分級處理空調(diào)送風(fēng)的地下水源熱泵系統(tǒng)性能研究

收稿日期：2022-02-25

基金項目：國家自然科學(xué)基金（51876055）；河南省高?？萍紕?chuàng)新團隊（22IRTSTHN006）；河南省重點研發(fā)與推廣專項（科技攻關(guān)）

（212102310327）

通信作者：談瑩瑩（1980—），女，博士、副教授，主要從事可再生能源制冷與熱泵技術(shù)方面的研究。 yingyingtan@126.com

DOI：10.19912/j.0254-0096.tynxb.2022-0223 文章編號：0254-0096（2023）06-0178-08

摘 要：針對傳統(tǒng)地下水源熱泵空調(diào)（CGWHP）系統(tǒng)能耗偏高的缺陷，提出一種新型分級處理空調(diào)送風(fēng)的地下水源熱泵（NGWHP）系統(tǒng)，其特點是利用地下水預(yù)處理新風(fēng)后，二級利用地下水承擔(dān)熱泵機組的冷凝熱，達到顯著降低熱泵機組能耗的目的。運用熱工學(xué)理論建立NGWHP系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)仿真數(shù)學(xué)模型，在VC++環(huán)境下編寫程序并模擬供冷模式下NGWHP與CGWHP系統(tǒng)的性能，比較分析地下水對兩種系統(tǒng)性能的影響，并搭建實驗裝置進行驗證。結(jié)果表明：NGWHP系統(tǒng)的能耗顯著低于CGWHP系統(tǒng)。地下水供水溫度下降或流量增大，兩種系統(tǒng)的能耗均呈線性下降趨勢。新風(fēng)比為33%，地下水溫從24 ℃降至15 ℃時，NGWHP系統(tǒng)的能耗較CGWHP系統(tǒng)平均低40.56%；地下水流量從1800 kg/h增至2300 kg/h時，NGWHP系統(tǒng)的能耗平均降低42.27%。實驗結(jié)果與模擬結(jié)果吻合較好，二者誤差在±13%以內(nèi)。研究結(jié)果可為NGWHP系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計和運行調(diào)控提供理論指導(dǎo)。

關(guān)鍵詞：地下水源熱泵；送風(fēng)；預(yù)冷器；分級處理；穩(wěn)態(tài)模型；能耗

中圖分類號：TU831""""""""""""""""nbsp;""""""""""""" 文獻標(biāo)志碼：A

0 引 言

中國建筑能耗占社會總能耗的一半以上，其中用于暖通空調(diào)系統(tǒng)的能耗又高達50%，因此建筑節(jié)能迫在眉睫。開發(fā)高效節(jié)能的空調(diào)冷熱源是建筑節(jié)能的重要技術(shù)手段［1］，地源熱泵作為一種利用可再生能源的空調(diào)冷熱源，具有運行穩(wěn)定、適用范圍廣等優(yōu)點，被廣泛應(yīng)用于建筑之中。

國內(nèi)外研究者對地下水源熱泵開展了大量理論與實驗研究。馬利敏等［2］建立了水-水高溫?zé)岜孟到y(tǒng)仿真模型，結(jié)合實驗數(shù)據(jù)擬合壓縮機參數(shù)，并通過實驗驗證模型精度在10%以內(nèi)，為使用新型純工質(zhì)的熱泵系統(tǒng)提供指導(dǎo)。徐成良等［3］針對現(xiàn)有地下水源熱泵系統(tǒng)提出新的運行策略，根據(jù)該策略改變供水溫度，通過實驗的方式驗證該策略的節(jié)能效果，研究結(jié)果表明該運行策略比原有策略更節(jié)能，在相同的條件下提高供水溫度，2 h內(nèi)系統(tǒng)節(jié)能可達27.8 kWh。文獻［4］研究了蓄冷與地下水源熱泵結(jié)合的系統(tǒng)，改變一天不同時刻地下水流量并分析其能耗，結(jié)果表明該系統(tǒng)對環(huán)境的影響小，且節(jié)能效果明顯。文獻［5］提出降低運行能耗的地下水源熱泵控制方案，通過對比多種控制方案，發(fā)現(xiàn)改變壓縮機轉(zhuǎn)速以及調(diào)節(jié)水流量為性能最佳的方案。李鳳昱等［6］對單井地下水源熱泵運行情況進行數(shù)值模擬，發(fā)現(xiàn)華北地區(qū)機組供冷/供熱的性能系數(shù)（coefficient of performance， COP）值為2.5、熱溫差為3.0 ℃時，采暖期井水出水與回灌水的溫差從運行初期的3.88 ℃降低到末期的1.78 ℃。湯志遠等［7］通過流量、排氣溫度以及輸入功率的耦合，建立了渦旋式水源熱泵穩(wěn)態(tài)模型，該模型加入了膨脹閥開度對蒸發(fā)器出口過熱度的影響因素，與實驗結(jié)果對比誤差小于4.4%。文獻［8］對水源熱泵建立了動態(tài)模型，利用該模型研究了閥位對系統(tǒng)瞬態(tài)的影響，結(jié)果表明：系統(tǒng)質(zhì)量流量及壓力更容易達到穩(wěn)態(tài)。

