大型活塞式空氣源熱泵機組動態(tài)仿真與能量調(diào)節(jié)策略研究

大型活塞式空氣源熱泵機組動態(tài)仿真與能量調(diào)節(jié)策略研究

0機組動態(tài)仿真采用計算機的動態(tài)模擬數(shù)學(xué)模型，可以預(yù)測冷熱裝置的動態(tài)運行過程（如電機中斷和能量調(diào)節(jié)）。目前對于大型熱泵制冷裝置的動態(tài)仿真工作主要集中于工作時間較短、工作狀況比較單一的情況(如動態(tài)啟停過程和針對空氣源熱泵機組的動態(tài)結(jié)除霜過程)的仿真,尚缺乏對大型熱泵制冷裝置從啟動到能量調(diào)節(jié)過程的動態(tài)仿真研究。文獻建立了詳細的空氣源熱泵機組(AirSourceHeatPump,簡稱ASHP)穩(wěn)態(tài)仿真數(shù)學(xué)模型,本文在此基礎(chǔ)上,針對大型活塞式ASHP機組動態(tài)啟機和能量調(diào)節(jié)過程建立了計算機仿真數(shù)學(xué)模型,模型中利用分區(qū)集中參數(shù)法,即移動邊界方法建立了“兩器”動態(tài)仿真數(shù)學(xué)模型,由于壓縮機和膨脹閥屬于小慣性的動態(tài)環(huán)節(jié),將其作為穩(wěn)態(tài)部件處理,可采用文獻中建立并驗證過的模型。根據(jù)以上4大部件模型,提出了機組動態(tài)仿真流程,并分析了活塞式壓縮機的能量調(diào)節(jié)策略。利用所建模型對實際ASHP機組進行仿真,仿真過程包括機組啟動過程和4個能量調(diào)節(jié)過程,通過仿真與實測結(jié)果比較,驗證了所建模型的有效性。所建模型可用于機組運行調(diào)節(jié)參數(shù)的優(yōu)化,從而指導(dǎo)ASHP機組的實際運行。1ashp機組的動態(tài)模擬數(shù)學(xué)模型1.1冷凝器模式模型本文采用如圖1所示的分區(qū)動態(tài)集中參數(shù),即移動邊界模型對干式殼管式冷凝器建模。該模型的特點是,除考慮相區(qū)內(nèi)物質(zhì)量隨時間的變化律,還需考慮由于相區(qū)交界面的移動引起的物質(zhì)量隨時間的變化律。該模型可以較好的反映不同區(qū)域內(nèi)的換熱特性,從整體上較好的逼近冷凝器的實際特性,同時計算量比較適中。通常情況下,按制冷劑狀態(tài)將冷凝器分為3個區(qū),即過熱區(qū)、兩相區(qū)和過冷區(qū)。建模過程中作如下假設(shè):1)制冷劑一維流動,即只考慮軸向運動,忽略徑向運動;2)因管壁較薄,忽略熱阻;3)氣相和液相處于熱力平衡狀態(tài),即氣相和液相有相同的飽和壓力和溫度,不存在亞穩(wěn)態(tài);4)忽略壓降的影響,認為冷凝壓力及冷凝溫度沿管長保持不變;5)水平管中不計制冷劑重力的影響;6)制冷劑在垂直于流動方向的截面上各點的物性參數(shù)和運動參數(shù)一致,氣相和液相充分混合。主要控制方程如下:12質(zhì)量常數(shù)的固定方程22能量守固定方程31管壁能量公式42外水側(cè)能量公式公式中標(biāo)號a、b和c分別代表冷凝器過熱區(qū)、兩相區(qū)和過冷區(qū)。1.2蒸發(fā)器模型蒸發(fā)器數(shù)學(xué)模型的建立與冷凝器相同,仍采用分區(qū)集中參數(shù)方法。