浊水余热热泵机的研究与使用

　　2系统仿真模型本文建立了生活浊水余热热泵机组的稳态仿真模型，系统结构包括压缩机、板式冷凝器、热力膨胀阀和污水废热回收蒸发器的模型。在本系统中蒸发器采用新型的组合式热管废热回收蒸发器，文中重点介绍了此蒸发器的模型。

　　主要采用分布参数的方法建立各部件仿真模型，并以整个系统的压力平衡、能量平衡及质量平衡为约束条件使其有机结合起来，构成整个热泵系统的仿真模型，制冷剂采用R22.

　　2. 1压缩机模型的建立文中采用*小二乘法，建立了压缩机的性能拟合方程。这一方法不仅简化了计算过程，计算精度也能保证。反映压缩机性能的主要有压缩机排气温度、功率、流量，影响热力参数的主要因素为蒸发温度和冷凝温度。

　　2. 2冷凝器模型的建立建立板式冷凝器稳态分布参数模型，通过合理的假设来简化计算模型：制冷剂沿板内通道一维流动；由于试验过程中，冷凝器外作了保温工作，所以可假设板壁与外界绝热；在板间流动断面上是物性均一的介质；虽然板间的流体通道很复杂，但是制冷剂与水之间的热量相互传递的，不存在其他的损失，因此可假设板壁不存在热容，即板壁两侧的温度完全相同。

　　2. 2. 1基本传热方程（1）制冷剂与冷却水之间微元换热方程：水侧的换热：Q w = m w c w（t w 2 - t w1）= a w A w（t w all - t wm）（1）制冷剂侧换热：Q r = m r（h 1 - h 2）= a r A r（t rm - t wa l）（2）微元段换热能量平衡：Q w = con Q r（3）（2）微元传热方程：Q r =KF！t（4）（3）微元段质量平衡方程：m r，in = m m r，o ut（5）m w，in = m w，ou t（6）式中Q w制冷剂的换热量，J Q r水侧的换热量，J m w冷却水的质量流量，kg/s m r制冷剂的质量流量，kg/ s c w水的比热t w all微元段的壁温t wm微元段水的平均温度，t rm制冷剂的平均温度，con漏热系数，应根据试验测定，一般为0. 8 1之间，在模型计算取为0. 9 h 1微元段制冷剂进口的焓值，J/kg h 2微元段制冷剂出口的焓值，J/kg Q r微元段制冷剂换热量，J K微元的总传热系数F微元传热面积，m 2！t微元中两种工质的平均温差，m r，in微元段制冷剂进口质量流量，kg/s m r，ou t微元段制冷剂出口质量流量，kg/s m w，in微元段冷却水进口质量流量，kg/s m w，out微元段冷却水出口质量流量，kg/ s 。

　　2. 2. 2传热系数的计算（1）总传热系数：K = 1 a w + 1 a r + R f +（7）（2）微元段水侧换热系数计算公式为< 2>：a w = 0. 2121Re w 0. 78 Pr w 0. 33 d e（8）（3）制冷剂侧分为3个相区考虑：过热区、两相区、过冷区。每个相区划分若干微元，对于单相区微元的划分按制冷剂侧温降进行均分，其单相区换热系数计算式为如下：过冷区液态制冷剂换热系数：a r = 0. 036Re 0. 668 Pr 0. 33 d e（9）过热区的换热系数：a r = 0. 023Re 0. 8 Pr 0. 4 d e（10）凝结放热两相区的凝结换热系数：a r = 0. 0413（Re l H）0. 864 Pr l 0. 33（P l p g）0. 055 d e（11）式中板式冷凝器板厚，m板式冷凝器的导热系数，W /（m 2 k）R f水侧污垢热阻R f = 0. 86 % 10 - 5 m 2 K /W，制冷剂侧不考虑油膜热阻d e当量直径，m，d e = 4ab 2a+ 2b，a为板片宽度，b为板片间距。冷凝液的密度，kg/m 3 P g蒸汽的密度，kg /m 3 Re l每块板总质量流量下的冷凝液的雷诺数H考虑冷凝液膜厚度影响的无因次参数。

　　2. 3热力膨胀阀模型的建立假设条件如下：制冷剂在热力膨胀阀内的流动为一维绝热均相流动；忽略亚稳态流动，制冷剂在热力膨胀阀中只有过冷区和两相区。可以认为热力膨胀阀的节流过程为等焓节流。

　　（1）膨胀阀能量方程：h in = h ou t（12）（2）膨胀阀流量特性通过膨胀阀的流量计算公式如下< 4 >：m r = K C D A P 1 - P 2（13）式中h in膨胀阀前的焓值，kJ/kg h out膨胀阀后的焓值，kJ/kg m r流经膨胀阀的质量流量，kg/ s K常数，对于R22，K = 15346 C D流量系数A膨胀阀通路面积，m 2 P 1膨胀阀入口压力，bar P 2膨胀阀出口压力，bar

