水源熱泵技術(shù)是利用地球表面淺層地?zé)豳Y源（如地下水、湖泊、河流或海洋等）中的低溫、低位熱能，采用熱泵原理，通過(guò)輸入少量高位電能，實(shí)現(xiàn)低位熱能向高位熱能轉(zhuǎn)移的技術(shù)。由于可利用水源的多樣性和地源水井的開(kāi)鑿以及地質(zhì)狀況的不確定性，使得水源出水溫度各不相同，進(jìn)而影響到機(jī)組型號(hào)的選擇。相同的機(jī)組在采用不同水源時(shí)，其輸入功率和性能系數(shù)各不相同。本文主要研究了水源的溫度和質(zhì)量流量對(duì)機(jī)組特性的影響。

　　1水源熱泵機(jī)組穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型典型的熱泵機(jī)組由壓縮機(jī)、蒸發(fā)器、冷凝器和膨脹閥4個(gè)部件組成。每個(gè)部件在機(jī)組運(yùn)行過(guò)程中都對(duì)系統(tǒng)的狀態(tài)產(chǎn)生影響，而且每個(gè)部件的參數(shù)與其他部件的參數(shù)相互影響、相互關(guān)聯(lián)。因此，熱泵機(jī)組的數(shù)學(xué)模型必然要由這些部件的數(shù)學(xué)模型構(gòu)成，即壓縮機(jī)模型、蒸發(fā)器模型、冷凝器模型和膨脹閥模型。這些模型的參數(shù)相互耦合，通過(guò)給定壓縮機(jī)入口壓力、出口壓力和蒸發(fā)器出口過(guò)熱度，可迭代計(jì)算出壓縮機(jī)輸入功率、蒸發(fā)器制冷量和冷凝器制熱量。

　　1. 1渦旋壓縮機(jī)數(shù)學(xué)模型理論排氣量、實(shí)際排氣量和容積效率

　　q= n P t（P t - 2 ） （ 2N - 1） h /60（ 1）q r = q V（ 2）式中q理論排氣量， m 3 /s n壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速， r/m in P t渦旋體節(jié)距， m渦旋體壁厚， m N壓縮腔數(shù)h渦旋體高度， m q r實(shí)際排氣量， m 3 / s V渦旋壓縮機(jī)容積效率制冷量！e = q m（ h 1 - h 4）（ 3）式中！e制冷量， kW q m質(zhì)量流量， kg/s h 1渦旋壓縮機(jī)吸氣處的制冷工質(zhì)比焓，kJ/kg h 4渦旋壓縮機(jī)節(jié)流閥處的制冷工質(zhì)比焓， kJ/kg渦旋壓縮機(jī)排氣溫度T d = T s p d p s？- 1

　?。?4）式中T d壓縮機(jī)排氣溫度， K T s吸氣溫度， K p d壓縮機(jī)排氣處壓力， Pa p s壓縮機(jī)吸氣壓力， Pa

　　工質(zhì)的等熵指數(shù)？壓縮機(jī)輸入功率不計(jì)壓縮過(guò)程熱交換和排氣過(guò)程的熱損失，并認(rèn)為壓縮機(jī)的內(nèi)、外壓比相等，即將壓縮過(guò)程視為理想氣體等熵壓縮，則指示功率為：P i =- 1 p s q r p d p s？- 1- 1（ 5）P mO = P z mO = P i m mO（ 6）式中P i壓縮機(jī)指示功率， W P mO電動(dòng)機(jī)功率， W P z壓縮機(jī)軸功率， W mO電動(dòng)機(jī)效率m機(jī)械效率，取0. 78 1. 2換熱器模型為了簡(jiǎn)化換熱器模型，作以下假定：制冷劑流動(dòng)為一維流動(dòng)，在任何流動(dòng)截面上流體壓力相等，忽略流道內(nèi)壓力變化對(duì)制冷劑流速的影響，忽略制冷劑黏滯力的影響，在垂直于主流方向的截面上速度分量均為零，制冷劑在蒸發(fā)器和冷凝器內(nèi)部的干度呈線性分布。換熱器模型為：（ Ac p）wT wx + （ q m c p）w？T w？x + % w d e， w（T w - T h t） = 0（ 7）式中密度， kg /m 3 A面積， m 2 c p比定壓熱容， J/（ kg！ K ）T w水的溫度， K % w水的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)， W /（ m 2！ K ）d e， w流動(dòng)端面當(dāng)量直徑， m T ht換熱器的壁面溫度， K式中下標(biāo)w表示水。

