惠州市某建筑海水源热泵系统设计
惠州市某建筑海水源热泵系统设计
摘
着中国济飞速发展海发达区口密度越越气候原导致空调需求越越带严重源危机环境污染全球性源危机趋势目标放清洁生源海水源恰中种利开发空间般说海水源热泵源利求需满足温度变化海水量充足空气温度相夏季较低冬季较高国海区海水满足求海水源热泵满足节环保求性系数36~55项技术目前应前景国目前煤炭进行量供应消费目前状况言济生活水显著升高需量煤炭消费满足需求样会导致源短缺会污染气体排放会生态环境污染清洁生源利开发现阶段会显非常重增加清洁生源重相降低煤炭重非常重问题
文通惠州某建筑空调系统进行改造设计转变海水源热泵系统供暖供热系统形式济耗方面研究海水源热泵系统珠三角海区行性
关键词：海水源热泵节环保钛板板式换热器
Design of seawater source heat pump system for a building in Huizhou
Abstract
With the rapid development of China＇s economy the density of population in the developed coastal areas is increasing so is the local climate and the demand for air conditioning is growing which has caused serious energy crisis and environmental pollution The goal is renewable energy Sea water is one of them There＇s still a lot of room for that The water pump of the common seawater park can use energy with little change of temperature and sufficient seawater The temperature is low in summer and high in winter Sea water can meet this demand and sea water heat pump can meet the needs of energy conservation and environmental protection The performance coefficient is 36 ~ 55 This technology has a good application prospect at present At present coal is still the main source of energy supply in China However judging from the current situation the people＇s economic living standards have improved significantly and a large number of coal consumption needs to meet the demand which will lead to energy shortage pollution gas emissions and environmental pollution and bring clean renewable energy utilization and development At present it is very important to increase the proportion of clean energy and renewable energy and reduce the proportion of coal use
This paper studies the feasibility of sea water source heat pump system in the coastal area of the Pearl River Delta from the aspects of economy and energy consumption by transforming the air conditioning system of a building in Huizhou into a heating system with sea water source heat pump system