以往研究表明，地下水作為冷卻介質(zhì)往往直接用于消除傳統(tǒng)地下水源熱泵機組的冷凝熱，其缺陷是地下水所儲存的冷量未得到高效利用?；诖?，為提高傳統(tǒng)地下水源熱泵空調(diào)系統(tǒng)的能效比，并提升較高溫度位的地下水所儲存冷量的利用率，本文提出一種新型分級處理空調(diào)送風(fēng)的地下水源熱泵（novel groundwater source heat pump with graded treatment of supply air， NGWHP）系統(tǒng)，采用順序模塊法構(gòu)建NGWHP系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)仿真數(shù)學(xué)模型，編寫程序模擬NGWHP系統(tǒng)的供冷性能，并比較分析地下水對NGWHP和傳統(tǒng)地下水源熱泵空調(diào)（conventional groundwater source heat pump with air-conditioning， CGWHP）系統(tǒng)性能的影響。

1 NGWHP系統(tǒng)的實驗裝置

NGWHP系統(tǒng)有工作原理如圖1所示。地下水直接流入CGWHP系統(tǒng)的熱泵機組模塊，然后排入回灌井，地下水只利用一次，完全用于承擔(dān)熱泵機組模塊的冷凝熱，與CGWHP系統(tǒng)相比，NGWHP系統(tǒng)不同之處在于空氣處理機組的新風(fēng)口與回風(fēng)口之間設(shè)置新風(fēng)預(yù)冷器，地下水先流入新風(fēng)預(yù)冷器，然后流入熱泵機組模塊，并被排入回灌井，地下水所儲存的冷量首先被用來對新風(fēng)直接冷卻除濕，然后被進入熱泵機組承擔(dān)冷凝熱，從而實現(xiàn)地下水所儲存的低品位冷量的分級利用。CGWHP系統(tǒng)完全由表冷器處理新風(fēng)與回風(fēng)，承擔(dān)新風(fēng)與回風(fēng)的全部冷濕負荷，而NGWHP系統(tǒng)的空氣處理方法進行了改進：在制冷模式下，閥門A打開，閥門B關(guān)閉，空調(diào)送風(fēng)經(jīng)過分級處理后再送入室內(nèi)，即先利用地下水在預(yù)冷器內(nèi)對新風(fēng)進行冷卻除濕處理，消除全部新風(fēng)顯熱負荷和大部分潛熱負荷，然后通過熱泵機組模塊所生產(chǎn)冷凍水對新回風(fēng)進行冷卻除濕到送風(fēng)參數(shù)再送入室內(nèi)。

基于上述工作原理，自行設(shè)計并搭建一套NGWHP系統(tǒng)的實驗裝置，如圖2所示。該實驗裝置由熱泵機組模塊、空氣處理機組模塊和地下水模擬模塊組成。其中，熱泵機組模塊采用一臺2HP壓縮機、兩臺板式換熱器、兩只熱力膨脹閥、雙向儲液器，空氣處理機組模塊由新風(fēng)預(yù)冷器、新回風(fēng)混合室、表冷器及送風(fēng)機等構(gòu)成。地下水模擬模塊由制冷量為8 kW的恒溫冷水裝置模擬地下水供水溫度，溫度精度控制在±0.1 ℃。

