摘要：介绍了海水源热泵空调系统能耗的影响因素，建立了优化冷却水温度的数学计算模型，由此计算出冷却水最优温度点，并阐述了优化冷却水温度点的控制方法。
关键词：海水源热泵系统，运行优化，最优冷却水温度
0引言
目前，海水源热泵空调系统在全球范围内已得到广泛的应用，在我国青岛也有使用该系统的工程建成并投入使用。根据海水的利用方式不同，海水源热泵系统可分为两大类，一类是海水直接进热泵机组的系统，这种系统适用于大型集中供热、供冷站，对热泵机组冷凝器的防腐蚀能力要求较高。另一类是海水通过板式换热器与冷却水进行热量交换而不直接进热泵的系统。目前国内投入使用的海水源热泵系统大都采用后一种方式[1]。
一般情况下热泵机组在实际投入使用后，有90％以上的时间是在非设计工况下运行的。此时，不但热泵机组的工作负荷与设计工况下的负荷有较大的偏离，而且由于海水温度的变化，热泵机组的工作点也与设计工作点有很大的不同。在非设计工况，全年各种不同的空调工况下冷却水的温度应该控制在某一特定范围，在这个范围内冷却水温度存在一个最优控制点使得整个空调系统的能耗最低。本文将探讨如何确定冷却水最优温度点，并且进一步阐述这个温度点如何控制。
1冷却水的优化温度
冷却水温度控制是整个水冷热泵空调系统优化的核心问题之一。对海水源热泵系统来说，板式换热器内海水流速升高则换热器换热系数增大，冷却水温度降低，热泵机组能效比COP值随冷却水温度的降低而提高，热泵能耗降低，但海水泵能耗升高。反之，海水流速降低板式换热器换热系数减小，冷却水温度升高，热泵机组COP随冷却水温度的升高而下降，热泵能耗增加，海水泵能耗减小[2]。如何确定一个最佳冷却水优化温度，使热泵系统的综合能耗最低，这对热泵系统的运行优化至关重要。
2冷却水温度对热泵机组COP的影响
为得出冷却水温度对热泵机组COP的影响，需建立热泵机组的数学模型。本文采用Gordon-Ng制冷机数学模型[3]，模型包含蒸发器出水温度、冷凝器进水温度、机组制冷量三个已定参数和、、三个与热泵性能有关的待定系数。
（2.1）
式中：——蒸发器出水温度，K；
——冷凝器进水温度，K；
——制冷机组制冷量，kW；
——热泵机组能耗，kW。
把厂家提供的热泵参数代入（式2.1）可求得、、三个系数。
由式（2.1）可以看出，在蒸发器出水温度和热泵制冷量为某一定值时，热泵机组功耗与冷凝器进水温度成一次线性关系。
(2.2)
(2.3)
式中：——板式换热器换出水温度，℃。
已知
令=，=
则(2.4)
3板式换热器传热系数和压降的计算
板式换热器有结构紧凑、占地面积小、换热面积大及传热系数高的优点。由于板式换热器由许多换热面积相同的换热板组成，可以方便地根据换热量决定精确的换热面积以使工程设计达到最优化。在海水源热泵系统中，由于海水具有腐蚀作用，除了集中供冷、供热站中的大型热泵机组采用经特殊防腐处理的蒸发、冷凝换热器外，其余热泵系统都是海水经钛合金板式换热器与二次冷却水（乙二醇溶液）进行热量交换。
在海水源热泵系统中，板式换热器的选型尤为重要。板式换热器的优化选型是根据换热器的用途和工艺过程中的参数和传热单元数NTU、温差比（对数平均温差—换热的动力）选择板片形状、板式换热器的类型和结构[4]。若板式换热器设计不合理可能使换热面积过大，造成初投资的浪费，也可能使板换间流体流速太高，阻力过大，导致运行不经济。
板式换热器的传热系数[5]：
（3.1）
式中：K——板式换热器传热系数，W/(m2•K)；
——板式换热器板片厚度，m；
——板式换热器污垢系数，(m2•K)/W；
——板式换热器板片与流体的对流换热系数，W/(m2•K)；
——板式换热器板片导热系数，W/(m2•K)。
上式中，由于板片导热热阻和污垢导热热阻变化较小，本文将其看作板式换热器固有的热工参数，而将可变性较大的流体对流换热系数看作影响总传热系数的主要因素。在板换运行过程中，对流换热系数的变化主要由流体流速变化引起，同时板换压降也主要与流体流速有关。在此基础上，我们对厂家提供的板换热工试验数据进行研究，发现换热器的总传热系数、压降与冷热流体的流速存在定量关系，对这些试验数据进行回归拟合可得到总传热系数、压降与冷热流体的流速的关联式[4]：
(3.2)
当为某一特定值时，传热系数、板式换热器海水测压降与的关联式为：
(3.3)
(3.4)
式中：Δp——板式换热器压降，kPa；