Key words sea water source heat pump energy conservation and environmental protection titanium plate heat exchanger
目 录
1 前言 1
11研究目意义 1
12该系统国外发展概况 1
13海水源热泵优势 2
2 工程概况 3
表22新风机组设备参数表 5
23风冷冷水机组设备参数 6
3 海水源热泵系统设计 8
31海水源热泵系统原理 8
311取水滤净化系统 8
312海水循环系统 9
313中央空调机热泵系统户末端 9
32海水取水系统 9
33海水源热泵选择 10
34换热器选型 12
341换热器概述 12
342换热器发展 12
343换热器选择 13
4板式换热器设计计算 15
41概述 15
42设计方案 15
43初步选定 16
44计算总传热系数 17
441换热器热负荷 17
442均传热温差计算 17
443计算两流体质量流量 17
444初选换热器型号 18
445验证 19
446核算 19
447结 20
45 循环泵选型 25
5路敷设 26
6 海水源热泵系统原系统优劣济分析 28
61原系统海水源热泵系统 28
62两系统优劣较 28
63两系统初投资 29
64两系统耗分析（夏季制冷） 30
65两系统运行费较 31
66技术 31
7结 33
参考文献 34
致 谢 35
附 录 36
1 前言
海水源热泵技术利生海水源作冷热源热泵系统中进行量转换供热供冷种技术目前世界国家较应瑞典瑞士丹麦等国家该领域成熟先进验理念常规空调系统相海水源热泵系统节约30~40耗国海水源热泵应建筑位青岛奥林匹克帆船媒体中心目前该工程已运行段时间供冷供暖效果较理想达节目
11研究目意义
着中国济飞速发展海发达区口密度越越气候原导致空调需求越越带严重源危机环境污染全球性源危机趋势目标放清洁生源海水源恰中种利开发空间般说海水源热泵源利求需满足温度变化海水量充足空气温度相夏季较低冬季较高国海区海水满足求海水源热泵满足节环保求性系数36~55项技术目前应前景国目前煤炭进行量供应消费目前状况言济生活水显著升高需量煤炭消费满足需求样会导致源短缺会污染气体排放会生态环境污染清洁生源利开发现阶段会显非常重增加清洁生源重相降低煤炭重非常重问题
12该系统国外发展概况
水源热泵系统先美国60年代时候提出十年发展技术越越成熟已北美应50年早2007年时候已应40万台系统年10速度增长该系统国外发展迅速国外许海水源热泵系统应实例悉尼歌剧院日阪南港宇宙广场区域供热供冷工程应海水源热泵系统瑞士海水源热泵系统城市供热拥世界热泵站1984年开始调试1986年投入
13海水源热泵优势
众周知热泵热空气水者土壤低品位热源里抽取出通电力做功转换需高品位热种装置取水较深水域海水温度受室外温度影响高低温度差距较适合热泵运行夏季时候海水般作冷水需冷塔然冷水交换热量间接达供暖供冷效果夏季时候海水温度会低室外温度会热泵冷凝温度变机组COP值提高冬季时候海水温度会高室外温度样热泵蒸发温度会提高
文通惠州某建筑空调系统进行改造设计转变海水源热泵系统供暖供热系统形式济耗方面研究海水源热泵系统珠三角海区行性
2 工程概况
工程拟建设位惠州亚湾海区域图书馆建筑4层原建筑空调系统风机盘加新风系统层面积936㎡13层层带两架吊顶新风机组送风量6000m³h图21第四层设备布置层带规格1500×100×1200玻璃钢膨胀水箱两架制冷量325kW风冷冷水机组连接方式联图22新风机组风冷冷水机组设备参数见表22表23域海惠州亚湾附海域海水温度适宜着节环保持续发展方针现改海水源热泵空调系统达制冷供热效果
室外设计气象参数：（参广州区室外气象资料摘民建筑供暖通风空气调节设计规范GB 507362012）
（1） 夏季：室外空气调节计算干球温度：348℃
室外空气调节计算湿球温度：285℃
室外通风温度：322℃
（2） 冬季：室外空气调节计算干球温度：60℃
室外空气计算相湿度：70
室外通风温度：139℃
原建筑面积冷负荷指标表估算冷负荷
QcA×3×125351000W （式21）
冷负荷指标见表21
表21冷负荷指标表
建筑类型
冷负荷W㎡
（Cal㎡）
住宅公寓标准客房
114138
（98118）
西餐厅
200286
（170246）
中餐厅
257438
（220376）
商店
175267
（150230）
理发美容
150225
（129193）
会议室
210300
（180258）
办公室
128170
（110146）
中庭接
112150
（97129）
续表
图书馆
90125
（77108）
展厅陈列室
130200
（112172）
剧场
180350
