第25卷 第3期
2004年6月
太 阳 能 学 报 Vol125,No13
ACTAENERGIAESOLARISSINICA
July,2004
文章编号:025420096(2004)0320394205
高温热泵供热系统的最佳供热温差
周湘江1,2,连之伟1,姚 晔1
(11上海交通大学制冷及低温工程研究所,上海200030;21南华大学热能与空调利用研究所,衡阳421001)
摘 要:通过对高温热泵系统高低位热源温度特性和热泵循环特性的分析,构造出一个理想的热泵循环。并以此理想循环为基础,以供热系统总能耗最小为目标函数导出跨临界热泵、多级压缩热泵等新型热泵系统的最佳供热温差,为这些热泵在供热系统中的应用提供参数选择的理论基础。关键词:高温热泵,供热系统,最佳温差中图分类号:TK512+14 文献标识码:A
0 前 言
随着人们对能源和环境的日益重视,热泵技术作为一种节能技术其应用的范围越来越大,在各种供热系统中都开始有应用。各种燃料锅炉为热源,,而在以热泵情况显然发生了变化,因较高的供热温度和温差会导致热泵系数减少,从而增加热泵的耗功。因此必然存在一个最佳的供热温度和供回水温差。本文通过对热泵循环的热力学第二定律和供热系统的能量分析导出高温热泵供热系统最佳供热温差的计算方法。
水、太阳能、土地或各种余废热,其中大部分热源是恒温的,新的热泵循环很多[1],如多级24]CO2跨临界循环[5]、各种非共沸[6]等,在有些条件下,这些实际循环的热力系数甚至高于以最高温度和最低温度作为高低位热源的逆卡诺循环。为了正确评价这些新型热泵系统的能量效率和计算工况变化对热泵耗功的影响,本文构造出一种特殊的劳伦兹循环作为热泵的理想循环,用以研究和评价高温部分变温而低温部分温度变化很小的蒸气压缩式热泵循环系统。
此理想循环由一个等温吸热过程、一个等熵压缩过程、一个降温放热过程和一个等熵膨胀过程组成,如图1所示。当载热流体为水时,其比热随温度的变化很小,可认为是常数,则T1和T2的平均温度为对数平均温度:珚T=
,由于T1和lnT2
1 理想热泵循环
逆卡诺循环作为制冷和热泵的理想循环在制冷及热泵系统的热力学研究和评价上发挥了很大的作用。随着热泵技术的发展,各种新的热泵循环不断出现,仅依靠逆卡诺循环作为热泵循环的最大效率已不能完全满足系统分析和评价的需要。在热泵的应用领域上,尤其是高温热泵供热系统,绝大部分使用了热水作为热介质进行热量的传输,出于对减少系统成本和热水泵功的需要,系统往往采用较大的供回水温差,以便使用较少的热水流量传输所需要的热量。这就使得在热泵冷凝器中的加热过程是明显变温的,而热泵的低位热源一般为环境空气、
收稿日期:2002210230 基金项目:高等学校博士点基金资助项目(2003024855)
T2均为绝对温度,ΔT=T1-T2与T1或T2的值
相差较大,为简化计算,可取平均温度为T1和T2的算术平均值,即:珚T=
2
(T1+T2)。计算表
明,当ΔT为50℃时,对数平均温度和算术平均温度在常温及较高温度下的相对误差不超过013%。因此在T—S图上可取T1至T2的放热过
程为线性。图中T1为载热流体的出口温度;T2为
3期 周湘江等:高温热泵供热系统的最佳供热温差395
载热流体的进口温度;Te为低位热源温度。则理想循环的热泵系数为:
εi=
T1+T2-2T
e
由于其可按高温水温度变化而保持一定的传热温差,故使用逆卡诺循环作为其理想循环并不适合,本文将以新理想循环为基础来推导此类热泵的热泵供热系统的热力学最佳供热进出水温差。
对一给定热泵供热系统,作如下假设:①热泵效率不变,②水泵总效率不变,③供热水系统的总阻力系数不变,④热水回水温度T2不变,⑤热泵循环的理想循环为本文所述的新理想循环循环。则系统热泵耗功为:
Wr=
μ(T1+T2)Q
μεi
=
图1 理想热泵循环的T2S图
Fig11 T2Scurveoftheideaheatpumpcycle
式中Q———系统供热量;μ———热泵效率,
μ=,其它符号同前。
εi
ΔPωω
:ww=η
b
,m3/s。
Gω=
ρωCω(T1-T2)
此理想循环可作为CO2跨临界热泵循环理想循环,学第二定律损失i