通常情況下,制冷劑在蒸發(fā)器中依次進入兩相區(qū)和過熱區(qū),蒸發(fā)器模型的簡化假設(shè)條件同冷凝器,其模型示意圖如圖2所示。蒸發(fā)器主要控制模型如下:1)質(zhì)量守恒方程2)能量方程3)管壁能量方程4)管外空氣側(cè)能量方程公式中標(biāo)號a、b分別代表蒸發(fā)器兩相區(qū)和過熱區(qū)。1.3脹閥兩大部件的數(shù)值建模在熱泵制冷裝置運行過程中,壓縮機與膨脹閥兩大部件由于其時間常數(shù)(慣性)較短,多被處理成穩(wěn)態(tài)集中參數(shù)模型,因此本文中對這兩個部件采用文獻中的建模方法。1.4系統(tǒng)開環(huán)過程ASHP機組動態(tài)仿真流程如圖3所示。將ASHP機組各部件模型相連,組成一個封閉的系統(tǒng),按照閉環(huán)系統(tǒng)的計算方法,必須在某一個環(huán)節(jié)斷開,從估計反饋值開始進行開環(huán)計算,本文從壓縮機進口斷開。仿真過程中忽略各部件連接管件的內(nèi)容積、換熱和壓降。系統(tǒng)中各部件間的相互關(guān)系可概括為:①熱泵機組的充液量為其各部件(包括貯液罐和氣液分離器)內(nèi)所含工質(zhì)總質(zhì)量之和;②流動節(jié)點處的制冷劑質(zhì)量流量相等。這兩點構(gòu)成了系統(tǒng)模型求解的迭代判據(jù),在系統(tǒng)制冷劑總充注量未知的情況下,補充蒸發(fā)器出口過熱度ΔTshe作為已知條件,由此系統(tǒng)仿真算法降低為兩重迭代,迭代變量選取為蒸發(fā)壓力和冷凝壓力。2物理模型與能量調(diào)整策略2.1kw/cw熱壓制器簡介為驗證ASHP機組動態(tài)仿真數(shù)學(xué)模型的準(zhǔn)確性,本文針對一個實際應(yīng)用的ASHP機組進行了詳細的動態(tài)仿真與現(xiàn)場測試。ASHP機組由A、B兩臺6F-50.2Y型活塞式壓縮機組成,單臺額定功率37kW,額定供熱量118kW,制冷劑為R22。冷凝器為E2GZR26型殼管式冷凝器,制冷劑由兩側(cè)分別進入冷凝器內(nèi),每側(cè)各有42根管,單管長8.4m,制冷劑管內(nèi)流動,共4行程。換熱管材為紫銅管,管徑12.7mm×0.7mm,總換熱面積26m2,殼徑400mm×8mm。蒸發(fā)器為翅片管式換熱器,共8組,其中每組換熱器分液路數(shù)為20,每路管長為18m,管材為紫銅管,管徑為10mm×0.5mm,管間距25.4mm,管排距22mm,翅片為波紋狀鋁翅片,片間距2.0mm,片厚0.2mm。室外側(cè)換熱器總風(fēng)量126000m3/h,共12臺風(fēng)機,單機額定功率為0.75kW。2.2調(diào)載過程設(shè)計ASHP機組的A、B兩臺壓縮機采用傳統(tǒng)開/停式能量調(diào)節(jié)方法。每臺壓機各配有6臺氣缸,采用調(diào)載溫差方式控制機組運行,每臺壓機可完成(6缸)→(4缸)→(停機)兩級調(diào)載,單機調(diào)載由回歸溫差t控制,兩臺壓機交替調(diào)載,由調(diào)載溫差dt控制,當(dāng)調(diào)載溫差dt為回歸溫差t的1/2時,機組調(diào)載過程如圖4所示,整機可根據(jù)出水溫度由(ST)→(T1)→(T2)→(73)→(T4)的變化,完成(停機)→(4+0)缸→(4+4)缸→(6+4)缸→(6+6)缸,共四級調(diào)節(jié)。圖中虛線為卸載運行,實線為加載運行。