（154310）
计算机房
230410
（200350）
洁净需求厂房手术室等
300500
（258430）
图21图书馆13层系统图图22图书馆顶层设备布置层
表22新风机组设备参数表
新风机组
型号
G6WDE
名义风量
m³h
6000
4排
供冷量
kw
374
供热量
kw
668
水流量
Ls
16
水阻力
kPa
389
机组重量
kg
163
电源
380V 3N50Hz
续表
盘
型式
钢套高效翅片式
工作压力
≤16MPa
风机
型式
前翼低噪音离心式
23风冷冷水机组设备参数
风冷冷水机组
型号
LSQWRF325MNaD
制冷量
kW
325
制热量
kW
355
制冷输出功率
kW
1015
制热输出功率
kW
1045
输出功率（配电）
kW
130
电源
380V 3N50Hz
压缩机
类型
全封闭涡旋式柔性压缩机
数量
4
启动方式
直接启动
制冷剂
类型
R410A
控制
电子膨胀阀
水路系统
水侧换热器
高效壳式换热器
水流量
m³h
559
阻力损失
kPa
85
高水压
MPa
1
接方式
法兰连接
进出水连接法兰
DN100
续表
空气系统
空气侧换热器
高效翅片盘式
风机额定功率(W)
750×8
风量
m³h
124800
3 海水源热泵系统设计
31海水源热泵系统原理
海水源空调系统吸水滤净化系统海水循环冷系统中央热泵系统户末端空调路系统四部分组成原理图图31示海水高压泵提取净化装置净化然送海水循环冷系统交换热量建筑物冷热源交换排入海夏天时候冷源换出中央热泵机组冷送户末端冬天时候热源换出中央热泵机组加热送户末端
系统形式般分三种第种集中式海水热泵空调系统机房里面全部海水热泵机组放起（根需确定机房位置海边者户附）工质加热降温送户该形式较节约成助专业士维护理第二种分散式海水源热泵空调系统户处配备海水源热泵机组然室外网供应海水第种相种系统机组分散会导致初投资变机组容量较处户根需求进行冷热源降温者加热第三种双级耦合式海水热泵空调系统种系统前面两种系统总仅机房配备容量中央热泵户端配备容量热泵处体现冬季海水温度较低时候需辅助热源完成户供热次设计通图书馆建筑特性初投资珠三角海区海水温度考虑选第种集中式海水热泵空调系统系统形式
根运行模式般分两种第种海水通换热器直接冷凝器中载冷剂交换热量里海水充冷水作种海水先冷水交换热量冷水冷凝器中载冷剂交换热量里海水充冷塔作运行模式知道第二种形式第种形式环节（海水冷水换热）效率会略制冷剂中工业试剂乙二醇该试剂毒性生物中毒直接换热器海水换热时换热器发生损坏泄露部分制冷剂海里周围生物会影响考虑情况次设计采第二种运行模式
311取水滤净化系统
海水抽取通道进行粗滤泥沙贝壳海藻等治进行脱气（指控制结构海水进行酸化时产生气体）pH调节防止游系统造成腐蚀延长泵机道寿命
312海水循环系统
夏季工况时热泵循环工质通板式换热器里面海水换热降低温度然海水热量带海底冬季工况时热泵循环工质通板式换热器海水换热升高温度然海水冷量带海底
313中央空调机热泵系统户末端
中央空调热泵系统制冷时循环工质热泵机组冷凝器中释放海水中吸收冷量然冷量热泵循环送蒸发器里工作降低室温度供暖时候循环工质热泵机组蒸发器中释放海水中吸收热量然热量热泵循环冷凝器中工作增加室温度
发现海水源热泵空调系统仅制冷供暖般说冬季夏季套系统满足户冷暖需求海水数量庞满足海水源热泵系统全年运行机组利率提升
图31海水源热泵系统图
32海水取水系统
系统采虹吸道海面取水分两路分陆挖槽敷设岩石明敷设海底敷设三段
虹吸道取水方法施工难度较压负压状态海水压差作吸入路高程会流入虹吸罐中然抽水泵运输系统中工质换热排回海水工艺流程入图32示
图32虹吸工艺流程
虹吸原理：虹吸种物理现象般说水中压差压力作海水会流动取水前应该虹吸设备注水然启动水泵虹吸罐中水取走取水气压降低海水会负压作吸入中原理取水插入海面起密封作避免入口进气需取水插入深度150mm方原理图33示
图33虹吸原理
33海水源热泵选择
根制冷量选择机组型号LSBLGR115HS海水源热泵（图34）详细参数见表31
表31海水源热泵技术参数
海水源热泵技术参数
制冷量
409kW
制热量
337kW
电器参数
电源
3NPE AC380V220V 50HZ
制冷功率
73kW
制热功率
94kW
压缩机
进口半封闭螺杆式（1台）
制冷剂
工质
环保制冷剂
充入量
145kg
蒸发器
形式
满液式
制冷流量
70m³h
制热流量
48m³h
压力损失
≤70Kpa
污垢系数
0086㎡·℃kW
接口尺寸
125mm
冷凝器
形式
高效冷水壳式
制冷流量
51m³h
制热流量
64m³h
压力损失
≤70Kpa
污垢系数
0086㎡·℃kW
接口尺寸