泵效率,其中ε;εi为理想循环的热泵系数。此热泵效率表明了实际循环热力学第二定律的损失程度和进一步改进的潜力。热泵系统在运行中的能量损失主要为循环内部工质流动的不可逆损失和换热器内的温差传热损失,对某一给定热泵循环装置,虽然热泵系数随工况变化较大,但由于其不可逆损失相对变化不大,因此其热泵效率可认为不变,以此为基础可对热泵供热系统进行热力学优化。
η ——水泵总效率;ρ——分别为热水ω,Cω—b—比重和比热;ΔP——热水系统的总阻力,Pa,在ω—计算中可用系统最不利环路阻力代替。
2ρυωω
ΔPω=f
2
f———系统最不利环路的总阻力系数;υ——系统ω—
热水流速,m/s。
υω=故:ww令:即:
ω
πdi2
=
2
πρωCωdi(
T1-T2)
3
=22343πρωCωdiηb(T1-T2)
Rs=ww=
2 热泵供热系统的热力学优化
在热泵供热系统中,用能主要在两个方面,一是热泵机组产生所需要的热量消耗的电能或机械能,二是将热量输送到用户要消耗的电能或机械能。当选取较大的供热进出水温差时,输送一定热量所需的热水流量小,所耗的输送功少,但热泵的热泵系数减少,产生一定热量的耗功增加,因此存在一个使系统总耗功最小的最佳供热送水进出水温差。对一般蒸气压缩式制冷热泵循环,可按逆卡诺循环为最高效率推导出其最佳的供水进出水温差,而对一些为适应高温热源特性而设计的热泵循环,
234
πρωCωdi2
3
3ηb(T1-T2)
Rs———供水系统的特性参数,对于一个给定系统,Rs基本不变,则系统产生和输送热能的总耗功:
w=wr+ww
=Q+3μ(T1+T2)ηb(T1-T2)
(1)
3
要获得T1的最佳值,对上式微分并令其为零即可求解。
396 太 阳 能 学 报 25卷
3=Q-=09T1μ(T1+T2)2ηb(T1+T2)4
在一个最佳的管径,使得系统总的经济性最好,这
是一个热经济学优化问题。
整理得:T1=T2+4或:ΔT1=4
Rμ(T+T)2Q2
2ηbTe
(2)
μ(T)22
2ηbTe
ΔT1=T1-T2 为热水在热泵冷凝器中的进
出水温差。
上为关于最佳供热温度的隐式方程,在工程计算时很容易通过迭代求解。此最佳供热温度的计算公式适用于采用跨临界循环热泵、多级压缩冷凝热泵等作热源的供热系统的供回水温差的确定。
为了使问题简化,以上的结论是以物性、总阻力系数、水泵和热泵效率等不变的条件下推导出来的。实际上,这些参数均随温度和流量有所变化,必然会导致一定的误差。
实际上,但计算表明,2右,结果产生影响,,对阻力系数产生一定影响。式中的总阻力系数严格来说是与流速有关的。在紊流区域,流动的沿程阻力系数约与流速的负三分之一次方成正比,其局部阻力系数与流速基本无关,对实际系统计算表明,当流速增加一倍时,总阻力系数约减少10%,使计算出的最佳供热温差约有2%的偏差,这对一般工程计算来说已足够精确。
图2
f的关系
12 temperatureofthewatersystem
3 分析与讨论
从导出的最佳供热温差公式来看,在热泵和水
泵总效率不变的条件下,最佳供热温差除与冷热源温度有关外,主要跟水系统总阻力系数、制热量和水系统管径有关。图2和图3分别为最佳供热温差和系统总耗功与总阻力系数的关系。可以看出,随着系统总阻力系数的增加,其最佳供回水温差和系统总耗功均有所增加,且经优化后系统总耗功比采用经验供回水温差时的总耗功有不同程度的减少。图4为在其它条件不变时,最佳供回水温差与当量
水管直径的关系。可以看出,随着水管直径的增加,最佳供回水温差与系统总耗功均减少。这就存在一个管网成本与能量消耗的平衡问题,即必然存
图3 系统总耗功与总阻力系数f的关系
Fig13 Thetotalworkofthesystem&thetotalresistanceofthewatersystem
由于供水系统的管径不一致,因此在上文中使
用了当量管径。当量管径在这里一般是指主管直径,而其它部分的管径均可通过流量阻力的关系换算成当量管径来进行计算。在工程上可采用如下方法:选定一水系统流量,按此流量计算水系统的总阻力,然后假定此水系统是一个由单根管道组成的回路,其管道直径为主管直径(当量管径),并以此管径为基准计算出系统的总阻力系数。理论上说,当量直径的选择并不影响最佳温差计算的结果,但由于水系统的阻力系数并不是与流速完全无关的,
