外文翻译.docx
《外文翻译.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《外文翻译.docx（11页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
外文翻译
毕业设计（论文）译文
题目名称：
闭环地源热泵系统
学院名称：
班级：
学号：
学生姓名：
指导教师：
2014年03月
闭环地源热泵系统
闭环地源热泵系统相对于常规暖通空调系统有更多地有点。
例如,在制冷季节，他们可以收集积累在地上的可再生地面热量或复原建筑热量。
此外，由于其在制热和制冷具有较高的性能系数（COP）而被美国能源部和美国环境保护局在最节能、环保的制热和制冷系统中注意到。
最后,在大多数地区发现的混合发电结构中他们比传统暖通空调系统排放更少的温室气体。
正在被考虑的闭环土壤源热泵系类型在图1中被展现出来。
这个闭环系统代表着最流行的配置之一。
传热流体被泵输送到一系列垂直钻孔，其中热量收集（放出）则相应流体的温度会增加（减少）。
钻孔深度是依赖于项目的,但通常是在50米-150米的范围。
如截面图中所示，钻孔通常充满了灌浆来促进流体和土地的传热和保护国家规定需要保护的地下水蓄水层。
流体然后返回到建筑，在流体回路中热泵收集（放出）热量，从而减少（增加）的流体温度。
在任何给定的时间，一些热泵可能运行供热模式，而其他的可能在冷却模式。
因此,它是可能使能量通过流体循环从建筑的一个部分转移到另一个。
最后,在某些情况下,它有利于设计所谓的混合动力系统，辅助冷却，减少地面热交换器的长度。
尽管有环境优势,一些设计工程师仍不愿指定这些系统。
主要存在两个原因，首先,这些系统的资本和维护成本通常被认为是高于传统系统。
在现实中,安装系统的成本数据1，2，3不完全支持这一论断。
此外,在一些成本控制选项中,如混合动力系统,可以减少地面热交换器的长度（和成本）。
第二个原因，这是本文的重点，就是有些设计师不完全了解在峰值条件，并在很长一段时间在钻孔和在地下发生的相对复杂的现象。
热泵的性能数据
地下换热器的设计是对热泵性能审查的重要数据。
热泵的性能系数（COP）和热泵的能力取决于几个参数,如流体的流速和温度。
COP定义为有用能量（无论是在冷却或加热）的功率输入到单元的比率（用于运行压缩机和风扇）。
注意，这里使用的不是通常用的能效比（制冷COP=EER/3.41），使得制冷和制热之间的COP可直接比较。
另外请注意，泵的功率通常是不包括在由制造商提供的COP值中。
图2给出了10个商业上可用的的10.5kW（3冷吨）水-空气型热泵在制热和制冷时的COP值。
如图2所示,热泵性能也不完全相同，在制造商之间也存在着显著的差异。
此外，一些热泵比其他热泵工作在更宽的温度范围。
同样重要的是注意COP对流体进口温度具有强烈的依赖性。
在制冷时，将入口流体温度应尽可能低，以降低热泵的能耗。
而在制热模式中，入口流体温度应尽可能的高。
换句话说，温度的变化提升了整个热泵的效率，即在冷热源温度和负载温度（即，图1中）之间的差别应尽量减少。
减少温差的一种方法是增加地面热交换器的长度，以便
趋向于未受干扰的地温
。
然而，太大的地埋管换热器在经济上是不可行的。
所以,设计工程师必须找到合适的地埋管换热器的长度,尽可能多可接受的减少热泵能耗。
地埋管换热器长度
确定所需的垂直地热换热器的长度是不是一个简单的任务，不应轻率的做决定。
“不精确的计算”通常会导致即保守，又不经济而且使得地下换热器的换热量不足，使得热泵的进口温度存在潜在的问题。
用软件来确定长度是必须的，并且在某些情况下，仿真工具是必需的以确定先进系统的影响，例如混合设计的影响。
图1：
闭环热泵系统
图二：
商业上可用的的10.5kW水-空气型热泵在制热和制冷时的COP值
地埋管换热器通常在最坏的情况下而设计的要考虑到不同幅度和持续时间的三个连续的热脉冲对换热器的影响4。
热脉冲的幅度则对应于于年平均地面荷载，最热月地面荷载，和峰值负荷。
相应的持续时间通常是20年,一个月和六个小时。
在这些条件下进行热交换所需要的钻孔长度，由下式给出：
1
其中L为所需的总钻孔长度。
，
和
的值代表着地面20年，一个月和6小时热脉冲的有效热阻。