125mm
机组重量
2550kg
噪音
＜78db（A）
注：1机组制冷量压缩机耗功标定工况：冷冻水进水温度12℃出水温度7℃
冷水进水温度30℃出水温度35℃
2 机组制热量压缩机耗功标定工况：热水进水温度40℃出水温度45℃
冷水进水温度15℃出水温度7℃
图34海水源热泵
34换热器选型
341换热器概述
换热器指够低温流体通换热器件换热高温流体部分热量热交换生产设备类种样根热量间交换原理方式分三种形式：间壁式混合式蓄热式
342换热器发展
目前国追求新源现代工业发展非常快速耗问题十分严峻节方法国力研发传热技术开发仅够减低耗减少成属节方法种换热器广泛应化工石油电力源等行业研究者换热器换热技术强化足够重视根相关数记录国换热器行业规模2010年超500亿民币涉化工食品动力石油机械制冷空调等30种领域年绿色发展观念深入心国家提倡样源求工业生产中会变非常重保证效率控制耗换热设备需求技术求越越换热器性改进研究方成热门领域时具高效新概念换热器相继投入生产中换热器行业中国取稳定增长年均增长率保持10〜15％未继续保持种增长趋势换热器设备规模2020年突破1500亿民币发展前景广阔
343换热器选择
根海水源热泵空调系统需求钛板板式换热器满足般说板式换热器式换热器定差方板者锥度伞板作传热面面会种条纹凹凸起伏流体会面产生扰动会边界层造成湍流获更高传热效率式换热器相板式换热器传热效率更高结构较紧凑重量轻较方便工质工作情况会流体流动方式影响传热工作板片增加者减少需根换热面积需求确定较灵活适应性较应日益广泛钛板海水腐蚀耐性钛板板式换热器非常适合海水源热泵空调系统结构简图图35
35板式换热器结构简图
外选择换热器摆放方式般情况两种第种形式图36海水海中水泵抽取水处理海水送入设置水池中通水池中放置换热器进行换热样子话换热器够较保养室减少损坏专业士检修较方便般说建筑空间足少机会设置足够面积蓄水池海水水处理投入会初投资提高运行费会相应提高
36海水源热泵空调形式1
形式2图37示该形式热交换器放入海水中冷水户端冷水泵抽出然海水中换热回户端冷媒换热达供冷供暖效果换热器抗腐蚀力挑战样布置换热器身抗腐蚀力强样处海水中换热海水量充足需海水利问题考虑海水具流动性相带讲解污水功省污水处理环节样减少初投资运行费会相应降低缺点换热器技术求会较高换热器较容易损坏钛板针海水说具耐腐蚀性设计选恰钛板板式换热器满足换热器放入海水中求济运行技术条件考虑次设计采形式2
37海水源热泵空调形式2
4板式换热器设计计算
41概述
前面系统条件知部分条件制冷工况时冷水端入口温度35℃出口温度30℃（符合水温差设定58℃求）惠州处珠三角区域海水温度常年处1727℃海水设计温度采偏安全值海水入口温度位27℃水温差设定般58℃取海水出口温度32℃
42设计方案
（1） 通热衡关系求出流体质量流量时计算流体均温差
（2） 根相关资料数假设总传热系数K求出换热面积S根已知条件初选型号
（3）运相关公式验证初选型号否满足设计求
（4）参考相关资料数查出流体污垢热阻
（5）通传热系数公式求流体实际总传热系数该数值应该初设总传热系数否应该改换型号换热器（3）开始重新计算
（6）选择换热器均满足设计求时适合换热器
43初步选定
已知两流体工艺参数
海水：入口温度：T127℃ 出口温度：T232℃
冷水：入口温度：t135℃ 出口温度：t230℃
流体定性温度换热器液体通设备进出口时均温度表示
海水定性温度：
T(27+32)2295℃ （式41）
冷水定性温度
T(35+30)2325℃ （式42）
根两流体定性温度分查取两流体关物性数：
海水295℃相关物性数见表41：
表41海水物性参数表
物性参数
导热系数λo
0616
W(m·k)
粘度vo
8251×10 7
(㎡s)
密度ρo
996
(㎡s)
定压热容Co
4175
kJ（kg·k）
普朗特数Pro
558
—
冷水325℃相关物性数见表42：
表42冷水物性参数表
物性参数
导热系数λo
0623
W(m·k)
粘度vo
7758×10 7
(㎡s)
密度ρo
9947
(㎡s)
定压热容Co
4174
kJ（kg·k）
普朗特数Pro
509
—
44计算总传热系数
441换热器热负荷
制冷系数公式
COPkq2w0q2(q1q2) (式43）
q2建筑冷负荷q1换热器热负荷热泵参数COPk56换热器热负荷
Qq1q2(q1q2)41367857W （式44）
442均传热温差计算
均传热温差换热器传热推动力值流体进出口温度换热器流体流型关纯逆流流型根冷热流体进出口温度根式计算均温差：
（式45）
中△tmaxt1T2△tmint2T1
式中 Δt1——热流体进出口温度变化°C
Δt2——冷流体进出口温度变化°C