該實驗裝置所設(shè)計的主要部件尺寸參數(shù)如下：

1）壓縮機類型選擇轉(zhuǎn)子式壓縮機，其技術(shù)參數(shù)為：排氣量25 mL/rev，轉(zhuǎn)速60 r/s；

2）冷凝器為板式換熱器，其技術(shù)參數(shù)為：板長0.4 m，單片換熱面積0.055 m2，板間距2 mm，板片數(shù)量39 片；

3）蒸發(fā)器為板式換熱器，技術(shù)參數(shù)為：板長0.4 m，單片換熱面積0.0575 m2，板間距1.5 mm，板片數(shù)量39 片；

4）新風(fēng)預(yù)冷器為翅片管式換熱器，技術(shù)參數(shù)為：尺寸0.4 m× 0.17 m×0.4 m，管排數(shù)量4 排，表面管數(shù)為14 根，基管直徑為10×1 mm，管基中心距分別為22和25 mm；

5）表冷器為翅片管式換熱器，技術(shù)參數(shù)為：尺寸0.4 m×0.17 m×0.4 m，管排數(shù)量4排，表面管數(shù)為18 根，基管直徑為10×1 mm，管基中心距分別為22和25 mm。

實驗使用測量儀表為：銅-康銅熱電偶（標(biāo)定后精度±0.1 ℃）、電磁流量計（量程0～1.5 m3/h，精度±0.1%）、德魯克壓力傳感器（量程0～2或0～3.5 MPa，精度±0.1%）、艾默生質(zhì)量流量計（量程0～30 g/s，精度0.5%）、功率表（量程0～5 kW，精度0.5級），其中溫度、壓力、流量、功率等測量儀表通過Agilent34972A數(shù)據(jù)采集器與PC機連接，將采集到的實時測量值儲存到計算機中。

2 數(shù)學(xué)模型

NGWHP系統(tǒng)由空氣處理機組和地下水源熱泵機組構(gòu)成，空氣處理機組包括預(yù)冷器、混合室、表冷器，地下水源熱泵機組包括壓縮機、板式冷凝器、膨脹閥和板式蒸發(fā)器，因此，基于質(zhì)量和能量守恒定律，構(gòu)建數(shù)學(xué)模型包括空氣處理機組模型和地下水源熱泵機組模型。以R134a為循環(huán)工質(zhì)，對新風(fēng)預(yù)冷器、表冷器、板式冷凝器和板式蒸發(fā)器使用分布參數(shù)法建立穩(wěn)態(tài)模型，對壓縮機、膨脹閥和混合室運用集總參數(shù)法建立穩(wěn)態(tài)模型。

2.1 空氣處理機組數(shù)學(xué)模型

預(yù)冷器和表冷器的工作原理和結(jié)構(gòu)相同，其換熱量包括翅片換熱量以及光管換熱量，在地下水預(yù)冷卻新風(fēng)和表冷器處理混合空氣熱濕交換過程中，濕空氣與水換熱達到露點溫度后析濕，所以該換熱包括顯熱交換和潛熱交換。為了簡化模型，假設(shè)預(yù)冷器和表冷器中空氣與水之間流動完全處于逆流狀態(tài)，流體流動近似為一維均相流動，換熱器考慮徑向?qū)?，忽略其他方向的?dǎo)熱，板壁熱阻為定值，則可建立預(yù)冷器和表冷器的一維穩(wěn)態(tài)分布參數(shù)模型。

1）新風(fēng)預(yù)冷器預(yù)處理過程能量方程

[QFP=mgwCpw（tFP，gw，i+1-tFP，gw，i）""""" =Qso，sha，i+Qso，lha，i+Qfi，sha，i+Qfi，lha，i""""" =KFP，iAFP，i（tFP，fb，i-tFP，gw，m，i）]"" （1）

式中：[m]——質(zhì)量流量，kg/s；[Cpw]——水的定壓比熱，kJ/（kg·K）； [t]——溫度，℃；[K]——換熱系數(shù)，W/（m2·K）；[A]——換熱面積，m2；下標(biāo)中，[i]——第[i]個微元段；FP——新風(fēng)預(yù)冷器；gw——地下水；so——光管；fi——肋片；sha——濕空氣顯熱；lha——濕空氣潛熱；fb——肋基；m——平均值。