　　1. 3毛細(xì)管模型假設(shè)制冷劑在絕熱毛細(xì)管內(nèi)的流動(dòng)為熱力學(xué)平衡下的一維均相流動(dòng)。毛細(xì)管模型包括連續(xù)性、能量、動(dòng)量方程。連續(xù)性方程：q m = 4 d 2 G =常量（ 8）能量方程（絕熱）：h+ 1 2G 2 v 2 =常量（ 9）動(dòng)量方程：- dp = G 2 dv+ 1 2！

　　f d vG 2 dL（ 10）式中d毛細(xì)管內(nèi)徑， m G質(zhì)流密度， kg /（m 2！ s）h比焓， kJ/kg v比體積， m 3 /kg p流體壓力， M Pa f沿程摩阻系數(shù)L毛細(xì)管長(zhǎng)度， m 2熱泵機(jī)組模型求解和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證熱泵機(jī)組模型求解將上述4個(gè)部件聯(lián)立，組成機(jī)組模型。本文編制了相應(yīng)的計(jì)算程序來(lái)求解離散后的模型，輸入初始給定的壓縮機(jī)進(jìn)口壓力、出口壓力和蒸發(fā)器出口過(guò)熱度，通過(guò)耦合計(jì)算，求出壓縮機(jī)輸入功率、蒸發(fā)器制冷量和冷凝器制熱量。

　　實(shí)驗(yàn)裝置該住宅用水源熱泵機(jī)組主要由制冷劑循環(huán)系統(tǒng)、水源模擬系統(tǒng)和室內(nèi)風(fēng)機(jī)盤管系統(tǒng)3部分組成，。

　　a.水源模擬系統(tǒng)采用1臺(tái)20 kW風(fēng)冷熱泵機(jī)組和1臺(tái)10 kW電加熱器串聯(lián)，提供12 32 %循環(huán)水。主要用于模擬10 kW水源熱泵機(jī)組的水源水，為熱泵機(jī)組提供水源；同時(shí)也有一部分水用于模擬用戶，為風(fēng)機(jī)盤管系統(tǒng)提供所需的室內(nèi)冷、熱負(fù)荷。

　　b.室內(nèi)風(fēng)機(jī)盤管系統(tǒng)由1臺(tái)10 kW風(fēng)機(jī)盤管、1套開(kāi)式電加熱水箱和室內(nèi)循環(huán)水系統(tǒng)組成，用于模擬室內(nèi)工況。

　　水源熱泵機(jī)組性能實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證由于實(shí)驗(yàn)條件的限制，對(duì)壓縮機(jī)只測(cè)試了進(jìn)、出口狀態(tài)參數(shù)，而對(duì)于制冷劑流量未測(cè)量。壓縮機(jī)輸入功率比較?？梢钥闯?，模擬結(jié)果和實(shí)驗(yàn)結(jié)果存在一定的偏差，但偏差在可接受的范圍內(nèi)，分析其原因，主要由實(shí)驗(yàn)過(guò)程中的誤差造成。因此，本文建立的壓縮機(jī)模型具有一定準(zhǔn)確性。

　　蒸發(fā)器制冷量和冷凝器制熱量比較。

　　可以看出，實(shí)測(cè)值和模擬值基本相符，個(gè)別點(diǎn)偏離較大，主要是由于熱電偶測(cè)量溫度時(shí)接觸到管壁的原因。由所得數(shù)據(jù)計(jì)算得出，冷凝器制熱量平均誤差為1. 84% ，*大誤差為3. 94% ，所以可以將換熱器模型應(yīng)用于機(jī)組模型的分析計(jì)算中。在冷凝器模型中，多數(shù)實(shí)測(cè)值小于模擬值，主要是由于在模擬中忽略了壓縮機(jī)、制冷劑管道和周圍環(huán)境之間的換熱，導(dǎo)致模擬值偏大。從誤差分析的角度考慮，所得數(shù)據(jù)同樣能滿足精度要求，從而不影響模型分析。

　　3水源熱泵機(jī)組特性的實(shí)驗(yàn)分析冷凍水溫度對(duì)機(jī)組性能的影響在冷卻水進(jìn)口溫度為40 % ，冷卻水及冷凍水的質(zhì)量流量保持恒定時(shí)，機(jī)組各項(xiàng)性能參數(shù)隨冷凍水進(jìn)口溫度的變化、6.隨著冷凍水進(jìn)口溫度的升高，壓縮機(jī)輸入功率P el（單位為kW ）、蒸發(fā)器制冷量！evap（單位為kW ）和冷凝器制熱量！

　　cO nd（單位為kW ）均近似呈直線上升，機(jī)組性能系數(shù)I cO p也隨之而上升。這主要是因?yàn)楫?dāng)冷凍水進(jìn)口溫度升高時(shí)，機(jī)組蒸發(fā)溫度隨之升高，制冷劑流量增加，故蒸發(fā)器制冷量和壓縮機(jī)輸入功率隨之增加。而制冷量的增加使得冷凝器制熱量及機(jī)組性能系數(shù)均隨之而升高。

