隨著“按需供熱”理念的推行,用戶末端設備安裝溫控器以實現(xiàn)供熱量的調節(jié),末端調控導致輸配側變流量,因此以空氣源熱泵機組為熱源的一次泵變流量系統(tǒng)逐步得到應用。然而在實際應用過程中,缺乏對空氣源熱泵變流量系統(tǒng)的理論研究,本文通過理論分析和仿真模擬對寒區(qū)空氣源熱泵供暖系統(tǒng)變流量控制策略進行研究。本文首先對空氣源熱泵變流量系統(tǒng)進行了理論分析,涉及到空氣源熱泵變流量系統(tǒng)的系統(tǒng)型式和工作原理、水泵變速調節(jié)控制方法和對應的末端流量調節(jié)方式、壓差旁通控制方法、不同末端流量調節(jié)方式對空氣源熱泵機組供回水參數(shù)的影響和空氣源熱泵變流量系統(tǒng)的全面水力平衡。在壓差旁通控制方法中,旁通支路采用電磁閥和壓差旁通閥的組合形式,可以保證熱泵機組的最小允許流量。為了研究變流量對熱泵機組性能的影響,本文建立了變頻空氣源熱泵機組仿真模型,在管殼式冷凝器仿真模型中,分別建立了溫差控制變流量仿真模型、壓差控制變流量仿真模型和定流量仿真模型,其中定流量仿真模型為對比模型,以研究溫差控制變流量和壓差控制變流量對變頻空氣源熱泵機組性能的影響。考慮熱泵機組臺數(shù)變化對水泵控制曲線的影響,本文建立了空氣源熱泵變流量系統(tǒng)管網(wǎng)模型,研究基于壓差控... 

【文章來源】：哈爾濱工業(yè)大學黑龍江省 211工程院校 985工程院校

【文章頁數(shù)】：93 頁

【學位級別】：碩士

【部分圖文】：

制熱量1Q的樣本值和仿真模擬值的對比

哈爾濱工業(yè)大學工學碩士學位論文-30-縮機吸氣過熱度均為定值，且仿真模型忽略了輔助設備的影響以及系統(tǒng)運行過程中的不可逆損失，因此仿真模型與實際系統(tǒng)存在差異在所難免。圖3-10COP的樣本值和仿真模擬值的對比熱泵機組的仿真模擬值與樣本值變化趨勢相對一致，且相對誤差在可接受范圍內，因此模型可以對空氣源熱泵機組進行仿真模擬。3.4熱泵機組仿真結果與分析3.4.1溫差控制變流量仿真結果與分析在溫差控制變流量仿真模型中，管殼式冷凝器的供水溫度gt為45℃、回水溫度ht為40℃，供回水溫差為5℃，熱水體積流量G為待定值。翅片管蒸發(fā)器的迎面風速av為2.5m/s，空氣的入口溫度a1t為室外空氣溫度at。影響熱泵機組性能的參數(shù)有室外空氣溫度at和壓縮機頻率f。由圖3-11可知，在室外空氣溫度at一定時，隨著壓縮機頻率f的增加，熱泵機組制熱量1Q逐漸增加，室外空氣溫度at越高，熱泵機組制熱量1Q的增加速度越快；在壓縮機頻率f一定時，隨著室外空氣溫度at的增加，熱泵機組制熱量1Q逐漸增加，且壓縮機頻率f的影響更加顯著。由圖3-12可知，在室外空氣溫度at一定時，隨著壓縮機頻率f的增加，熱泵機組壓縮機功率W呈現(xiàn)“S”形增加，在低頻和高頻段增加速度較快，在中頻段增加速度較慢；在壓縮機頻率f一定時，隨著室外空氣溫度at的增加，熱泵機組壓縮機功率W逐漸增加，且增加幅度不大。由圖3-13可知，在室外空氣溫度at一定時，隨著壓縮機頻率f的增加，熱泵機組COP先增加后減小，COP峰值出現(xiàn)在壓縮機頻率f為60Hz~70Hz之間；在壓縮

哈爾濱工業(yè)大學工學碩士學位論文-31-機頻率f一定時，隨著室外空氣溫度at的增加，熱泵機組COP逐漸增加，且室外空氣溫度at的影響更加顯著。圖3-11熱泵機組制熱量1Q隨at和f的變化曲線圖圖3-12熱泵機組壓縮機功率W隨at和f的變化曲線圖溫差控制保證了熱泵機組供回水溫差為5℃，因此熱泵機組制熱量1Q與熱水體積流量G成正比關系，而熱泵機組制熱量1Q是室外空氣溫度at和壓縮機頻率f的函數(shù)，因此熱水體積流量G是室外空氣溫度at和壓縮機頻率f的函數(shù)。aG=Gt、f(3-25)在溫差控制變流量仿真模型中，為保證熱泵機組制熱量1Q與建筑熱負荷Q相匹配，輸配側采用溫差控制變頻水泵頻率pumpf以控制熱水體積流量G，而熱泵機

【參考文獻】：
期刊論文
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博士論文
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碩士論文
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本文編號：3129563