2）新風(fēng)與回風(fēng)在混合室的處理過程能量方程

[mMC，faihMC，fai+mMC，rihMC，ri=mMC，aohMC，ao]" （2）

式中：[h]——焓值，kJ/kg；下標(biāo)中，MC——混合室；fai——新風(fēng)入口；ri——回風(fēng)入口；ao——混合空氣出口。

3）表冷器降溫除濕過程能量方程

[QSC，i=mcwCpw（tSC，cwo，i+1-tSC，cwi，i）""""""" =QSC，sha，i+QSC，lha，i""""""" =KSC，iASC，i（tSC，fb，i-tmSC，cw，i）]""" （3）

式中：下標(biāo)中，SC——表冷器；CW——冷凍水；cwi、cwo——冷凍水入口、出口。

新風(fēng)預(yù)冷器、表冷器中空氣側(cè)和水側(cè)的對流換熱系數(shù)計算關(guān)系式見文獻［9-10］。

2.2 地下水源熱泵機組數(shù)學(xué)模型

2.2.1 壓縮機模型

壓縮機質(zhì)量流量、能耗和排氣溫度等性能參數(shù)與壓縮機定型尺寸、壓縮機吸氣壓力和排氣壓力等相關(guān)［11］。壓縮機模型為：

[mCo=λVthυsuc]""" （4）

式中：[λ]——輸氣系數(shù)；[V]——理論輸氣量，m3/s；[υ]——制冷劑比容，m3/kg；下標(biāo)中，Co——壓縮機；th——理論值；suc——壓縮機吸氣狀態(tài)。

[Nth=Vthλpekk-1pcpek-1k-1] （5）

[Nin=Nthηmiηmo]"" （6）

式中：[N]——壓縮機能耗，kW；[p]——壓力，kPa；[k]——多變指數(shù)；[η]——效率；下標(biāo)中，e——蒸發(fā)器；c——冷凝器；in——輸入值；mi——機械效率；mo——電機效率。

[tdis=pepck-1ktsuc] （7）

式中：下標(biāo)dis——壓縮機排氣。

2.2.2 膨脹閥模型

膨脹閥的質(zhì)量流量與膨脹閥入口壓力和制冷劑密度、出口壓力和制冷劑密度等相關(guān)［12］。膨脹閥模型為：

[mTV=CATV2（pTV，in-pTV，out）υTV，in]" （8）

式中：[C]——系數(shù)；下標(biāo)中，TV——膨脹閥；out——輸出值。

2.2.3 板式冷凝器

為了簡化計算，板式冷凝器逆流換熱，流體的流動近似為一維均相流動，建立了一維穩(wěn)態(tài)的分布參數(shù)模型。

板式冷凝器能量守恒離散方程為：

[QPC，i=mPC，rf（hPC，rfi，i+1-hPC，rfo，i）""""""" =KPC，iAPC（tmPC，rf，i-tmPC，gw，i）Δx""""""" =mPC，gwCpw（tPC，gwo，i+1-tPC，gwi，i）]" （9）

式中：下標(biāo)中，gwi、gwo——地下水入口、出口；rf——制冷劑；rfi、rfo——制冷劑入口、出口；PC——板式冷凝器。板式冷凝器制冷劑側(cè)和水側(cè)對流換熱系數(shù)關(guān)聯(lián)式見文獻［13-14］。

板式冷凝器動量守恒離散方程為：

[ΔpPC，i=2fPCΔxDeρv2PC，rf，i]" （10）

式中：[Δp]——壓力差，kPa；[De]——當(dāng)量直徑，[De]=2×板間距；[ρ]——制冷劑密度，kg/m3；[v]——流速，m/s；f——摩擦因子，單相摩擦因子計算關(guān)聯(lián)式見文獻［14］，兩相摩擦因子計算關(guān)聯(lián)式見文獻［15］。

