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基于SINDA平台的CO2热泵热水器仿真


中国工程热物理学会 学术会议论文

工程热力学与能源利用 编号:121012

基于 SINDA 平台的 CO2 热泵热水器仿真
李廷勋1
(1 中山大学工学院, 广州, 510725) ,

梁杰荣 2

(2 广东申菱空调设备有限公司,顺德, 528313)

/>(Tel:020-84115955, Email:Litx@mail.sysu.edu.cn)

摘要:本文基于 SINDA/FLUINT 平台建立了 CO2 热泵热水器分布参数模型,并对系统稳态过程、开机 及制取热水动态过程进行仿真,得到温度、压力等参数的沿程分布特征和实时运行规律。通过与实验 数据的对比,模型计算误差为 10%左右。仿真模型可用于 CO2 热泵热水器气冷器等关键部件设计,以 及系统超临界运行的控制参数优化。 关键词:CO2 热泵热水器,SINDA/FLUINT,仿真

0 前言
出于保护臭氧层和减排温室气体的需要,空调制冷剂 R22 在发展中国家于 2013 年 实施冻结,并逐渐淘汰。而臭氧消耗潜能(ODP)为 0 的 HFC 类制冷工质(如 R134a) 物质属于需减排的温室气体 ,因此 ,HFCs 只能是一种替代工质而不是能长久使用的制冷 剂。 从对环境的长期安全来看, 重用自然工质是一种出于长远考虑而又安全的选择。 2 CO (R744)作为制冷/制热工质具有以下特点: 1. 环境友好:自然工质,无毒,不可燃,与常用制冷设备材质和润滑油相溶,其 ODP 为 0,全球温室潜能值(GWP)仅为 1。 2. 良好的热物性:较高的高压侧压力使得制冷剂气体密度较高,绝热指数较大,能 制取较高温度的热水。 3. 临界温度低(31.1℃) :系统在跨临界状态下运行。由于跨临界运行,二氧化碳 热泵系统放热过程的压力可达 9~10MPa,远高于常规制冷/热泵系统的许可最大压力。 另外,跨临界运行时高压侧没有相变发生,其温度和压力独立变化,与常规系统比较, 跨临界二氧化碳循环系统多一个自由度,因此系统的运行状态控制更为复杂。 SINDA/FLUINT 是由美国 C&R 公司开发,应用于复杂系统热设计和流体流动分析 的仿真平台,已经在航空、航天领域取得很好的应用效果,是美国航天航空局(NASA) 指定的流体传热和流动分析设计工具
[1]

。 SINDA/FLUINT 提供的环境下, 在 本文运用分

布参数方法,建立一个精度较高,通用性较强的二氧化碳热泵仿真模型,进行稳态运行 性能和分布参数计算,也可以分析开机、制取热水等动态过程的特征,用于优化系统运 行参数提高系统的性能和安全系数。

1

基金资助:国家自然科学基金资助(51076170)项目,广东省自然科学基金资助项目 (10151027501000095)

1 模型结构
仿真模型以 CO2 为工质,由压缩机、背压阀、套管式气冷器和回热器、管翅式蒸发器 以及水箱组成,所有部件均按照实际的结构尺寸[2]建立。模型示意如图 1 所示。

图 1 模型总体图

1.1 压缩机和背压阀 压缩机和背压阀分别采用 SINDA/FLUINT 软件的 COMPPD 和 ORIFICE 来建立,压 缩机的输入量包括转速,排量,容积效率及等熵效率,其关系如下。
? m ? Vr ?

? in

,

? V t ? nV d

(1);
V?t

?v ?

V?t V?

, ? is ?

? m ( h out ? h in ) Pc

(2)

r

其中, V r 是制冷剂实际体积流量,

?

? 是压缩机理论输气量, m 是质量流量,ρin 是吸

气密度,n 是转速,Vd 是排量,Pc 是压缩机输入功率,? v 为容积效率,? is 为等熵效率。 背压阀的输入量为最大流量对应的直径和开度,质量流量采用 Hooper[3] 计算公式。
? m back
_ valve

?

? ? AORI ? CDIS

2 ? ? ? ?P

C v ?1 ? ?CDIS / C v ? ? ? AORI / AF

??

(3)

其中,ε 是开度,Cv 是速度系数,CDIS 系数(discharge coefficient)见如下公式:
CDIS ? C v C c , 1 ? ? AORI ? ? 其中 , C c ? ? ? ?? ? AF ? ? 1 ? FK ?

(4)

1.2 换热器 (1)气冷器和回热器 气冷器和回热器都为并列式换热器,结构相同,冷流体为水,热流体为 CO2,其模 型均可离散化如图 2 所示: 水侧可视为单相流动,采用以下通用性较强的 Dittus-Boelter [1]和 Hausen[4]公式;CO2 侧

当处于超临界状态,采用以下的 Gnielinski 公式[5]:
Nu ?
2/3 ? ? ?d ? ?1 ? ? ? ? 2/3 1 ? 12 . 7 ? / 8 ? Pr ?1 ? ?L? ? ? ?

? / 8 ? ? Re ? 1000 ? ? Pr

?

