大型活塞式空气源热泵机组动态仿真与能量调节策略研究

大型活塞式空气源热泵机组动态仿真与能量调节策略研究

0机组动态仿真采用计算机的动态模拟数学模型，可以预测冷热装置的动态运行过程（如电机中断和能量调节）。目前对于大型热泵制冷装置的动态仿真工作主要集中于工作时间较短、工作状况比较单一的情况(如动态启停过程和针对空气源热泵机组的动态结除霜过程)的仿真,尚缺乏对大型热泵制冷装置从启动到能量调节过程的动态仿真研究。文献建立了详细的空气源热泵机组(AirSourceHeatPump,简称ASHP)稳态仿真数学模型,本文在此基础上,针对大型活塞式ASHP机组动态启机和能量调节过程建立了计算机仿真数学模型,模型中利用分区集中参数法,即移动边界方法建立了“两器”动态仿真数学模型,由于压缩机和膨胀阀属于小惯性的动态环节,将其作为稳态部件处理,可采用文献中建立并验证过的模型。根据以上4大部件模型,提出了机组动态仿真流程,并分析了活塞式压缩机的能量调节策略。利用所建模型对实际ASHP机组进行仿真,仿真过程包括机组启动过程和4个能量调节过程,通过仿真与实测结果比较,验证了所建模型的有效性。所建模型可用于机组运行调节参数的优化,从而指导ASHP机组的实际运行。1ashp机组的动态模拟数学模型1.1冷凝器模式模型本文采用如图1所示的分区动态集中参数,即移动边界模型对干式壳管式冷凝器建模。该模型的特点是,除考虑相区内物质量随时间的变化律,还需考虑由于相区交界面的移动引起的物质量随时间的变化律。该模型可以较好的反映不同区域内的换热特性,从整体上较好的逼近冷凝器的实际特性,同时计算量比较适中。通常情况下,按制冷剂状态将冷凝器分为3个区,即过热区、两相区和过冷区。建模过程中作如下假设:1)制冷剂一维流动,即只考虑轴向运动,忽略径向运动;2)因管壁较薄,忽略热阻;3)气相和液相处于热力平衡状态,即气相和液相有相同的饱和压力和温度,不存在亚稳态;4)忽略压降的影响,认为冷凝压力及冷凝温度沿管长保持不变;5)水平管中不计制冷剂重力的影响;6)制冷剂在垂直于流动方向的截面上各点的物性参数和运动参数一致,气相和液相充分混合。主要控制方程如下:12质量常数的固定方程22能量守固定方程31管壁能量公式42外水侧能量公式公式中标号a、b和c分别代表冷凝器过热区、两相区和过冷区。1.2蒸发器模型蒸发器数学模型的建立与冷凝器相同,仍采用分区集中参数方法。通常情况下,制冷剂在蒸发器中依次进入两相区和过热区,蒸发器模型的简化假设条件同冷凝器,其模型示意图如图2所示。蒸发器主要控制模型如下:1)质量守恒方程2)能量方程3)管壁能量方程4)管外空气侧能量方程公式中标号a、b分别代表蒸发器两相区和过热区。1.3胀阀两大部件的数值建模在热泵制冷装置运行过程中,压缩机与膨胀阀两大部件由于其时间常数(惯性)较短,多被处理成稳态集中参数模型,因此本文中对这两个部件采用文献中的建模方法。1.4系统开环过程ASHP机组动态仿真流程如图3所示。将ASHP机组各部件模型相连,组成一个封闭的系统,按照闭环系统的计算方法,必须在某一个环节断开,从估计反馈值开始进行开环计算,本文从压缩机进口断开。仿真过程中忽略各部件连接管件的内容积、换热和压降。系统中各部件间的相互关系可概括为:①热泵机组的充液量为其各部件(包括贮液罐和气液分离器)内所含工质总质量之和;②流动节点处的制冷剂质量流量相等。这两点构成了系统模型求解的迭代判据,在系统制冷剂总充注量未知的情况下,补充蒸发器出口过热度ΔTshe作为已知条件,由此系统仿真算法降低为两重迭代,迭代变量选取为蒸发压力和冷凝压力。2物理模型与能量调整策略2.1kw/cw热压制器简介为验证ASHP机组动态仿真数学模型的准确性,本文针对一个实际应用的ASHP机组进行了详细的动态仿真与现场测试。ASHP机组由A、B两台6F-50.2Y型活塞式压缩机组成,单台额定功率37kW,额定供热量118kW,制冷剂为R22。