2.2.4 板式蒸發(fā)器

同冷凝器一樣，板式蒸發(fā)器逆流換熱，流體的流動近似為一維均相流動，建立了一維穩(wěn)態(tài)的分布參數(shù)模型。

板式蒸發(fā)器能量守恒離散方程為：

[QPE，i=mPE，rf（hPE，out，i+1-hPE，in，i）"""nbsp;""" =KPE，iAPE（tmPE，cw，i-tmPE，rf，i）Δx""""""" =mPE，cwCpw（tPE，cwi，i+1-tPE，cwo，i）]" （11）

式中：下標(biāo)PE——板式蒸發(fā)器。

板式蒸發(fā)器制冷劑側(cè)和水側(cè)對流換熱系數(shù)計算關(guān)聯(lián)式見文獻［13-14］。

板式蒸發(fā)器動量守恒離散方程為：

[ΔpPE，i=2fPEΔxDeρv2PE，rf，i]" （12）

式中：單相摩擦因子計算關(guān)聯(lián)式見文獻［14］，兩相摩擦因子計算關(guān)聯(lián)式見文獻［16］。

2.2.5 充注量模型

制冷劑充注量由蒸發(fā)器兩相區(qū)、蒸發(fā)器過熱區(qū)、冷凝器兩相區(qū)、冷凝器過熱區(qū)、冷凝器過冷區(qū)、壓縮機的制冷劑質(zhì)量和潤滑油的質(zhì)量構(gòu)成。

換熱器充注量模型為：

[Mi=ρiAjmΔx]" （13）

式中：[M]——充注量，kg；下標(biāo)jm——流通截面積。

3 系統(tǒng)仿真算法設(shè)計

基于上述模型，在VC++語言環(huán)境下編寫各部件的模擬程序，并通過順序模塊法將各部件連接，建立一種分級處理空調(diào)送風(fēng)的地下水源熱泵系統(tǒng)的性能仿真程序。在滿足能量守恒、動量守恒和質(zhì)量守恒的前提下，通過各部件定型尺寸、系統(tǒng)充注量，并設(shè)置初始過熱度、蒸發(fā)壓力和冷凝壓力，依據(jù)迭代計算出滿足蒸發(fā)器換熱量與能耗等參數(shù)。該流程有三重循環(huán)迭代，分別調(diào)節(jié)冷凝壓力[pc]、蒸發(fā)壓力[pe]和壓縮機吸氣過熱度[ΔTsh]。將壓縮機質(zhì)量流量和膨脹閥質(zhì)量流量相等作為收斂條件迭代計算冷凝壓力，將蒸發(fā)器過熱度和壓縮機吸氣過熱度相等作為收斂條件迭代計算蒸發(fā)壓力，將初始系統(tǒng)制冷劑充注量和模型計算所得的制冷劑充注量相等作為收斂條件計算壓縮機吸氣過熱度。

建立NGWHP系統(tǒng)的仿真模型除采用上述實驗裝置的各部件結(jié)構(gòu)尺寸，還需提供模擬條件包括：冷凍水回水溫度13 ℃，冷凍水流量1700 kg/h，選用工質(zhì)為R134a，工質(zhì)充注量0.53 kg；送回風(fēng)參數(shù)：新風(fēng)干球溫度36 ℃，相對濕度65%，回風(fēng)干球溫度26 ℃，相對濕度50%，新風(fēng)量450 m3/h，送風(fēng)量1500 m3/h。

4 結(jié)果討論與分析

4.1 典型工況下兩種系統(tǒng)的性能模擬比較

表1為典型工況下NGWHP系統(tǒng)和CGWHP系統(tǒng)的性能模擬比較。在典型工況下，兩種系統(tǒng)所承擔(dān)的空調(diào)總冷負荷均為13.99 kW，雖然NGWHP系統(tǒng)的COP低于CGWHP系統(tǒng)，但NGWHP系統(tǒng)的能耗比CGWHP系統(tǒng)降低42.22%。由于地下水先進入預(yù)冷器承擔(dān)了6.33 kW新風(fēng)冷負荷，故預(yù)冷器出口的地下水溫度上升了2.86 ℃，從而使得NGWHP系統(tǒng)的COP低于CGWHP系統(tǒng)，即NGWHP系統(tǒng)所生產(chǎn)的單位制冷