實際運行過程中A、B兩臺壓縮機就是按上述調(diào)節(jié)策略交替調(diào)載以適應(yīng)負荷變化。3機組運行情況圖5是用于模擬與實測的ASHP機組動態(tài)運行過程的室外環(huán)境溫度的變化情況?？梢钥闯?所選時段內(nèi),室外環(huán)境溫度在-2.5～0℃之間波動,屬于ASHP機組的常規(guī)運行范圍。在ASHP機組的運行過程中,設(shè)定供水溫度為45℃,回歸溫差為1℃,調(diào)載溫差為0.5℃。圖6為ASHP機組啟動后200min內(nèi)的運行情況,可以看出,在開機伊始,由于室內(nèi)熱負荷最大,機組兩臺壓機均以6臺汽缸100%能力運行60min左右,當(dāng)供水溫度升至42.5℃時,A壓機卸載,此后又經(jīng)歷近60min,水溫上升至43℃,此時B壓機卸載。隨后由于室外溫度降低,機組供熱能力不能滿足室內(nèi)負荷的需求,供水溫度逐漸降低,運行近30min后,降幅達到回歸溫差1℃,即水溫降至42℃時,B壓機加載,運行15min左右,供水溫度重新升高至43℃,升幅達到回歸溫差,B壓機再次卸載。這一動態(tài)調(diào)節(jié)過程,反映了ASHP機組通過自身的調(diào)節(jié)來滿足室外負荷的變化過程,是ASHP機組比較典型的動態(tài)運行過程。4調(diào)載過程的計算機仿真利用本文所建數(shù)學(xué)模型對圖6所示的ASHP機組典型動態(tài)運行過程進行計算機仿真。仿真結(jié)果與實測結(jié)果如圖7～圖9。圖7反映了ASHP機組動態(tài)供暖特性的仿真效果,其中包括供熱量和能耗量的仿真與實測結(jié)果?？梢钥闯?供熱量和能耗量在機組調(diào)載過程中波動較大,說明動態(tài)調(diào)載過程對機組的供暖特性有較大影響,因此建立適應(yīng)機組動態(tài)調(diào)載過程的計算機仿真模型非常有意義。供熱量仿真與實測結(jié)果的平均相對誤差為9.9%,測試值相比仿真值在時間上存在一定的滯后,這是因為仿真模型中沒有考慮水容量的影響,導(dǎo)致在機組發(fā)生能量調(diào)節(jié)時,仿真值與測試值之間誤差較高,最大處可達20%。但這一偏差也僅出現(xiàn)在比較短的時間段內(nèi),對整體仿真效果影響不大。由于不受水容量的影響,機組輸入功率的仿真效果非常理想,平均相對誤差為4.8%,最大值為10.2%。圖8和圖9反映了機組動態(tài)運行特性的仿真效果,其中包括蒸發(fā)壓力、冷凝壓力和排汽溫度。由于模型所選迭代變量即為蒸發(fā)壓力和冷凝壓力,因此不論是開機壓差建立過程還是能量調(diào)節(jié)過程,二者的仿真效果都非常理想。蒸發(fā)壓力仿真值與測試值的平均相對誤差為2%,最大為5.4%;冷凝壓力的平均相對誤差為7.4%,最大為15.7%;排氣溫度的平均相對誤差為3.2%,最大為8.4%,在能量調(diào)節(jié)過程中,排氣溫度的仿真結(jié)果仍比較理想。由以上仿真結(jié)果可以看出,本文所建立的ASHP機組動態(tài)仿真模型比較準(zhǔn)確,可以應(yīng)用于ASHP機組動態(tài)開機過程和能量調(diào)節(jié)過程的仿真。5力膨脹閥簡化本文建立了大型空氣源熱泵機組動態(tài)仿真數(shù)學(xué)模型,其中對冷凝器與蒸發(fā)器采用分區(qū)集中參數(shù)法,即可移動邊界法建模,將壓縮機和熱力膨脹閥