——二次水流速(乙二醇溶液)，m/s；
——一次水流速(海水)，m/s。
根据厂家提供的设备参数我们经拟合可求得式（3.3）、（3.4）中的待定系数、、、、、、、。
4海水泵功耗与蒸发器进水温度的关系
制冷机冷凝器散热量：(4.1)
板式换热器换热量：(4.2)
式中：——制冷机能耗，kW;
——制冷机制冷量，kW；
——流体比热，kJ/(kg•℃);
——流体质量流量，kg/s;
——流体进出口温差，℃；
——对数平均温差[6]，℃。
（4.3）
式中:分别为板式换热器中海水、冷却水的进出水温度。
根据能量平衡方程
（4.4）
根据制冷量、板换水系统进出口温度可对板式换热器进行选型，海水进板换温度一定，冷却水出板换温度待定，根据式（4.3）可求得：
（4.5）
（4.6）
把代入式（4.3）可求得平均对数温差 把代入式(4.4)可得冷却水出水温度对海水流速的函数:(4.7)
式中：——板式换热器流道截面积，m2;
——板式换热器单流体流道数，个。
令则式(4.7)可化为
(4.8)
令
则式(4.8)可化为
(4.9)
(4.10)
令
则板式换热器海水流量、压降分别为：
(4.11)
(4.12)
设海水泵管路压头损失为，则海水泵总压头损失(4.13)
根据海水流量(流速)和压头可确定水泵功耗[7]:
(4.14)
系统总能耗：
(4.15)
式中：——热泵机组能耗，kW；
——海水泵能耗，kW；
——冷冻水泵和冷却水泵能耗，设为定值常数，kW。
通过式（4.15）可求得某一工况下最佳冷却水温度，同时可求得与此对应的海水流速，以便于通过调速水泵使系统在最优工作状态点下运行。
5工程算例
设定沿海某一建筑夏季冷负荷为700kW，海水温度24℃，冷冻水供水温度6℃，热泵选用某型水冷热泵，其制冷量为574~726kW，制冷输入功率185~156kW。将其样本参数带入(式1.1)得到系数＝0.2162；＝162.6892；＝0.0186。
把以上参数代入式(2.3)，(2.4)可得：
(5.1)
板式换热器选用BR0.5型201片,换热面积100m2,流道截面积0.00169m2。根据板换厂家提供的热工参数,在设定二次水流速为0.4m/s的定值时可以求得关联式(3.3)中传热系数的参数＝1.8673；＝7.6068；＝-6.0268；＝1.7793；＝0.0066；＝-0.024；
＝0.139；＝-0.001。
(5.2)
压降与流速的关联式为:
(5.3)
把式(5.1)、(5.2)代入式(4.9)可以求得板换内各海水流速值所对应的温度点,见表（5.1）。
由此可以看出冷却水温度随海水流速的增加而降低。将各流速代入式(4.11)可求得各冷却水温度对应的海水流量。
把海水各流速值代入式(5.3)可得板式换热器压降.设定海水管路压头损失为18m,将其带入式(4.13)即可得到整个海水泵的扬程。
将式(4.11)式(4.13)的计算结果代入式(4.14)可得到海水泵能耗。
把式(4.9)的计算结果即流速对应的温度点代入式(5.1)可求得不同冷却水温度对应的热泵能耗。
由于将冷冻水泵和冷却水泵能耗设为定值,则根据式(4.15)可求得系统总能耗,作为海水各温度(流速)点对应总能耗对比,本算例不计入系统总能耗。
由图（5.1）可以看出，冷却水供水温度在27.02℃时系统总能耗最低，所对应海水流速为0.3m/s。
图5.1系统能耗随冷却水温度变化趋势图
6、结束语
本文研究了海水源热泵空调系统的运行优化过程中的优化冷却水温度问题，提出了海水源热泵空调系统优化冷却水温度的数学计算方法。对海水源热泵系统的节能运行具有重大的积极指导意义。
参考文献
1. 张莉、胡松涛.海水作为热泵系统冷热源的研究.建筑热能通风空调.2006.3:34-38；
2. 徐新华、王盛卫.中央空调海水冷却系统自适应优化控制.建筑科学.2007.2:76-79；
3. 刘洋、刘金祥、丁高.水源热泵机组变工况运行的数学模型研究.暖通空调.2007.3:21-24；
4. 杨艳、王英龙.板式换热器设计选型的一种计算方法.石油炼制与化工.2004.5:54-56；
5. 文继卿、任子荣.板式换热器的应用与选型计算.甘肃科学学报.1998.10（3）:49-52；
6. 章熙民、任泽霈、梅飞鸣.传热学.中国建筑工业出版社.252；
7. 蔡增基、龙天渝.流体力学泵与风机.中国建筑工业出版社.288。 |