量的能耗略高于CGWHP系統(tǒng)，但因NGWHP系統(tǒng)的預(yù)冷器直接承擔(dān)了6.33 kW新風(fēng)冷負荷，由于這部分新風(fēng)冷負荷是由地下水的冷量直接承擔(dān)的，無需消耗電能，因此NGWHP系統(tǒng)的熱泵機組所生產(chǎn)的冷凍水只需承擔(dān)7.75 kW冷負荷， 其消耗電能為1.50 kW，而CGWHP系統(tǒng)的熱泵機組所生產(chǎn)的冷凍水承擔(dān)13.99 kW冷負荷，其消耗電能達2.59 kW，因此NGWHP系統(tǒng)總能耗顯著下降。

4.2 地下水對NGWHP系統(tǒng)的換熱器換熱量影響

圖3為水流量為2000 kg/h時新風(fēng)預(yù)冷器換熱量隨地下水供水溫度的變化。隨著地下水供水溫度的升高，新風(fēng)預(yù)冷器換熱量呈線性減小，顯熱交換的換熱量引起新風(fēng)換熱量減小緩慢，而潛熱交換的換熱量引起新風(fēng)換熱量下降迅速。地下水供水溫度從15 ℃升至24 ℃，地下水供水溫度每上升1 ℃，新風(fēng)預(yù)冷器總換熱量減小0.40 kW，顯熱交換減小0.10 kW，潛熱交換減小0.30 kW。地下水供水溫度升高，新風(fēng)預(yù)冷器的換熱溫差減小，導(dǎo)致預(yù)冷器總換熱量減小，顯熱交換和潛熱交換也隨之減小，且潛熱交換減小幅度較大。這是由于地下水供水溫度升高，換熱效果變差，導(dǎo)致新風(fēng)預(yù)冷器空氣溫度隨之升高，新風(fēng)預(yù)冷器以干工況換熱為主，析濕量減小，潛熱交換量降幅更大。

圖4為地下水供水溫度為15 ℃時新風(fēng)預(yù)冷器換熱量隨地下水流量的變化。隨著地下水流量的增大，新風(fēng)預(yù)冷器換熱量呈線性上升。地下水供水溫度為15 ℃時，地下水流量從1800 kg/h增至2300 kg/h，新風(fēng)預(yù)冷器總換熱量增大0.57 kW，顯熱交換增大0.25 kW，而潛熱交換增大0.32 kW。這是由于地下水流量增大，新風(fēng)預(yù)冷器換熱效果得以強化，導(dǎo)致新風(fēng)預(yù)冷器總換熱量增大，顯熱交換和潛熱交換也隨之增大。

圖5為地下水流量為2000 kg/h時地下水供水溫度對冷凝器及蒸發(fā)器換熱量的影響。隨著地下水供水溫度升高，冷凝器與蒸發(fā)器換熱量均呈線性減小。地下水供水溫度從15 ℃升至24 ℃，地下水供水溫度每上升1 ℃，冷凝器換熱量減小0.02 kW，蒸發(fā)器換熱量減小0.03 kW。這是由于地下水供水溫度升高，新風(fēng)預(yù)冷器的換熱溫差減小，導(dǎo)致新風(fēng)預(yù)冷器換熱量減小，預(yù)冷器出口水溫上升，即冷凝器的換熱溫差減小，冷凝器換熱量減小，引起冷凝器內(nèi)的工質(zhì)冷凝效果變差；地下水供水溫度每上升1 ℃，冷凝壓力上升20 kPa，即膨脹閥前后壓差增大，導(dǎo)致膨脹閥的質(zhì)量流量增大1.02 kg/h，流入蒸發(fā)器的制冷劑質(zhì)量流量增大，進一步引起蒸發(fā)壓力上升2 kPa，蒸發(fā)溫度上升，蒸發(fā)器換熱溫差減小，且制冷劑質(zhì)量流量變化較換熱溫差的影響更小，故蒸發(fā)器換熱量減小。

