开式地表水源热泵取水能耗限值确定方法-机电毕(2)
2013-09-27 01:04
导读：不同的转速下其取值不同。再结合管路特性曲线方程和水泵轴功率方程可以求出一系列不同转速下，水泵工作状态点的W， G，H 和 。 最后参考开式水源热
不同的转速下其取值不同。再结合管路特性曲线方程和水泵轴功率方程可以求出一系列不同转速下，水泵工作状态点的W， G，H 和η 。
最后参考开式水源热泵系统水泵能耗方程，根据课题组实际测试得到的夏季水泵运行的各组数据，采用最小二乘法原理，按照流量与水泵能耗的三次函数关系，拟合出不同转速下，对应工作状态点的水泵能耗与水流量关系式(管路特性曲线不变)：
－３ －４ = ? +０４１ +０８×１０ + ×１０ （7）式中W2 为水源水循环水泵能耗(Kw)， q G 为水源水流量l s。
水处理设备的能耗开式取水系统需要对水源水进行处理，其耗电量与水泵相比较小，可以视为常数.在取水水泵耗能较大时，也可忽略.得水处理设备的能耗W = C = 3 常数冷却塔的能耗模型冷却塔的能耗模型参照CDFN 逆流式冷却塔，采用公式(8)进行计算×10?5 3 + 8×（8）式中l W 为冷却塔的能耗(Kw)， q G 为冷却塔水流量l s。
其他能耗对于水源热泵空调系统与常规空调系统，具有相同的冷水系统及末端风系统。其能耗模型的建立方法与以上系统各部分能耗模型的建立相同。空调水循环水泵能耗为4 W ，空调末端风系统能耗为5 W 。
开式地表水源热泵系统能效模型分析开式地表水源热泵系统运行能效比的数学模型空调工程能效比（EER)指空调工程运行时的冷负荷与整个空调工程所有耗电设备的耗电总功率之比。可用来评价整个空调工程在运行阶段的能效水平及节能效果。开式湖水源热泵系统运行能效比的数学方程式可用下式表达：
（9）中国科技论文在线式中: Q 一热泵机组制冷（热）量；—热泵机组t时刻的运行能耗；一源水侧取水水泵t时刻的运行能耗；一水处理设备t时刻的运行能耗；—冷、热水循环水泵t时刻的运行能耗；一末端风系统t时刻的运行能耗；— 空调的运行时刻；源水侧输送能效分析取水能耗与取水温度的耦合性水源热泵系统和常规空调系统的能耗差别在于水源热泵系统的取水系统能耗与常规空调系统的冷却水系统能耗的不同，为了说明两者的能耗情况，以常规空调系统冷却水系统的能耗(Wc)和水源热泵系统取水系统的能耗(Ws)的比值(Ws /Wc)为分析对象[9][10]，确定不同取水方案和不同取水能耗下地表水源热泵的节能效果。
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无板换有板不同取水方案下的输送系统能耗为分别采用使用板换和不使用板换的取水方案时，常规空调系统与水源热泵系统的冷源系统输送系统能耗的差别。可以得到如下结论：
①对于无板式换热器（源水直接进机组）的取水方案时，在部分负荷率PLR=0.7 时，，水源热泵冷源系统输送能耗小于常规空调系统的输送能耗，随着PLR 的增加，Ws /Wc 的值也同时增大，当PLR=0.8 时，Ws /Wc 的值为1.11。
②对于使用板式换热器的取水方案时，当PLR=0.5 时，Ws /Wc=1.02，为Ws /Wc 最小值.其最小值大于1，表明输送能耗Ws 在整个负荷率变化的过程中均大于常规系统的输送能耗Wc。
③当部分负荷率PLR=1 时，使用板换时，Ws /Wc=1.93；不使用板换时，这组数据表明在满负荷运行时，无论采用那种取水方案，水源热泵系统的输送能耗均大于常规空调系统的冷却水输送能耗。
由于取水能耗与取水温度的耦合性，为确定取水水泵能耗限值，必须找到Ws /Wc 和温差△T 之间的关系。本文以常规空调系统在T=32℃时的能效比(EER=3.71)为基准，对以上建立的系统能耗数学模型进行计算，可以得到温差△T 和比值Ws /Wc 的之间的详细数据，计算值见表2。