?

(5)

侧阻力系数[2]采用:
f ? 0 . 25 ? 5 . 74 ?? /d ? ? log ? 0 .9 Re ? 3 .7 ? ?? ?? ??
2

(6)

其中,d 为管内径,L 为管长,ε 为粗糙度(本文模型为光管,取值 10-5)

图 2 气冷器或回热器离散化示意图

图 3 蒸发器离散化示意图

(2)蒸发器 蒸发器为管翅式结构,其传热及流动模型如图 3。CO2 侧处于两相态时,界定核沸 腾出现的干度范围为 0~0.7,此时传热系数采用 Chen[6]公式。为保持传热系数的连续性, 当干度在 0.7~1 时,传热系数是由核沸腾 Chen 公式和单相传热 Dittus-Boelter 公式根据 干度插值而得[1]。 考虑胀管式开缝翅片换热器的特点,管壁和翅片的接触热阻采用拟合 关系式[7]:
cW / m ? C
2 o

?

?

?? ? 893 . 7 ?

tf

3

?P

f

?tf

?

2

? E ? 10 Do

4

? 899 . 0

(7)

Pf 为翅片间距[m],tf 为翅片厚度[m],E 为胀管率[%] 空气侧利用一个空气节点负责半条 U 型管的传热, 其中迎风管排的空气节点温度湿 度相同,而后排管的空气节点流量是前排距离最近两管路的流量的平均值,传热系数和 阻力系数均采用拟合公式[7]如下:
Nu
air ? fin

? a ? 10

1 . 1974 ? 0 . 2078 ? lg Re ? ? 0 . 1034 ? lg Re

?2

(8) (9)

f air ? b ? 10

2 . 4249 ? 0 . 9307 ? lg Re ? ? 0 . 0711 ? lg Re

?2

1.3 气液分离器和水箱

在 SINDA/FLUINT 中,气液分离器模型可简化两个 Tank(容器)模型,代表上层 饱和气的 Tank A 所含的液体由于重力作用通过 Path(通道模型)传递到下层气液两相 的 Tank B,而 Tank B 蒸发出的气体,同样通过 Path 传给 Tank A。模型中考虑与外界的 漏热,传热系数假定为常数。 对于水箱模型,在稳态计算中,为保证系统能够达到稳定状态,假定进水温度恒定。 动态计算中,水箱顶部接受被加热的热水,底部排出的水送去热泵热水器加热(图 1), 因此水箱各点的温度也会随时间而变化,可模拟显示水箱温度的变化情况。

2 系统仿真
本模型旨在仅仅输入结构,环境等初始参数条件下,通过稳态或动态计算,输出系 统的分布特征参数和性能参数,具体流程如图 4。在 SINDA/FLUINT 求解器中,模型经 过离散化后,转化为基于单元模型的控制方程,差分成统一格式后建立矩阵求解。
环境工况 尺寸参数 风机、压缩 机性能参数 物性参数 初始值
图 4 仿真示意图

分布参数 Thermal Desktop SINDA/FLUINT 性能参数

3 模型验证与数据分析
3.1 模型验证
文献[2]中通过调节背压阀的不同开度,实现了不同高压状态下的运行测试;本文在 稳态模型中也采用固定排气压力的方法,得出的仿真结果与实验结果对比如表 1。可以 看出,误差基本保持在 10%以内,证明该模型的可用性。其中误差较大集中在气冷器压 降,原因在于所采用的通用压降公式适用范围没有覆盖整个运行范围,需要分段采用不 同的更加精准的压降公式。
表 1 不同高压下模型参数验证 参数 排气温度 C 冷出温度 C 吸气温度 C
o o o

高压 11.3MPa 实验 109.4 18.9 17.9 计算 107.4 20.1 20.0 误差 1.8% 6.2% 11.6%

高压 10.4MPa 实验 100.2 21.2 20.2 计算 96.7 20.1 20.0 误差 3.5% 5.4% 0.8% 实验 96.7 24.2 22.5

高压 9.9MPa 计算 93.0 20.6 20.2 误差 3.8% 14.7% 10.3%

节前温度 oC 节后温度 C 蒸出温度 C 进水温度 C 出水温度 C 进风温度 C 出风温度 C 低压 MPa 流量 Kg/h 制热量 w 气冷器压降 kPa 蒸发器压降 kPa
o o o o o o

22.4 13.4 24.0 16.3 69.1 24.3 20.3 4.709 46.86 3187 59.7 85.7

21.4 13.9 22.5 16.3 70.0 24.3 20.6 4.774 47.74 3239 52.5 94.5

4.4% 3.4% 6.4% 0.1% 1.3% 0.0% 1.4% 1.4% 1.9% 1.6% 12.1% 10.3%

21.6 13.4 22.4 16.3 66.8 22.8 19.0 4.652 50.02 3258 84.2 90.6

19.7 13.5 19.2 16.3 65.5 22.8 19.0 4.905 49.90 3176 59.9 94.4

8.8% 0.7% 14.5% 0.1% 1.9% 0.0% 0.1% 5.4% 0.2% 2.5% 28.8% 4.1%

21.4 13.3 21.3 16.3 66.4 22.1 18.7 4.630 51.20 3162 98.5 90.5

19.3 13.1 19.5 16.3 63.0 22.1 18.0 4.860 50.17 2947 63.7 115.4

10.0% 1.5% 8.4% 0.1% 5.1% 0.0% 3.6% 5.0% 2.0% 6.8% 35.4% 27.5%

3.2 换热器沿程分析
(1)气冷器和回热器

图 5 气冷器和回热器温度分布(排气压力为 9.9MPa)