代表着钻孔壁的温度（见图1）。
相邻钻孔井壁之间的热干扰是通过引入一个温度引起的，用
表示。
本文不涉及钻孔的热干扰。
有关此主题的详细讨论，读者可以通过Kavanaugh和Rafferty5写的这本书来了解。
有效热阻主要取决于地面的热导率，以及在较小的程度上，对井孔直径和地面的热扩散率。
表1表示了三种不同的地面的热导率的一些典型值。
如图所示,提高热导率可以有效地降低土地的热阻
。
，
和
的值的变化几乎和
的变化成正比。
例如,当从1.2变化到3.1时，根据方程1，热交换器所需的长度减少了60%。
这显著影响土壤导热系数，有所减轻通过钻孔热阻和钻孔干扰。
尽管如此，这说明了地面的热导率尽可能精确的重要性。
这就是为什么许多工程师自己设计之前要进行导热系数的测试。
他们这样从一个区域到另一个区域的测试成本变化（由2500美元至7500美元，不包括钻孔本身）。
为了收回成本，要避免测试循环过大或过小。
有关导热系数误差对地埋管换热器的长度的影响的详细信息，读者可以通过Bernier6写的“外循环”的文章7。
在井孔中的温度差，即，平均流体温度之间，由下式给出：
2
的值是钻孔的有效热阻。
它取决于井孔直径，管道直径，管道之间的分离距离，泥浆的导热性，管的热导率以及流体流量。
表2呈现为两种常用的配置和两种水泥浆的热传导率的一些典型值。
这些值
是通过假设湍流情况下而得到的。
在峰值负载时，钻孔中不希望流体状态为层流，因为它会增加钻孔的热阻。
然而，当环路上的负载较小时，层流是可以接受的。
在这种情况下
将是升高的，但
降低了，从而导致在井孔上的温度差可接受（方程2）。
管道在钻孔自由插入时，配置B通常被认为占有一定的优势。
在配置C中，传播的管道用机械物隔离是必需的（通常每3m左右），以便使它们更接近地面。
那会减小钻孔的最小有效热阻,以使钻孔温差最小。
如表2所示，可以通过增加水泥浆的热导率和/或管的间距来实现。
在一些地区，高导热性浆液已经成为一种常用的导热材料。
至于机械垫片，一些安装者不喜欢使用他们，因为管的插入会变得困难。
图3:
每小时建筑负荷的示例
图4:
示例建筑使用1kW时的电力排放的
；a和b线分别对应例1和2（表3）；线c和d是一个燃气锅炉系统（η=80%），4和5分别是制冷机的COP。
结合方程式1和2，给出了公式3，则设计长度公式：
3
虽然公式的表达不同，但这个公式和2003年美国采暖、制冷与空调工程师学会手册上的公式基本相同4。
设计长度应该在制冷和制热条件最差时计算。
这两个长度的最大值是所需的钻孔长度。
许多市售的软件产品已经实现公式（3）的计算或等效形式计算。
但是，公式（3）的应用有其极限，尤其是当使用混合动力系统时，多年逐时仿真工具是必需的，用来模型地面热交换器，热泵和加热器或冷却器的补充流体之间的复杂的相互作用，并确定最佳的长度。
此外，通过仿真可使热泵的能耗有更精确的评价。
例子
在本节中,所需的地面热交换器的长度决定对于一个给定的建筑和四个设计选项。
还提供了每个选项使用周期的成本分析和它们的CO2排放量。
建筑使用这个示例是TRNSYS的TESS库的一部分8。
它的面积为1486m2，并且假设它位于亚特兰大。
如公式3，正确测定地埋管换热器的长度取决于对地面热负荷的精确评估，这取决于建筑物的热负荷和热泵的COP值。
地面每小时和每月的峰值负荷，以及年均抑制/收集在地下的能量，都需要进行评估。
应特别注意高峰负荷,在大多数情况下,超过70%的地下换热器长度需要处理峰值符合。
在这篇文章中,每小时建筑负荷计算使用TRNSYS的仿真方案9。
另外，没有使用模拟程序的设计师可以利用现有负荷计算软件计算制冷/制热负荷的峰值和使用等效满负荷小时数的表列值计算出每月和每年的负荷。
例子中的建筑物每小时的制冷和制热负荷示于图3中。
建筑物的峰值冷负荷为111kW。
该建筑假定配备最大制冷量为1510.5kW的热泵。
建筑每年的总供热和制冷负荷分别为87000MJ和552000MJ。
地下换热器的大小是根据方程式3确定的。
考虑到冷负荷比热负荷大很多，则地下换热器的长度是根据制冷负载来确定的。
假定热泵可接受的最大入口流体温度是38℃。
最后，TRNSYS模拟被用来评估热泵每小时的能耗已超过20年的运作。