3期 周湘江等:高温热泵供热系统的最佳供热温差397
因此在计算水系统阻力时选取的流量会对最后的计算结果产生影响,应尽量选取在最佳运行工况附近的水系统流量
。
得最佳供热温度。
=+n=09de9de9de
其与经济性相关的系数如ap、bp等可利用回归获得。
5 结 论
1)本文提出了一个能适应高温热泵冷热源条
件的理想热泵循环,此热泵循环可作为跨临界热泵、多级压缩冷凝热泵等的理想循环,用于对这些
热泵的热力学效率的评价。
2)利用理想热泵循环功耗与热源温度的关系
图4 最佳供热温差和总耗功W与系统当量
内径di的关系
Fig14 Thetotalworkandoptimaltemperature
difference&thecorresponddiameter
可推导出热泵供热系统最佳供回水温差的计算公式
和计算方法,据最佳供回水温差虽然与众多参
4 ,而,要对系统进行热经济学优化则必需作一些简化处理才能得到结果。本优化方法所作的假定如下:①不对管网设计进行优化,即假定管网布置一定,整个管网可看作为由一根内径为当量直径、管长为系统最不利环路当量长度的单根管组成的回路系统。②管网系统的初投资与管的当量直径的平方成正比。③系统初投资按系统使用寿命平均分摊,不计利率和通货彭胀率。
则热经济学优化目标函数为:
P=Cp+Cg+n・Cr
、热泵及水泵效率、水的物性数据等有关,但在工程计算上主要跟水系统总阻力系数及当量管径及供热量有关。即随着系统总阻力系数增加,最佳供回水温差和总耗功均增加,而随系统当量管径增加,最佳供回水温差和总耗功均减少。
4)对新的热泵供热系统,其最佳供热温度及最佳供回水温差的确定还需要考虑系统成本和能耗之间的关系,这是一个热经济学优化的问题,本文最佳供回水温差的计算为系统的热经济学优化提供了依据。
[参考文献]
[1]
HewittNJ,McMullanJT,HendersonPC,etal1Ad2vancedcyclesandreplacementworkingfluidsinheatpumps[J]1AppliedThermalEngineering,2001,21:237—2481[2]
KodalAli,SahinBahri,OktemAhmetSinan1Performanceanalysisoftwostagecombinedheatpumpsystembasedonthermo2economic[3]
optimization
criterion[J]1Energy
Conversion&Management,2000,41:1989—19981JAMEEL2UR2REHMANKHAN,ZUBAIRSYEDM1Designandratingofatwo2stagevapor2compressionre2frigerationsystem[J]1Energy,1998,23(10):867—8781[4]
JungDongsoo,LeeYoonhak,ParkByungjin,etal1Astudyontheperformanceofmulti2stagecondensationheat
式中Cp———管网系统的初投资,Cp=ap+其中ap,bp为常数,de为当量直径。
Cg———其它初投资,假定为常数。Cr———年运行费用,Cr=Ce・W・hCe———电价。
W———系统总耗功,由式(1)计算。h———年运行时间。n———系统寿命年限。
2
bp・de
,
以当量直径为优化参数,对目标函数求导并使之为零,可得到一个方程,求解即可获得最佳当量
直径,并将热力学优化的结论即式(2)代入可求
398 太 阳 能 学 报 25卷
ontheperformanceofmulti2stageheatpumpsusingmix2tures[J]1InternationalJournalofRefrigeration,1999,22:402—4131[7]
GoΙktunSelahattin1Optimalperformanceofanirre2versible,heatengine2driven,combinedvaporcompressionandabsorptionrefrigerator[J]1AppliedEnergy,1999,62:67—791