443计算两流体质量流量
海水质量流量：
WoQ（T2T1）Co71340973(kgh)19816(kgs) （式46）
冷水质量流量：
WiQ（t1t2）C i71358066(kgh)19822(kgs) （式47）
式中 Qo——热负荷W
w ——流体质量流量kgs
Cp——流体定压热容kJ（kg·k）
T1T2——海水进出口温度°C
T1t2——冷水进出口温度°C
444初选换热器型号
根两流体情况假设K’3500W(㎡·℃）：
传热面积：S’QK’△T’m41367857（3500·3）3939㎡ （式48）
选BR50型板式换热器
板片数：N传热面积单板传热面积39390579片 （式49）
流道数n（N1）239 （式410）
冷热流体均取双流程流道数n’n2195≈20 （式411）
查询换热器性参数选型手册板式换热器工艺参数：
表43换热器工艺参数
BR50型板式换热器
换热面积
40㎡
流程组合
2×202×20
单板换热面积
05
单流道截面积
00016948
量直径de
00076
板片厚度δ
00008
导热系数λ
16
采换热器需程总传热系数K≥3500W(㎡·℃）
445验证
（1） 算两流体流速u：
海水流速：uo(Woρo)（3600·n·00016948）0587ms （式412）
冷水流速：ui（Wiρi）（3600·n·00016948）0588ms （式413）
（2） 算雷诺数Re：
Reo(de·uo)vo5406 （式414）
Rei(de·ui)vi5760 （式415）
（3）算努塞尔特数Nu：
板式换热器性参数表知BR50型板式换热器传热压降计算关联式：
Nu0313Re0637Pr(03)04 （式416）
Nuo0313Reo0637Pro04149 （式417）
Nui0313Rei0637Pri03126 （式418）
（4）求两流体传热系数α：
海水传热系数：αoNuo·（λode）12077W(㎡℃) （式419）
冷水传热系数：αiNui·（λide）10328W(㎡℃) （式420）
（5） 求总传热系数K：
板间热阻热损失忽略时候总传热系数：
K1[(1αo)+(δλ)+(1αi)]4354W(㎡·℃)>K’ （式421）
计算表明K该型号预设值K’初选BR50型板式换热器合适满足设计求
446核算
（1）压强降△P核算：
查阅板式换热器性参数知BR50型板式换热器扩张流道压缩流道公式分：
Eu(张)1064·Re(0233) （式422）
Eu(压)265·Re(0066) （式423）
热侧流道流体压缩流道冷侧流道流体扩张流道根流体条件知海水侧流体扩张流道冷水侧流体压缩流道：
Euo1064·Re(0233)1436 （式424）
Eui265·Re(0066)1496 （式425）
海水压力降：
△PoMo·Euo·ρo·uo985643pa （式426）
冷水压力降：
△PiMi·Eui·ρi ·ui1028983pa （式427）
通计算表明两次流体压力降均01MPa左右属济合理范围满足设计求
（3） 换热器换热量核算：
Q’KS△Tm522480w （式428）
实际设计求热负荷：Q41367857w
：Q’>Q
换热器换热量满足设计求
447结
通计算表明选BR50型换热器满足该海水源热泵系统海水降低冷水温度设置求
448设计结果
换热器换热板片图41示
图41换热器字形波纹板片
换热器型号参数见表：
表44换热器参数表
换热器型式：BR50型板式换热器
换热面积（㎡）：40
流程组合：2×202×20
单板换热面积（㎡）：05
单流道截流面积（㎡）：00016948
量直径（m）：00076
板片厚度（m）：00008
材料TA1
工艺参数
名称
冷侧
热侧
物料名称
海水
冷水
操作温度（℃）
2732
3530
流量（kgh）
71340973
71358066
续表
流体密度（kgm³）
996
9947
流速（ms）
0587
0588
传热量（W）
515949
总传热系数（W㎡·℃））
4354
流传热系数（W（㎡·℃））
12077
10328
压强降（Pa）
985643
1028983
参考参数曲线见图
图42 BR50 K—W曲线
图43板式换热器板片参数
45 循环泵选型
冷水流量：
Wi71358066(kgh)714（m³h） （式426）
根冷水流量选择型号IRG100160A11KW冷水循环泵外观图部分规格参数图45
图44 冷水循环泵
5路敷设