冷凝器为E2GZR26型壳管式冷凝器,制冷剂由两侧分别进入冷凝器内,每侧各有42根管,单管长8.4m,制冷剂管内流动,共4行程。换热管材为紫铜管,管径12.7mm×0.7mm,总换热面积26m2,壳径400mm×8mm。蒸发器为翅片管式换热器,共8组,其中每组换热器分液路数为20,每路管长为18m,管材为紫铜管,管径为10mm×0.5mm,管间距25.4mm,管排距22mm,翅片为波纹状铝翅片,片间距2.0mm,片厚0.2mm。室外侧换热器总风量126000m3/h,共12台风机,单机额定功率为0.75kW。2.2调载过程设计ASHP机组的A、B两台压缩机采用传统开/停式能量调节方法。每台压机各配有6台气缸,采用调载温差方式控制机组运行,每台压机可完成(6缸)→(4缸)→(停机)两级调载,单机调载由回归温差t控制,两台压机交替调载,由调载温差dt控制,当调载温差dt为回归温差t的1/2时,机组调载过程如图4所示,整机可根据出水温度由(ST)→(T1)→(T2)→(73)→(T4)的变化,完成(停机)→(4+0)缸→(4+4)缸→(6+4)缸→(6+6)缸,共四级调节。图中虚线为卸载运行,实线为加载运行。实际运行过程中A、B两台压缩机就是按上述调节策略交替调载以适应负荷变化。3机组运行情况图5是用于模拟与实测的ASHP机组动态运行过程的室外环境温度的变化情况。可以看出,所选时段内,室外环境温度在-2.5～0℃之间波动,属于ASHP机组的常规运行范围。在ASHP机组的运行过程中,设定供水温度为45℃,回归温差为1℃,调载温差为0.5℃。图6为ASHP机组启动后200min内的运行情况,可以看出,在开机伊始,由于室内热负荷最大,机组两台压机均以6台汽缸100%能力运行60min左右,当供水温度升至42.5℃时,A压机卸载,此后又经历近60min,水温上升至43℃,此时B压机卸载。随后由于室外温度降低,机组供热能力不能满足室内负荷的需求,供水温度逐渐降低,运行近30min后,降幅达到回归温差1℃,即水温降至42℃时,B压机加载,运行15min左右,供水温度重新升高至43℃,升幅达到回归温差,B压机再次卸载。这一动态调节过程,反映了ASHP机组通过自身的调节来满足室外负荷的变化过程,是ASHP机组比较典型的动态运行过程。4调载过程的计算机仿真利用本文所建数学模型对图6所示的ASHP机组典型动态运行过程进行计算机仿真。仿真结果与实测结果如图7～图9。图7反映了ASHP机组动态供暖特性的仿真效果,其中包括供热量和能耗量的仿真与实测结果。可以看出,供热量和能耗量在机组调载过程中波动较大,说明动态调载过程对机组的供暖特性有较大影响,因此建立适应机组动态调载过程的计算机仿真模型非常有意义。供热量仿真与实测结果的平均相对误差为9.9%,测试值相比仿真值在时间上存在一定的滞后,这是因为仿真模型中没有考虑水容量的影响,导致在机组发生能量调节时,仿真值与测试值之间误差较高,最大处可达20%。但这一偏差也仅出现在比较短的时间段内,对整体仿真效果影响不大。由于不受水容量的影响,机组输入功率的仿真效果非常理想,平均相对误差为4.8%,最大值为10.2%。图8和图9反映了机组动态运行特性的仿真效果,其中包括蒸发压力、冷凝压力和排汽温度。由于模型所选迭代变量即为蒸发压力和冷凝压力,因此不论是开机压差建立过程还是能量调节过程,二者的仿真效果都非常理想。蒸发压力仿真值与测试值的平均相对误差为2%,最大为5.4%;冷凝压力的平均相对误差为7.4%,最大为15.7%;排气温度的平均相对误差为3.2%,最大为8.4%,在能量调节过程中,排气温度的仿真结果仍比较理想。由以上仿真结果可以看出,本文所建立的ASHP机组动态仿真模型比较准确,可以应用于ASHP机组动态开机过程和能量调节过程的仿真。5力膨胀阀简化本文建立了大型空气源热泵机组动态仿真数学模型,其中对冷凝器与蒸发器采用分区集中参数法,即可移动边界法建模,将压缩机和热力膨胀阀