　　冷卻水進(jìn)口溫度t w c對(duì)機(jī)組性能的影響在冷凍水進(jìn)口溫度為12 % ，冷卻水及冷凍水的質(zhì)量流量保持恒定時(shí)，機(jī)組各項(xiàng)性能參數(shù)隨冷卻水進(jìn)口溫度的變化、8.可以看出，隨著冷卻水進(jìn)口溫度的升高，蒸發(fā)器制冷量迅速降低，機(jī)組性能系數(shù)和冷凝器制熱量也隨之降低，但壓縮機(jī)輸入功率卻隨之而增加。這主要是因?yàn)槔鋮s水進(jìn)口溫度升高使得機(jī)組的冷凝溫度上升，在冷凍水進(jìn)口溫度和質(zhì)量流量恒定的情況下，機(jī)組內(nèi)制冷劑流量減少，導(dǎo)致蒸發(fā)器制冷量和冷凝器制熱量降低。由于壓縮比增加，故壓縮機(jī)輸入功率也隨之增加，而機(jī)組性能系數(shù)隨制冷量的降低以及壓縮機(jī)輸入功率的增加而降低。因此冷卻水進(jìn)口溫度升高對(duì)機(jī)組性能不利，在工程中應(yīng)盡量降低冷卻水進(jìn)口溫度。

　　水源質(zhì)量流量對(duì)機(jī)組性能的影響水源質(zhì)量流量變化對(duì)機(jī)組性能的影響?？梢钥闯?，在冷凍水質(zhì)量流量一定時(shí)，隨著冷卻水質(zhì)量流量的增加，蒸發(fā)器制冷量、機(jī)組性能系數(shù)和冷凝器制熱量稍有增加，但壓縮機(jī)輸入功率卻隨著冷卻水質(zhì)量流量的增加而降低。這是因?yàn)楫?dāng)冷卻水質(zhì)量流量增加時(shí)，冷卻水出口溫度降低，導(dǎo)致機(jī)組冷凝溫度降低，蒸發(fā)器制冷量增加，壓縮機(jī)輸入功率減少，故機(jī)組性能系數(shù)增加。在冷卻水質(zhì)量流量一定時(shí)，隨著冷凍水質(zhì)量流量的增加，蒸發(fā)器制冷量、冷凝器制熱量、壓縮機(jī)輸入功率和機(jī)組性能系數(shù)均隨之而增加。主要原因是冷凍水流量增加使機(jī)組的蒸發(fā)溫度相應(yīng)提高，而冷凝溫度基本不變，故制冷劑流量增加，因此壓縮機(jī)輸入功率、蒸發(fā)器制冷量、冷凝器制熱量和機(jī)組性能系數(shù)均增加。從圖中還可以看出，蒸發(fā)器制冷量、冷凝器制熱量隨冷卻水質(zhì)量流量的增加變化較小，但隨冷凍水質(zhì)量流量的增加變化略大。

　　4結(jié)論建立了水源熱泵機(jī)組穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型，對(duì)機(jī)組特性進(jìn)行模擬，通過(guò)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了模型的匹配性。

　　通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究了水源溫度和質(zhì)量流量對(duì)機(jī)組特性的影響。a.冷凍水進(jìn)口溫度升高時(shí)，壓縮機(jī)輸入功率、蒸發(fā)器制冷量和冷凝器制熱量均呈上升趨勢(shì)，機(jī)組性能系數(shù)隨之增加。b.冷卻水進(jìn)口溫度升高時(shí)，蒸發(fā)器制冷量、冷凝器制熱量和機(jī)組性能系數(shù)降低，且壓縮機(jī)輸入功率上升，對(duì)機(jī)組性能不利。

　　c.冷凍水質(zhì)量流量一定時(shí)，隨著冷卻水質(zhì)量流量的增加，蒸發(fā)器制冷量、冷凝器制熱量和機(jī)組性能系數(shù)稍有增加，壓縮機(jī)輸入功率隨冷卻水質(zhì)量流量增加而降低。d.冷卻水質(zhì)量流量一定時(shí)，隨著冷凍水質(zhì)量流量的增加，蒸發(fā)器制冷量、冷凝器制熱量、壓縮機(jī)輸入功率和機(jī)組性能系數(shù)均隨之增加。