　　2. 4组合式热管废热回收蒸发器模型的建立组合式热管废热回收换热器作为热泵系统的蒸发器。与一般的热管换热器原理相同，主要由蒸发端、冷凝端、上升管和下降管组成。废水由污水泵送入蒸发侧的管壳式换热器，与热管工质进行换热，热管工质蒸发，换热器内部蒸汽压力升高，产生的蒸汽通过上升管到冷凝侧板式换热器，在此与热泵工质进行热交换。

　　热管工质由于放热而凝结成液体，在重力的作用下，经下降管回流至管壳式换热器，如此循环往复运行。为了既能满足工程精度要求，又能*大限度地简化模型，加快计算速度，对蒸发段管壳式换热器换热模型作以下假设：（1）不计管壁沿轴向导热；（2）忽略不凝性气体对流动和换热的影响；（3）制冷剂在管壳内的流动为沿轴向一维流动；（4）由于制冷剂管壳中的压降很小，不考虑制冷剂沿程压力损失。管壳式换热器的仿真模型采用稳态分区集中参数法，主要通过假设污水出口焓，校核计算的换热面积是否与实际换热面积相等来进行迭代计算。污水走管程，制冷剂走壳程。

　　2. 4. 1基本传热公式（1）换热能量平衡方程：m r c p r（t r2 - t r1）= L m w c pw（t w 1 - t w 2）（14）（2）传热方程：Q w = KAt m（15）式中m w污水的质量流量，kg /s m r制冷剂的质量流量，kg/ s c pr制冷剂的比热，kJ/（kg）c pw水的比热，kJ/（kg）L为热损失系数，在模型计算中取0. 95 t r2制冷剂出口温度，t r1制冷剂进口温度，t w 1污水的进口温度，t w 2污水的出口温度，Q w污水的放热量，J K微元的总传热系数，W /（m）A微元传热面积，m 2 t m微元中两种工质的对数平均温差，2. 4. 2主要的换热公式（1）总传热系数：K =（1 w d 0 d i + r w d 0 d i + r r + 1 r）- 1（16）（2）管内水的换热系数< 5>：w = d i % 0. 023Re w 0. 8 Pr 0. 4（17）（3）壳侧制冷剂换热系数：r = j 0 G s C p Pr - 2/3（%/% w）0. 14（18）式中K总传热系数，W /（m）d 0管外径，m d i管内径，m r w管内工质热阻，（m）/W r壳侧制冷剂热阻，（m）/W管内工质的导热系数，W /（m）d i管内径，m j 0壳程传热因子，本试验台中选择j 0 = 0. 94 G s壳程制冷剂质量流速，kg /（m 2 s）%壳程制冷剂定性温度下的黏度，kg /（m s）% w壳程制冷剂在壳侧壁面温度下的黏度，kg /（m s）组合式热管冷凝段温度较低，采用板式换热器。在换热器内，即热泵系统的蒸发器，热管工质和热泵工质是逆流，板式换热器内存在3种换热状态，1区为热管中的过冷液体与热泵蒸发器内两相工质进行换热，既是单相与沸腾换热，2区为热管中两相区的饱和工质与热泵蒸发器内两相工质进行换热，既是凝结与沸腾换热，3区为热管中的两相工质与热泵蒸发器内的过热工质进行换热，既是凝结与过热换热。

　　作为热管工质在板换内是主要是凝结放热，压降比较小，可以忽略；但是此时板换热器也作为热泵的蒸发器，热泵工质在沸腾吸热时存在加速压降和摩阻压降，整个过程中的压降较大，从而对平均换热温差有一定的影响，必须在模型中需引入压降计算。换热器采用稳态分区集中参数法。

　　此板式换热器的基本传热方程、过冷区和过热区的换热系数计算公式与冷凝器中所用的计算式相同，但是在此板式换热器中还存在沸腾换热，其换热系数计算如下所示：对于沸腾换热两相区，其沸腾换热系数计算式为：b = S b +' tp（19）式中S计算影响系数，S = 1' b池沸腾换热系数tp两相强制对流换热系数由于组合式热管换热器管内工质在循环回路上进行着自然流动，其质量流量较小，上升管和下降管外表面绝热，散热量很小，管内工质可视为绝热流动，故其流型为单相气体或液体流动。但是在上升管和下降管内存在局部阻力，局部阻力包括阀门的阻力，截面突然扩大阻力，直角汇流阻力，折管阻力以及弯头阻力等。热管工质在这些管件中流动时受到扰动，形成涡旋和速度的重新分布，在涡旋中流体不规则的旋转，摩擦，给主流造成阻碍，消耗能量；另一方面，速度重新分布使主流摩擦加剧，引起流体质点相互碰撞，同样消耗能量造成损失。急变流管件处的局部阻力损失是相当可观的，不可忽略。常用局部阻力系数可以通过查表得到。