气冷器和回热器温度的沿程分布如图 5,由于回热器温度已低于临界点,温度分布 和普通单相逆流换热器趋势一致;气冷器的温度分布是两端温度变化较快,中间较慢, 温差最小点出现在的假临界温度(约 45℃) ,此状态点 CO2 物性变化剧烈,其比热容快 速变得很大,传热系数急剧上升,因此温差变小且温度变化缓慢。 (2)蒸发器 蒸发器的沿程温度分布和温度场如图 6,图 7。可以看出,由于系统压力较高而且 CO2 黏度较低,流路分流均匀(出口温差小于 1℃) 。由于流量减少,本系统蒸发器换热 面积过大,造成过热区较长(图 7 红色和黄色部分) ,容易形成热短路,反而降低了蒸发 器的效率。

图 6 蒸发器温度分布

图 7 蒸发器温度场

3.3 开机过程
假定系统启动前 CO2 的液体成本全部集中在气液分离器,图 8 和图 9 分别说明了开 机过程吸/排气压力和流量的变换情况。可以看出,开机过程基本可分为四个阶段: 1.压差建立:排气压力和温度上升,吸气压力和温度下降;由于吸气点 CO2 没及时 被吸走,密度较大,流量瞬间达到最大值然后急剧下降;由于本文假定开机前液体全积 聚在气液分离器,一开始参与循环的 CO2 并不多,因此在此假设下,排气压力在这个阶 段没有达到最大值。 2. 压力振荡阶段:温度,压强,流量都出现较强的波动现象。 3. 调整阶段:随着气液分离器的液体不断蒸发,加入循环的 CO2 不断增加,吸气点 和排气点压力上升,温度下降;压缩机流量也开始反弹增加。 4. 稳定阶段:气液分离器的完全蒸干后(干度为 1) ,没有新的 CO2 加入循环,系 统趋于稳定。

图 8 吸气和排气压强

图 9 压缩机流量

3.4 制取热水过程
制取热水过程模拟系统给水箱加热(10 小时)时,系统(图 10)以及水箱温度(图 11)的变化情况。可以看出,水箱温度呈分层特征,并且温度梯度随着加热的进行而减 少;同时吸气点和排气点的压力也会因进水温度的提高升高 10%左右。

图 10 吸气和排气压强

图 11 水箱温度分布

4 结论
本文基于 SINDA/FLUINT 平台建立了 CO2 热泵热水器仿真模型,对稳态、开机瞬 态以及制取热水过程进行模拟,经过与实验数据对比,模型精度基本在 10%以内。另外 通过仿真还发现: 1. 由于 CO2 超临界状态的物性特点,其比热容较大,温差变小,效率较高。 2. 普通的管翅式换热器可应用于二氧化碳热泵系统,由于其高压以及低黏度特性, 各流路分流均匀。 3. 模型能够模拟系统开机瞬态过程; 开机期间根据各参数的变化情况可划分四个阶 段:压力建立,振荡阶段,调整阶段及稳定阶段。 4. 在制取热水时由于进水温度的提高,排气点和吸气点的压强会升高约 10%;水箱 温度呈分层特征,并且最终趋于一致。 参考文献 [1] B. A. Cullimore, S. G. Ring, D. A. Johnson, SINDA/FLUINT User’s Manual. [2] 王冬. 家用空气源二氧化碳热泵热水器实验及模拟: [硕士学位论文][D], 中山大学, 2010.
[3] W. B. Hooper. Calculate head loss caused by change in pipe size, Chemical Engineering, Nov 7, 1988: 89-92. [4] Karlekar and Desmond, Engineering Heat Transfer, 1977. [5] Klaus Spindler. A Review on Heat Transfer Correlations for Supercritical Carbon Dioxide under Cooling Conditions. 7th IIR Gustav Lorentzen Conference on Natural Working Fluids, Trondheim, Norway, May 28-31, 2 [6] American Society of Heating, Refrigerating, and Air Conditioning Engineers, Inc. (ASHRAE) Handbook, 1981 Fundamentals, 1981 [7] Jin Jeong, Chang Nyung Kim, Baek Youn. A study on the thermal contact conductance in fin–tube heat exchangers with 7 mm tube. International Journal of Heat and Mass Transfer, 49 (2006): 1547–1555

[8] Li Huizhen, Qu Zhiguo, Cheng Yongpan, Tao Wenquan, Experimental and numerical study on heat transfer and fluid flow characteristics of slotted fin-and-tube heat transfer surfaces. Journal of Xi’an Jiaotong University, 2005, 39 (3)


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