中国科技论文在线表2 基于节能条件下的不同输送能耗比值时两系统进水温差要求△T /℃根据表2 计算结果对温差△T 和比值Ws /Wc 利用Matlab 进行线性拟合，得到拟合公式（10），其中ΔT = 3.87a ? 4.19 （10）根据公式(10)可计算得到对应不同水泵能耗下的取水温度限值，也可以得到不同取水温度条件下的取水能耗限值。例如采用直接进水的水源热泵系统，源水侧取水温度为30℃，而冷却塔的出水温度为32℃，两者的温差为2℃，即△T=2℃；采用水源热泵系统的取水能耗是常规空调系统冷却水系统能耗的2 倍，即a=Ws/Wc=2.将a 的值代入公式(10)计算，得到的结果为3.55，大于△T=2.这时就可以得出，在设计条件下运行时，水源热泵系统能效比小于常规空调系统的能效比，没有达到相对节能的效果。
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使用板换时的公式修正根据公式(10)的计算，得到在满负荷运行情况下两种空调系统的能效比做比较时，使得水源热泵的系统能效比大于常规空调系统能效比所满足的条件。但需要注意的是，比较的前提是水源热泵的取水方案为水源水简单处理后直接进入机组，取水温度和机组的进水温度相同。在实际的运行中，即使是水源水处理后直接进入机组的取水方案，由于取水管路与外界的热量交换，水处理设备带来的温度变化等因素都能影响到机组的进水温度，使得机组进水温度大于或小于源水的取水温度。特别是对于使用板式换热器的取水系统，由于板式换热器的传热温差(测试结果表明，此温差在2℃左右)，使得进入机组的温度TC 和取水温度Tq 存在一个温差Δt，在制冷季节中，即TC=Tq+ Δt。
使用板式换热器时，公式(10)应变形如下：
ΔT = 3.87a ? 4.19 + Δt （11）同样利用公式(5.1)的计算例子，在冷却塔出水温度为32℃，a=Ws/Wc=2时，假设Δ℃，计算使用板换取水方案时，源水侧应该得到取水水温范围。根据公式(11)可以得到：
ΔT = 3.55 + 2 = 5.55℃ （12）则取水温度小于26.45℃时，才能保证水源热泵系统相对常规空调系统的节能性。
不同负荷率及进水温度下两种空调系统的EER 对比部分负荷率系统能效比进水18℃ 进水24℃ 进水30℃ 进水32℃图2 不同进水温度下EER 随PLR 的变化中国科技论文在线由图 2 可得：进水温度对系统能效比的影响是显着的。无论是满负荷运行，还是在部分负荷运行，在满足机组对进水温度的要求的情况下，进水温度越低，其能效越高。
部分负荷率系统能效比常规系统 32℃热泵系统 32℃热泵系统 31℃图3 直接取水时不同水温下EER 随PLR 的变化图3 为常规空调系统和地表水水源热泵系统在不同温度下，在负荷率变化时的能效比对比。在同样的进水温度(32℃)下，影响常规空调系统和水源热泵系统能耗的因素仅为输送能耗。在输送能耗的对比中，采用水源水直接进机组时，开式水源热泵的取水能耗出现小于常规空调的冷却水水泵能耗的情况，所以图3 中两者的能效比出现交叉。只有在部分负荷率≥0.8 后，常规空调系统的能效比大于水源热泵系统的能效比。
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水源热泵机组进水温度为31℃时，由图3 的趋势可以清楚得到，水源热泵系统能效在各种运行状态下均大于常规空调系统的系统能效比。这是因为如果水源热泵系统的机组进水温度降低，此时影响两系统的系统能效比相对大小的因素不仅是输送能耗，还包括机组能耗。
在机组进水温度降低1℃时，水源热泵系统有较高的能效比。可见，该方法可以进行不同进水温度条件下的节能率分析。
板式换热器对开式地表水水源热泵能效比的影响为避免水质对传统机组的影响，在地表水源热泵系统中，常用的技术措施是增加在主机和水体之间增加板式换热器，当取水经板式换热器换热后，排回水体。该方案源水侧取水水泵的扬程增加换热器的阻力，