pumps[J]1InternationalJournalofRefrigeration,2000,23:52825391[5]
NeksaPetter,RekstadHavard1CO22heatpumpwaterheater:characteristics,systemdesignandexperimentalresults[J]1InternationalJournalofRefrigeration,1998,21:172—1791[6]
Jung,Dongsoo,KimHak2Jun,KimOokjoong1Astudy
THEOPTIMALTEMPERATUREDIFFERENCEOFTHEHIGH
TEMPERATUREHEATPUMPSYSTEM
ZhouXiangjiang1,2,LianZiwei1,YaoYe1
(11InstituteofRefrigerationandCryogenics,ShanghaiJiaoTongUniversity,Shanghai200030,China;
21InstituteofAirConditioningandThermalEnergyExploitation,NanhuaUniversity,Hengyang,China)
Abstract:Itcreatesanideaheatpumpcyclethroughtheandlowtempera2tureheatresourceandthecycleofthehigh1thetotalenergyconsumingofthesystembeingleastastheobjectbasetoeducetheoptimaltemperaturedifferenceofthehighandmulti2stageheatpumpetc1Itcanofferabasefortheusingintheheatingsystem1Keyword:high;heatingsystem;optimaltemperaturedifference
联系人E2mail:@sjtu1edu1cn
第25卷 第3期
2004年6月
太 阳 能 学 报 Vol125,No13
ACTAENERGIAESOLARISSINICA
July,2004
文章编号:025420096(2004)0320394205
高温热泵供热系统的最佳供热温差
周湘江1,2,连之伟1,姚 晔1
(11上海交通大学制冷及低温工程研究所,上海200030;21南华大学热能与空调利用研究所,衡阳421001)
摘 要:通过对高温热泵系统高低位热源温度特性和热泵循环特性的分析,构造出一个理想的热泵循环。并以此理想循环为基础,以供热系统总能耗最小为目标函数导出跨临界热泵、多级压缩热泵等新型热泵系统的最佳供热温差,为这些热泵在供热系统中的应用提供参数选择的理论基础。关键词:高温热泵,供热系统,最佳温差中图分类号:TK512+14 文献标识码:A
0 前 言
随着人们对能源和环境的日益重视,热泵技术作为一种节能技术其应用的范围越来越大,在各种供热系统中都开始有应用。各种燃料锅炉为热源,,而在以热泵情况显然发生了变化,因较高的供热温度和温差会导致热泵系数减少,从而增加热泵的耗功。因此必然存在一个最佳的供热温度和供回水温差。本文通过对热泵循环的热力学第二定律和供热系统的能量分析导出高温热泵供热系统最佳供热温差的计算方法。
水、太阳能、土地或各种余废热,其中大部分热源是恒温的,新的热泵循环很多[1],如多级24]CO2跨临界循环[5]、各种非共沸[6]等,在有些条件下,这些实际循环的热力系数甚至高于以最高温度和最低温度作为高低位热源的逆卡诺循环。为了正确评价这些新型热泵系统的能量效率和计算工况变化对热泵耗功的影响,本文构造出一种特殊的劳伦兹循环作为热泵的理想循环,用以研究和评价高温部分变温而低温部分温度变化很小的蒸气压缩式热泵循环系统。
此理想循环由一个等温吸热过程、一个等熵压缩过程、一个降温放热过程和一个等熵膨胀过程组成,如图1所示。当载热流体为水时,其比热随温度的变化很小,可认为是常数,则T1和T2的平均温度为对数平均温度:珚T=
,由于T1和lnT2
1 理想热泵循环