圖6為地下水供水溫度為15 ℃時地下水流量對冷凝器及蒸發(fā)器換熱量的影響。隨著地下水流量增大，冷凝器與蒸發(fā)器換熱量呈線性增大。地下水流量從1800 kg/h增至2300 kg/h，冷凝器換熱量增大0.04 kW，而蒸發(fā)器換熱量也增大0.06 kW。這是由于地下水流量增大，新風(fēng)預(yù)冷器換熱被強化，導(dǎo)致預(yù)冷器換熱量增大，預(yù)冷器出口水溫降低，即冷凝器進口水溫降低，則換熱溫差增大，又因水流量增大，則冷凝器換熱量增大。冷凝器內(nèi)的工質(zhì)快速液化導(dǎo)致冷凝壓力由740 kPa降低為720 kPa，膨脹閥前后壓差減小，膨脹閥質(zhì)量流量由163.24 kg/h減小為158.77 kg/h，流入蒸發(fā)器的制冷劑質(zhì)量流量減小，蒸發(fā)壓力由347 kPa降低為344 kPa，蒸發(fā)溫度降低，則蒸發(fā)器換熱溫差增大，且制冷劑質(zhì)量流量變化較換熱溫差的影響更小，因此蒸發(fā)器換熱量增大。

4.3 地下水對NGWHP及CGWHP系統(tǒng)性能的影響

圖7為地下水流量恒定為2000 kg/h時地下水供水溫度對兩種系統(tǒng)的能耗及COP的影響。隨著地下水供水溫度升高，NGWHP系統(tǒng)和CGWHP系統(tǒng)的能耗呈線性上升，COP呈下降趨勢。就NGWHP系統(tǒng)而言，地下水供水溫度從15 ℃升至24 ℃，地下水供水溫度每上升1 ℃，能耗增加1.16%，COP降低0.08。這是由于地下水供水溫度升高，冷凝器換熱量減小，因此工質(zhì)液化效果變差，地下水供水溫度每上升1 ℃，冷凝壓力上升20 kPa，即膨脹閥前后壓差增大，導(dǎo)致膨脹閥質(zhì)量流量增大1.02 kg/h，流入蒸發(fā)器的質(zhì)量流量增大，故蒸發(fā)壓力上升2 kPa，所以壓縮機吸氣比容減小，壓縮機制冷劑質(zhì)量流量增大，能耗增大，蒸發(fā)器換熱量減小，因此COP有所降低。

如圖7所示，NGWHP系統(tǒng)的COP小于CGWHP系統(tǒng)，但其能耗卻遠低于CGWHP系統(tǒng)，隨著地下水供水溫度上升，NGWHP系統(tǒng)的能耗增加11.57%，而CGWHP系統(tǒng)的能耗增加6.20%，NGWHP系統(tǒng)的COP從5.17降至4.48，相應(yīng)地，CGWHP系統(tǒng)的COP由5.40降至5.02。隨著地下水供水溫度從15 ℃升至24 ℃，NGWHP系統(tǒng)的能耗較CGWHP系統(tǒng)減少1.06～1.09 kW，即前者能耗較后者降低38.96%～42.22%，平均降低40.56%。

圖8為地下水供水溫度恒定為15 ℃時地下水流量對兩種系統(tǒng)的能耗及COP的影響。隨著地下水流量的增大，NGWHP系統(tǒng)和CGWHP系統(tǒng)的能耗呈線性下降，COP呈上升趨勢。就NGWHP系統(tǒng)而言，地下水流量從1800 kg/h增至2300 kg/h，能耗降低1.73%，相應(yīng)地，COP增加0.13。這是由于地下水流量增大，冷凝器換熱量增大，因此工質(zhì)快速充分冷凝成液體，導(dǎo)致冷凝壓力降低20 kPa，膨脹閥前后壓差減小，膨脹閥質(zhì)量流量減小4.47 kg/h，流入蒸發(fā)器的工質(zhì)質(zhì)量流量減小，進而引起蒸發(fā)壓力下降3 kPa，壓縮機吸氣比容增大，流入壓縮機制冷劑質(zhì)量流量減小，能耗減小，蒸發(fā)器換熱量增大，因此COP有所提升。如圖8所示，NGWHP系統(tǒng)的COP小于CGWHP系統(tǒng)，但其能耗卻遠小于CGWHP系統(tǒng)，隨著地下水流量的增大，NGWHP系統(tǒng)的能耗降低1.73%，而CGWHP系統(tǒng)的能耗降低0.89%，NGWHP系統(tǒng)COP從5.12升至5.25，相應(yīng)地，CGWHP系統(tǒng)COP由5.37升至5.46。隨著地下水流量從1800 kg/h增至2300 kg/h，NGWHP系統(tǒng)的能耗較CGWHP系統(tǒng)減少1.09～1.10 kW，即前者能耗較后者降低41.99%～42.55%，平均降低42.27%。