　　流体在管道内流动压降计算公式：P =！gh w（20）式中h w流动阻力损失h w = h f + h j，m h f沿程阻力损失h f = l d V 2 2g，m h j局部阻力损失h j = V 2 2g，m V工质的流动速度，m /s l管道长度，m对于组合式热管换热器整体来讲，它的流动、换热及总的质量必须满足下列方程：（1）压力平衡方程：dp= 0（21）热管换热器内任一点的工质，经过一个周期的循环后，又回到原来的起始位置，其压力不变，展开后可得到：dp= L E dp + L V dp + L C dp + L dp（22）（2）质量平衡方程：dG = 0（23）热管换热器内的工质总量等于热管充注总量：L E dG + L V dG + L C dG + L L dG = G（24）（3）能量平衡方程：qdA = 0（25）在稳定工况的条件下，热管换热器吸收的总热量就等于散发出去的总热量：L E qdA + L C qdA = 0（26）式中p管内压力q管子表面热流通量A换热面积G热管换热器充液量dp L E，dp L V，dp L C，dp L分别为蒸发段，蒸汽上升管，冷凝段和液体下降管压降对于组合式热管废热回收蒸发器仿真计算流程如下：给定初始条件换热器的结构参数，污水进口温度，污水流量，然后从热管蒸发段开始计算，按工质的流动方向进行计算。在计算过程中，开始点的污水出口条件是假定的，所以当完成一个循环的计算时，若计算结果能满足式（22）（26），就输出该条件下各参数值。否则，就需要重新假设污水出口条件，重复上述计算，直至计算结果能满足要求为止。

　　3系统仿真各部件的模型建好后，就可以将各个部件有机地结合起来，建立完整的系统模型。热泵热水系统运行是各部件共同耦合完成的。示出热泵机组的仿真流程。从压缩机入口开始计算，沿系统流程依次对压缩机、冷凝器、膨胀阀、蒸发器完成各个模块的计算，得到各模块相对应的目标参数，同时系统通过制冷剂质量平衡和能量平衡，完成嵌套循环，确定系统*终状态。

　　4数学模型验证

　　4. 1试验装置试验台主要由压缩机、组合式热管废热回收换热器、热力膨胀阀、板式换热器、过滤器、视液镜、循环水系统、阀门管件等组成。选用日立SL222SV - C7LU滚动转子压缩机，采用并联单流程钎焊板式冷凝器，此换热器板片为20，水侧通道数为8，制冷剂通道数为9，板长为310mm，板片宽为76mm，单片换热面积为0. 02m 2；膨胀阀为TEX2外平衡热力膨胀阀；组合式热管换热器的蒸发段是R22 -污水换热，采用某公司的JG - WN - 15型号管壳式换热器，冷凝段采用与冷凝器型号形同的板式换热器。

　　4. 2试验方法试验系统采用循环加热，通过测量使用侧箱内水的初始温度和终止温度及水箱的装水容量，计算出系统的制热量，并通过调节废水流量、废水进出口温度、热水侧流量，分别得出每个工况下的制热量。各测点的温度、压力、流量等参数通过数据采集仪采集，系统中采用了PT100铂电阻进行温度测量，精度达到0. 06，压力测量采用精度较高的GE德鲁克压力传感器，测量精度达到0. 04% BSL，同时采用了涡轮流量计精度达到0. 5%，准确度为0. 5%功率变送器。

　　4. 3试验结果与仿真结果比较通过各个参数的对比图可以看出，试验值与仿真值基本吻合，但也存在一定的误差，甚至有个别参数存在比较大的误差。

　　随着污水流量的增大，污水出口温度变大，同时仿真值与试验值的差值也变大，在污水流量为0. 75m 3 /h时，*大误差为6. 5%，同时制热量的仿真计算值为5. 3485kW，而试验值仅为4. 7332kW，仅为仿真值的88%；COP的计算值为5. 073，而试验值只有4. 686，差别相对较大。

　　经分析，这是由于系统与外界环境之间存在一定的散热，同时工质流动时管路阻力较大，能量损失较多，就势必造成制热量与能效比的实验值比仿真值要小的多，同时试验系统实际运行时，污水的进口温度不能保证完全恒定，有误差在0. 5，在试验中需要调节，而在稳态仿真中，把污水进口温度视为恒定，从而进一步加大试验值与仿真值之间的误差。

　　但是系统各性能参数的模拟值与试验值误差基本都小于10%，这充分说明了生活浊水余热热泵机组各部件模型及系统模型在预测系统性能方面是可信和有效的，因此，该模型可以用来预测此类系统的性能和运行状况。

　　5结语

　　（1）从对生活浊水余热热泵机组的仿真值和试验值比较来看，仿真值和试验值之间的吻合较好，验证了系统各部件模型及整个系统模型的准确性。仿真程序较真实地反映了机组的实际运行情况，同时如果将一些影响因素如板换的结垢热阻，板换热侧的压降以及保温材料的散热等考虑进去的话，仿真结果会更令人满意；（2）通过对仿真结果的分析，发现生活浊水余热热泵机组制热量和COP都令人满意。进一步改进热泵机组中工质流动管路，尽量减少工质的流动损失，可提高整个机组的制热效率。