逆卡诺循环作为制冷和热泵的理想循环在制冷及热泵系统的热力学研究和评价上发挥了很大的作用。随着热泵技术的发展,各种新的热泵循环不断出现,仅依靠逆卡诺循环作为热泵循环的最大效率已不能完全满足系统分析和评价的需要。在热泵的应用领域上,尤其是高温热泵供热系统,绝大部分使用了热水作为热介质进行热量的传输,出于对减少系统成本和热水泵功的需要,系统往往采用较大的供回水温差,以便使用较少的热水流量传输所需要的热量。这就使得在热泵冷凝器中的加热过程是明显变温的,而热泵的低位热源一般为环境空气、
收稿日期:2002210230 基金项目:高等学校博士点基金资助项目(2003024855)
T2均为绝对温度,ΔT=T1-T2与T1或T2的值
相差较大,为简化计算,可取平均温度为T1和T2的算术平均值,即:珚T=
2
(T1+T2)。计算表
明,当ΔT为50℃时,对数平均温度和算术平均温度在常温及较高温度下的相对误差不超过013%。因此在T—S图上可取T1至T2的放热过
程为线性。图中T1为载热流体的出口温度;T2为
3期 周湘江等:高温热泵供热系统的最佳供热温差395
载热流体的进口温度;Te为低位热源温度。则理想循环的热泵系数为:
εi=
T1+T2-2T
e
由于其可按高温水温度变化而保持一定的传热温差,故使用逆卡诺循环作为其理想循环并不适合,本文将以新理想循环为基础来推导此类热泵的热泵供热系统的热力学最佳供热进出水温差。
对一给定热泵供热系统,作如下假设:①热泵效率不变,②水泵总效率不变,③供热水系统的总阻力系数不变,④热水回水温度T2不变,⑤热泵循环的理想循环为本文所述的新理想循环循环。则系统热泵耗功为:
Wr=
μ(T1+T2)Q
μεi
=
图1 理想热泵循环的T2S图
Fig11 T2Scurveoftheideaheatpumpcycle
式中Q———系统供热量;μ———热泵效率,
μ=,其它符号同前。
εi
ΔPωω
:ww=η
b
,m3/s。
Gω=
ρωCω(T1-T2)
此理想循环可作为CO2跨临界热泵循环理想循环,学第二定律损失i
泵效率,其中ε;εi为理想循环的热泵系数。此热泵效率表明了实际循环热力学第二定律的损失程度和进一步改进的潜力。热泵系统在运行中的能量损失主要为循环内部工质流动的不可逆损失和换热器内的温差传热损失,对某一给定热泵循环装置,虽然热泵系数随工况变化较大,但由于其不可逆损失相对变化不大,因此其热泵效率可认为不变,以此为基础可对热泵供热系统进行热力学优化。
η ——水泵总效率;ρ——分别为热水ω,Cω—b—比重和比热;ΔP——热水系统的总阻力,Pa,在ω—计算中可用系统最不利环路阻力代替。
2ρυωω
ΔPω=f
2
f———系统最不利环路的总阻力系数;υ——系统ω—
热水流速,m/s。
υω=故:ww令:即:
ω
πdi2
=
2
πρωCωdi(
T1-T2)
3
=22343πρωCωdiηb(T1-T2)
Rs=ww=
2 热泵供热系统的热力学优化
在热泵供热系统中,用能主要在两个方面,一是热泵机组产生所需要的热量消耗的电能或机械能,二是将热量输送到用户要消耗的电能或机械能。当选取较大的供热进出水温差时,输送一定热量所需的热水流量小,所耗的输送功少,但热泵的热泵系数减少,产生一定热量的耗功增加,因此存在一个使系统总耗功最小的最佳供热送水进出水温差。对一般蒸气压缩式制冷热泵循环,可按逆卡诺循环为最高效率推导出其最佳的供水进出水温差,而对一些为适应高温热源特性而设计的热泵循环,
234
πρωCωdi2
3
3ηb(T1-T2)
Rs———供水系统的特性参数,对于一个给定系统,Rs基本不变,则系统产生和输送热能的总耗功:
w=wr+ww
=Q+3μ(T1+T2)ηb(T1-T2)
(1)
3
要获得T1的最佳值,对上式微分并令其为零即可求解。
396 太 阳 能 学 报 25卷
3=Q-=09T1μ(T1+T2)2ηb(T1+T2)4
在一个最佳的管径,使得系统总的经济性最好,这
是一个热经济学优化问题。
整理得:T1=T2+4或:ΔT1=4
Rμ(T+T)2Q2
2ηbTe
(2)
μ(T)22
2ηbTe
ΔT1=T1-T2 为热水在热泵冷凝器中的进
出水温差。
上为关于最佳供热温度的隐式方程,在工程计算时很容易通过迭代求解。此最佳供热温度的计算公式适用于采用跨临界循环热泵、多级压缩冷凝热泵等作热源的供热系统的供回水温差的确定。