5 實驗驗證

為驗證本文所建仿真模型的準確性，在所搭建實驗裝置上進行實驗測試，測試條件：地下水流量為1400 kg/h，蒸發(fā)器入口水溫為15 ℃，冷凍水流量為1500 kg/h；新風(fēng)量為547 m3/h，新風(fēng)比為0.33；室外環(huán)境溫度為33 ℃，相對濕度為56%。

圖9為熱泵機組所提供的制冷量實驗值與模擬值比較。地下水供水溫度在16～22 ℃之間變化時，所測得的制冷量在5.04～5.47 kW范圍內(nèi)，而模擬值在5.25～5.44 kW之間，二者相對誤差最大值為[-5.85%]、最小值為[-0.67%]?？梢?，制冷量實驗值與模擬值吻合較好。

圖10為NGWHP系統(tǒng)的熱泵機組COP實驗值與模擬值比較。當(dāng)?shù)叵滤┧疁囟仍?6～22 ℃之間變化時，所測出熱泵機組的制冷量在5.04～5.47 kW之間，而系統(tǒng)的總能耗在1.00～1.07 kW之間，從而可獲得該系統(tǒng)的COP實驗值在4.79～5.29之間，COP模擬值在4.60～5.14之間，二者絕對誤差最大值為0.59、最小值為0.02，二者的相對誤差最大值為12.84%、最小值為0.40%。總之，本文所建模型可較準確預(yù)測NGWHP系統(tǒng)的性能，為產(chǎn)品設(shè)計提供理論支持與指導(dǎo)。

6 結(jié) 論

本文提出了一種分級處理空調(diào)送風(fēng)的地下水源熱泵（NGWHP）系統(tǒng)，可實現(xiàn)地下水所儲存的冷量分級利用。通過模擬和實驗研究，得到以下主要結(jié)論：

1）NGWHP系統(tǒng)節(jié)能效果顯著。NGWHP系統(tǒng)的COP略低于CGWHP系統(tǒng)，但NGWHP系統(tǒng)的能耗顯著低于CGWHP系統(tǒng)。

2）地下水供水溫度下降，CGWHP系統(tǒng)的能耗均呈線性下降趨勢，且其能耗明顯偏低。地下水供水溫度從15 ℃升至24 ℃時，新風(fēng)比為30%，NGWHP系統(tǒng)的能耗增加11.57%，而CGWHP系統(tǒng)的能耗增加6.2%，NGWHP系統(tǒng)的能耗較CGWHP系統(tǒng)平均低40.56%。

3）地下水流量增大，CGWHP系統(tǒng)的能耗呈線性下降趨勢，且其能耗遠遠低于CGWHP系統(tǒng)。地下水流量從1800 kg/h增至2300 kg/h，新風(fēng)比為30%，NGWHP系統(tǒng)的能耗降低1.73%，而CGWHP系統(tǒng)的能耗降低0.89%，NGWHP系統(tǒng)的能耗較CGWHP系統(tǒng)平均低42.27%。

本文所建仿真模型能較好預(yù)測NGWHP系統(tǒng)性能，可為產(chǎn)品設(shè)計提供理論支持與指導(dǎo)。

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STUDY ON PERFORMANCE OF GROUNDWATER SOURCE HEAT PUMP SYSTEM WITH GRADED TREATMENT OF SUPPLY AIR

Chen Feng，Tan Yingying，Li Xiuzhen，Wang Lin，Wang Zhanwei，Lian Mengya

（Institute of Building Energy and Thermal Science， Henan University of Science amp; Technology， Luoyang 471023， China）

Keywords：groundwater source heat pump； supply air； precooler； graded treatment； steady-state model； energy consumption