表4列出的四个设计方案得到的结果，长度测定结果将最先检查紧随其后的是能耗，寿命周期成本和任务分析。
表一：
典型的地面有效热阻（孔的直径为150mm）
表2：
典型的钻孔等效热阻，两管不同间距和两种不同浆液下的热导率长度
案例1使用慢效热泵（图2中底部性能曲线）和B配置中具有低热导率灌浆的钻孔。
25个钻孔（5×5）的总长度为3165米，每个深度为126.6米。
假定选择合适的管子厚度来抵抗钻孔相对深度所产生的流体静压。
每年的热不平衡，相对高21.4kW，这导致了井孔产生了温度为7.9K相对较高的热干扰的。
在钻孔和钻孔壁之间的流体平均温度的温度差，
，也是高于9.3K的，这主要是由于采用了导热性低的水泥浆。
案例2类似与案例1，除了高效率热泵的使用（上图2顶部曲线）。
采用高效率的热泵削弱了地面的峰值负荷，使地面峰值负荷从147.5kW降至139.2kW，年热不平衡从21.4kW降至19.9kW。
由于这两个因素使所需的长度将为2980m。
表3：
例子中的建筑物的四个设计方案结果
在案例3中钻孔热阻通过使用高导热率的灌浆和扩散管已经被降低了。
相比例2，这极大地降低了因此所需的长度,下降23%，减少到2280m。
在案例4中，地下换热器长度已经降到了1500m。
用更短的长度，地下热交换器只能在峰值条件下通过提高流体平均温度传输所需要的热量。
然而，在热泵峰值负荷所得到的入口温度比热泵的上限温度还要高。
为了缓解这个问题,105kW闭路流体冷却器用于流体循环（位置如图1所示）。
它保证热泵在峰值条件下，入口流体温度的在38℃。
冷却塔风机和泵需要3.38kW的电量。
如表4所示，采用流体冷却器降低了地面峰值负荷（下降到100.1kW）和年度热不平衡（下降至15.1kW）。
年耗电量
正如预期的那样，低效率热泵（案例1）的年均COP比其他三例都低，而案例2和案例3的COP是非常接近的。
在混合动力系统中,地面的温度和热泵的入口流体温度都高于案例2和案例3的平均温度。
因此，即使使用相同高效率的热泵，案例4的COP也不同与例2和3。
在每年的能耗方面，低效率热泵（案例一）的能耗比另外3例节约了30％的能源。
例2和3具有相近的能量消耗，同时该混合动力系统的能量消耗比例2和例3多约10%。
混合动力系统的流体冷却器平均每年运行125小时，耗电420kWh。
成本分析
表3中给出了一个周期的成本分析。
以全国平均钻孔成本假设为准。
这些成本等于32.80美元/米低导热系数的灌浆（例1和2）和36.60美元/米高导热系数的灌浆（例3和4）。
通过调整Caneetal在1988年报道的29美元/米的九个安装钻孔平均成本和对水泥浆的成本分析报告10获得的数据得到了这些数字。
基于由一家领先的热泵制造商提供的价格，热泵成本2400美元和3300美元分别为低效率，高效率的热泵。
根据Yavuztiirk和Spitler报道的99.50美元每千瓦单位成本，流体冷却器的成本是10500美元。
案例2的能源消耗最低，紧随其后的是案例3。
运行20年的低效率热泵（案例一）比其他选用高效率的热泵的能源消耗高得多。
对于任何成本分析,其精度取决于所使用的假设条件。
例如，如果钻孔成本较低和电力成本较高，则所述的混合动力系统可能不是最低成本的系统。
总结
本文回顾了闭环垂直地面热交换器与地热热泵所需长度的计算过程。
在公式3中，所需长度的确定依赖于数目参数精确的确定。
首先，地面负荷应尽可能精确的确定，包括在地下的年度热不平衡。
其次，地面状况应该是已知的。
如果没有地面的导热性和地温方面的知识，对地面传热无法进行一个正确的评价。
第三，有效钻孔热阻应被确定（表2）。
在本文的第二部分，以冷却为主的气候（亚特兰大）的设计实例，并给出四个设计方案被考虑（结果见表3）。
一些结论可以从这个例子得出。
第一,高效热泵的使用减少了地面峰值负荷和年度热不平衡，有利于减少地面热交换器的长度。
第二，采用导热系数高的灌浆显著降低了地埋管换热器的长度（在这种特定情况下下降23％）
最后,使用混合动力系统与辅助闭路流体冷却器。
它的使用可以减少所需的长度和相应的地面热交换器的成本。
引用
1.Cane,etal.1998.OperatingExperienceswithCommercialGround-SourceHeat
PumpSystems,Atlanta:
ASHRAK.
2.Cane,D.,Gartiet,J.M.2000."Updateonmaintenanceandservicecostsofcommercialbuildingground-sourceheatpumpsystems,"ASHRAETransactions106
（1）:
399-407.
3.Martin.M.A.,Madgctt,M.G.,Hughes,RJ.2000."ComparingmaintenancecostsofgeothermalheatpumpsystemswithotherHVACsystems:
preventivemaintenanceactionsandtotalmaintenancecosts."ASHRAETransactions106
（1）:
408-42.
4.2003ASHRAEHandbook—Applications,Chap,32.
5.Kavanaugh,S.P.,Rafferty,K.1997.Ground-SourceHeatPumps—DesignofGeothermalSystemforCommercialandInstitutionalBuildings.Atlanta:
ASHRAE.
6.Bernier,M,2002."Uncertaintyinthedesignlengthcalculationforverticalgroundheatexchangers,"ASHRAETransactions.108（l）:
939-944.
7.1999.'impactofconductivityerrorondesignresults.""OutsidetheLoop:
A
NewsletterforGeothermalHeatPumpDesignersandInstallers."2（3）.http:
//geoheat.oit.edu/oti/otl03-02.pdf.
8.TESS.2005TESSLibrariesVersion2.02,ReferenceManuals（13Volumes）.ThermalEnergySystemsSpecialists.http:
//tess-.
9.SEL.2005.TRNSYS16—ATransientSystemSimulationProgram-DocumentationSel（9Volumes）.Version16.00.0038,SolarEnergyLaboratory,UniversityofWiseonsin-Madison.Madison,Wis.http:
//sel.me.wise.edu/trnsys.
10.2000."Groutthermalconductivity—biggerisnotalwaysbetter.""OutsidetheLoop:
ANewsletterforGeothermalHeatPumpDesignersandInstallers."3
（2）.http:
//geoheat.oit.edu/oti/otl03-02.pdf.
11.Yavuzlurk,C.,Spiller,J.D.2.000."Comparativestudyofoperatingandcontrolstrategicsforhybridground-sourceheatpumpsystemsusingashorttimestepsimulationmodel."ASHRAETransactions106
（2）:
192-209.
12.EIA.2006.AnnualEnergyOutlook2006withProjcetionto2030.http:
//www.Eia.doe.gov/oiaf/aeo/eeonomie.html.
13.Sand,J.R.,Fischer,S.K.,BaxterV.D.1999."ComparisonofTEWlforfluoroearbonalternativerefrigerantsandteehnologiesinresidentialheatpumpsandair-conditioners,"ASHRAETransactions1O5（I）:
12O9-121
升级会员 