为了使问题简化,以上的结论是以物性、总阻力系数、水泵和热泵效率等不变的条件下推导出来的。实际上,这些参数均随温度和流量有所变化,必然会导致一定的误差。
实际上,但计算表明,2右,结果产生影响,,对阻力系数产生一定影响。式中的总阻力系数严格来说是与流速有关的。在紊流区域,流动的沿程阻力系数约与流速的负三分之一次方成正比,其局部阻力系数与流速基本无关,对实际系统计算表明,当流速增加一倍时,总阻力系数约减少10%,使计算出的最佳供热温差约有2%的偏差,这对一般工程计算来说已足够精确。
图2
f的关系
12 temperatureofthewatersystem
3 分析与讨论
从导出的最佳供热温差公式来看,在热泵和水
泵总效率不变的条件下,最佳供热温差除与冷热源温度有关外,主要跟水系统总阻力系数、制热量和水系统管径有关。图2和图3分别为最佳供热温差和系统总耗功与总阻力系数的关系。可以看出,随着系统总阻力系数的增加,其最佳供回水温差和系统总耗功均有所增加,且经优化后系统总耗功比采用经验供回水温差时的总耗功有不同程度的减少。图4为在其它条件不变时,最佳供回水温差与当量
水管直径的关系。可以看出,随着水管直径的增加,最佳供回水温差与系统总耗功均减少。这就存在一个管网成本与能量消耗的平衡问题,即必然存
图3 系统总耗功与总阻力系数f的关系
Fig13 Thetotalworkofthesystem&thetotalresistanceofthewatersystem
由于供水系统的管径不一致,因此在上文中使
用了当量管径。当量管径在这里一般是指主管直径,而其它部分的管径均可通过流量阻力的关系换算成当量管径来进行计算。在工程上可采用如下方法:选定一水系统流量,按此流量计算水系统的总阻力,然后假定此水系统是一个由单根管道组成的回路,其管道直径为主管直径(当量管径),并以此管径为基准计算出系统的总阻力系数。理论上说,当量直径的选择并不影响最佳温差计算的结果,但由于水系统的阻力系数并不是与流速完全无关的,
3期 周湘江等:高温热泵供热系统的最佳供热温差397
因此在计算水系统阻力时选取的流量会对最后的计算结果产生影响,应尽量选取在最佳运行工况附近的水系统流量
。
得最佳供热温度。
=+n=09de9de9de
其与经济性相关的系数如ap、bp等可利用回归获得。
5 结 论
1)本文提出了一个能适应高温热泵冷热源条
件的理想热泵循环,此热泵循环可作为跨临界热泵、多级压缩冷凝热泵等的理想循环,用于对这些
热泵的热力学效率的评价。
2)利用理想热泵循环功耗与热源温度的关系
图4 最佳供热温差和总耗功W与系统当量
内径di的关系
Fig14 Thetotalworkandoptimaltemperature
difference&thecorresponddiameter
可推导出热泵供热系统最佳供回水温差的计算公式
和计算方法,据最佳供回水温差虽然与众多参
4 ,而,要对系统进行热经济学优化则必需作一些简化处理才能得到结果。本优化方法所作的假定如下:①不对管网设计进行优化,即假定管网布置一定,整个管网可看作为由一根内径为当量直径、管长为系统最不利环路当量长度的单根管组成的回路系统。②管网系统的初投资与管的当量直径的平方成正比。③系统初投资按系统使用寿命平均分摊,不计利率和通货彭胀率。
则热经济学优化目标函数为:
P=Cp+Cg+n・Cr
、热泵及水泵效率、水的物性数据等有关,但在工程计算上主要跟水系统总阻力系数及当量管径及供热量有关。即随着系统总阻力系数增加,最佳供回水温差和总耗功均增加,而随系统当量管径增加,最佳供回水温差和总耗功均减少。
4)对新的热泵供热系统,其最佳供热温度及最佳供回水温差的确定还需要考虑系统成本和能耗之间的关系,这是一个热经济学优化的问题,本文最佳供回水温差的计算为系统的热经济学优化提供了依据。
[参考文献]
[1]
HewittNJ,McMullanJT,HendersonPC,etal1Ad2vancedcyclesandreplacementworkingfluidsinheatpumps[J]1AppliedThermalEngineering,2001,21:237—2481[2]
