括壓縮功率在內的系統COP如方程(3)所示。系統的制熱量和制冷量用方程(4)所示。因為這個估算方程中測量的是室外的機組，加熱制冷量要加上或除去壓縮功。已經考慮到所有不確定因素影響的系統COP值可以用和的平方根來計算。經估算，系統的平均不確定度為。表1 熱泵系統的規格規格容量和類型冷卻能力58kw 室內干濕球溫度 27度/19.5度加熱能力水溫和流量（20度/1901/min） 65.2kw冷卻壓縮機室內干

8、球溫度（20度） 水溫和流量（20度/1901/min）數碼渦旋壓縮機+固定速度卷軸壓縮機換熱器類型R410A釬板式換熱器原水流量1901/min表2 測量儀器的規格溫度+/-0.1度流量10.2-741.9升/分鐘 正負1%全尺寸圖1 安裝在水處理設備的生水源熱泵機組原理圖2 生水源熱泵系統仿真流程圖圖3 空氣源熱泵仿真流程圖3.生水源熱泵仿真生水源熱泵仿真建模是用來研究系統的特性，并且空氣源熱泵是的模型是為了和水源熱泵相比較。圖2顯示了生水源熱泵模型的計算程序，圖3是空氣源熱泵的程序。對于生水源熱泵的建模設計，蒸發溫度是用對數平均溫差計算，用迭代的方法決定的，然后蒸發器的進口處性能可以由膨

9、脹裝置進口處和蒸發器進口處的焓值的差值以及蒸發器進口處制冷劑的蒸發特性估算。節能減排要求提高系統的能源效率。為此，可再生能源技術在不斷發展。空間加熱和冷卻熱泵是一個使人感興趣的的例子。為了使他們更直觀的表現，即定義了性能系數或能效比，為低溫加熱和冷卻高溫作業要求。另一方面，一個合適的源或匯的溫度是必要的。通常情況下，使用外部空氣，但在這方面能表現受氣候變化情況的影響。如果可用，并允許，地下水是最優的，它的恒溫條件很穩定。另一種可能是以地面作為熱源，因為它的溫度幾乎一年固定，從而使雙方在加熱和冷卻季節比外部空氣的溫度變化小。在這種情況下，壓縮機的功耗和它的等熵效率是一定的，壓縮功可以從實驗或廠商

10、處獲得。起初要先假設等熵效率，再視系統的性能而定。因為加熱和制冷的負荷在春秋季節極低，得到不同的等熵效率值對于解釋這些季節條件下的生水源熱泵操作系統的模型仿真系統是很有必要的。在全負荷的條件下，壓縮機的等熵效率只有0.85，全負荷條件下的各種數據均可以由廠商提供，冷凝溫度和在該溫度下的冷凝壓力是已經給定的。部分負荷條件下的等熵效率要由以下因素決定。部分負荷下的冷凝溫度和全負荷下冷凝溫度的要保持一致。蒸發器的進口處溫度要在一個合理的范圍內即過熱溫度要在合理的范圍內，過高或過低的吸所溫度都會對壓縮的性能產生不良影響。考慮到包括壓縮機功耗在內的操作條件影響下，在部分負荷只有10%時，壓縮機的等熵效率

11、是0.5。這個極低的負荷可以清晰的顯示出與全負荷條件下系統工作性能的差別。表3 蒸發器模型的輸入變量輸入參數水源熱泵空氣源熱泵UA(KW/K)13.08.0能量(KW)6060溫度()8.155.3空氣流量(CMM)N/A250空氣源熱泵系統建模目的主要集中于確定某一環境溫度下的蒸發器溫度。蒸發器模型輸入信息如表3。蒸發器容量用方程(5)計算。估算量要用改變蒸發溫度和給定量相比較的方法來校準，直到它們之間的誤差在某一個給定的范圍內。在室外空氣溫度的計算中，系統的潛熱可以忽略。空氣的溫度是用來計算得到方程(1)中的對數平均溫差。水源熱泵的國際標準是13KW/K,空氣源熱泵的標準是8.0KW/K。

12、水源熱泵的國際標準要依照其安裝位置，并且可以從廠商提供的系統性能數據中直接得到。熱源溫度則要由測量數據得到。根據傅立葉定律: (5)4結果和討論圖4顯示了生水溫度和周圍空氣溫度從2010年一月到十二月的日平均變化。圖5顯示了空氣和水溫的月平均變化。從十二月到次年五月為需要制冷的季節，從六月到九月則是需要制熱的季節。在從十月到次年五月的加熱季節里，生水溫度比空氣的溫度高4.9。在需要制冷的季節里，自來水溫度比空氣的溫度低3.6。就春季的系統性能來說，環境溫度下的蒸發溫度更有利。因為生水源的溫度數據很有限，所以在圖4和5給定熱源溫度的基礎上比較水源熱泵和空氣源熱泵的性能是很有益的。表6顯示了不同熱