KodalAli,SahinBahri,OktemAhmetSinan1Performanceanalysisoftwostagecombinedheatpumpsystembasedonthermo2economic[3]
optimization
criterion[J]1Energy
Conversion&Management,2000,41:1989—19981JAMEEL2UR2REHMANKHAN,ZUBAIRSYEDM1Designandratingofatwo2stagevapor2compressionre2frigerationsystem[J]1Energy,1998,23(10):867—8781[4]
JungDongsoo,LeeYoonhak,ParkByungjin,etal1Astudyontheperformanceofmulti2stagecondensationheat
式中Cp———管网系统的初投资,Cp=ap+其中ap,bp为常数,de为当量直径。
Cg———其它初投资,假定为常数。Cr———年运行费用,Cr=Ce・W・hCe———电价。
W———系统总耗功,由式(1)计算。h———年运行时间。n———系统寿命年限。
2
bp・de
,
以当量直径为优化参数,对目标函数求导并使之为零,可得到一个方程,求解即可获得最佳当量
直径,并将热力学优化的结论即式(2)代入可求
398 太 阳 能 学 报 25卷
ontheperformanceofmulti2stageheatpumpsusingmix2tures[J]1InternationalJournalofRefrigeration,1999,22:402—4131[7]
GoΙktunSelahattin1Optimalperformanceofanirre2versible,heatengine2driven,combinedvaporcompressionandabsorptionrefrigerator[J]1AppliedEnergy,1999,62:67—791
pumps[J]1InternationalJournalofRefrigeration,2000,23:52825391[5]
NeksaPetter,RekstadHavard1CO22heatpumpwaterheater:characteristics,systemdesignandexperimentalresults[J]1InternationalJournalofRefrigeration,1998,21:172—1791[6]
Jung,Dongsoo,KimHak2Jun,KimOokjoong1Astudy
THEOPTIMALTEMPERATUREDIFFERENCEOFTHEHIGH
TEMPERATUREHEATPUMPSYSTEM
ZhouXiangjiang1,2,LianZiwei1,YaoYe1
(11InstituteofRefrigerationandCryogenics,ShanghaiJiaoTongUniversity,Shanghai200030,China;
21InstituteofAirConditioningandThermalEnergyExploitation,NanhuaUniversity,Hengyang,China)
Abstract:Itcreatesanideaheatpumpcyclethroughtheandlowtempera2tureheatresourceandthecycleofthehigh1thetotalenergyconsumingofthesystembeingleastastheobjectbasetoeducetheoptimaltemperaturedifferenceofthehighandmulti2stageheatpumpetc1Itcanofferabasefortheusingintheheatingsystem1Keyword:high;heatingsystem;optimaltemperaturedifference
联系人E2mail:@sjtu1edu1cn