13、源在不同加熱條件下R410A仿真模型的結果。冷凝溫度在制熱時通常會控制在一個確定的溫度，而模型的建立主要集中于確定給定的某一溫度熱源的蒸發溫度。基于這種模型，實驗得出的數據顯示空氣源熱泵的能耗要比水源熱泵的高28%。冷凝器的制熱量在兩個系統中是一樣的，因此COP的差別是和壓縮機的功耗成比例的。另外和水源熱泵系統相比，較低的溫度和較小的國際標準是低蒸發溫度的兩個特點。圖4一月到十二月水和空氣的溫度圖5 1-12月水和空氣平均溫度變化圖6 制熱工況下不同熱源的仿真循環圖7表明了實驗的季節性COP變化。加熱季節的單位COP范圍是從一月到三月，由2.0到4.0減少。生水源熱泵系統的COP由生水溫度和系

14、統的載荷比決定。載荷比的方程如（6）所示。 (6)一到三月份性能系數的下降趨勢可能源于機組中部分系統載荷的上升。從三月到五月，負載的比率變得極低，最低可以達到10%左右，在此期間，比率并未有顯示出變化的跡象。然而，在這期間水溫如圖4所示持續增加，而這些正是系統的性能系數增加的主要原因。在十月到十二月的供暖季節，生水溫度下降，負荷載顯著增加。這兩個加在性能系數平衡性上的影響僅僅會導致性能系數的微小變化。而在制冷季節，單位性能系數的變化范圍在4.5-8之間，這在負載最高的七月和八月是最高的。平均單位性能系數在供熱季是3.3，而平均性能系數在供冷季節是7.2。圖8顯示了熱泵系統從一月到十二月的功率消

15、耗。如果考慮加熱負荷，在3月份和4月份的功率消耗相對高于其他月份。出現這一特點的原因是在生水溫度較低，熱泵處于極低負載時，性能較低。圖7 制熱和制冷季節COP的不同圖8 熱泵系統功率消耗就像上面解釋的那樣，載荷比是一個用來闡述水源熱泵性能系數變化現象及原因的重要參數。載荷比的影響在觀察載荷比與系統性能系數之間關系的過程中被相關人員進行了更深層次的研究。這種變化過程和趨勢類似于我們在制冷條件下所看到的。雖然該系統是在部分負荷條件下加熱進行運作，壓縮機的出口應保持在一定的溫度才能實現正確的冷凝溫度。此外，由于系統所處的是部分負荷，為了避免制冷劑在冷凝器上的積累，相關的制冷劑在天花板上的封閉盒應該處

16、于流動狀態。逐漸增加的制冷劑質量流量是引起壓縮機功率消耗的另一種載荷。這些條件對系統的性能都沒有什么好處。此外，例如在極低的部分負荷下，這是在一系列的1020%全負荷的部分負載，這將會使壓縮機的性能變得更加糟糕。如圖10所示，當系統運行的趨勢是進行冷卻時，在部分負荷工況下，冷凝溫度將要維持在一個相對較低的水平。因此在這一區域，部分負荷的高低對系統性影響并不顯著。然而，在極低的部分負荷條件下，就像在制熱工況條件下時，壓縮機的性能很差，這導致了很低的性能系數。圖11顯示了壓縮機在全部和部分負載條件下的系統比較的仿真。除了熱泵系統的壓縮過程，另一過程也與之類似。由于在部分載荷條件下，壓縮機的熵效率比在全部載荷下要低的多，出口溫度要高出大約60度。這個結果顯示了部分載荷條件下性能系數的顯著降低。結果顯示，由于壓縮機降解效率的影響，當載荷為總載荷的1/3時，系統性能系數開始劇烈下降。并且當載荷為總載荷的15%時，負載功率需求可達到滿載功率需求的一倍。圖9 供熱性能系數隨負載比的變化圖10 制冷性能系數隨制冷負載比的變化圖11 全負載和部分負載條件下的系統仿真圖12顯示了隨著水溫的變化性能系數的變化。另外，這個圖上表明還有一個明顯的趨勢就是水源熱泵的性能隨著水溫的增加而