参考青岛奥帆媒体中心项目机房设置距离海边300m处海水联通查阅图书馆噪音分贝标准噪音衰减公式机房设置距离建筑100m处计400m冷水换热器中流速冷水质量流量设冷水进出换热器瞬间流速换热器中流速相根初始流速流量径流量流速表中选取径（部分参数见图51）表选择DN250径海水道径≤600mm时宜采高密度聚乙烯塑料（HDPE）双程（供回）敷设海水路时候需考虑防腐措施刷防腐祛生物附着涂料等防腐措施海面道通海底开槽挖沟安装陆道直埋敷设岩石道明敷设
表51径流速流量表
径流速流量表
径单位：DN 流速单位：ms 流速单位：m³h
01
02
03
04
05
06
20
011
023
034
045
057
068
25
018
035
053
071
088
106
32
029
058
087
116
145
174
40
045
09
136
181
226
271
50
071
141
212
283
353
424
65
119
239
358
478
597
717
80
181
362
543
724
905
1086
100
283
565
848
1131
1414
1696
续表
125
442
884
1325
1767
2209
2651
150
636
1272
1909
2545
3181
3817
200
1131
2262
3393
4524
5655
6786
250
1767
3534
5301
7069
8836
10603
6 海水源热泵系统原系统优劣济分析
61原系统海水源热泵系统
原建筑系统风机盘加独立新风系统称空气—水系统空调形式里面较种风机盘新风系统承担室新风冷负荷热负荷般新风机组送风道送风口风机盘等设备组成系统简图图61示
相海水源热泵系统采空气冷风机盘加独立新风系统省冷水泵路系统样冷凝器会水质导致结构会水堵塞问题水质差缺水区错选择室机室外机组成风冷机组会部分机体暴露露天空气接触该系统直接室外空气作热源通机械做功室外空气交换热量
图61系统简图
62两系统优劣较
面风机盘加独立新风系统海水源热泵系统知前者条件者苛刻海水源热泵系统关键点便需海区域风机盘加新风系统需该系统应十分广泛空气直接换热室外机周围空气温度会发生变化环境条件恶化（热岛效应）室外温度高35℃时会导致机组效率降空气温度越高制冷效率越差样耗增加室外机会产生噪音霉菌污染风冷机组室外机常年放置室外空气接触会许灰尘散热器灰尘会起保温作样机组会高温环境里面工作会设备寿命减少耗增加相风机盘加独立新风系统海水源热泵系统会更加高效海水温度稳定年四季温度变化空气温度海水源热泵机组制冷制热工作然需电实现工作程中海水源热泵机组COP值会较高相起节效果优势时没冷塔室外机会噪音霉菌问题系统中海水源热泵系统般室者室外箱体里面工作寿命会较长温度良介质中进行热交换工作延长机组寿命障率较低减少围护量海水源热泵系统海水交换热量热量带海水中者海水中带走热量海水庞水量海水流动性做会导致海水局部温度产生变化更影响海水整体温度
63两系统初投资
次系统设计着重原系统改造设计供冷供暖工作风冷冷水机组换成海水源热泵系统做初投资海水源热泵系统风冷冷水机组
风冷冷水机组：选型号LSQWRF325MNaD风冷冷水机组数量2架询问相关公司单架机组价格188700元
海水源热泵系统：选机组型号LSBLGR115HS海水源热泵数量2批（备） 询问相关公司单价36000元选型号IRG100160A11KW水泵数量2架（备）询问相关公司单价3180元选BR50型板式换热器数量2架（备）需定制询问相关厂家定制单价38500元径DN250HDPE总计800m（供回）米93元
两者初投资：
表61初投资
初投资
风冷冷水机组
单项
单价（元）
数量
合计（元）
风冷冷水机组
188700
2架
377400
海水源热泵系统
单项
单价（元）
数量
合计（元）
海水源热泵
36000
2台
229760
板式换热器
38500
2台
冷水循环泵
3180
2台
HDPE
93
800m
结
改海水源热泵系统节约147640元
64两系统耗分析（夏季制冷）
运行状态：通惠州气候环境图书馆开馆闭馆时间设定夏季制冷天数240天工作时间12时
风冷机组设备参数表知制冷时运行功率1015kw制冷量总远远超建筑物估算总冷负荷令60状态运行两架风冷机组夏季制冷工况电量：
60×1015×240×12×2350784kW·h （式61）
海水源热泵机组设备参数表知制冷时运行功率73kw热泵额定制冷量建筑物估算总冷负荷令90状态运行冷水循环泵运行功率11kw板式换热器身电海水源热泵系统夏季制冷工况电量：
90×73×240×12+11×240×12220896kW·h （式62）
两系统耗见表64
表64耗
耗
机组系统
海水源热泵系统
风冷冷水机组
电量（kW·h）
220896
350784
值（海风）
063
结
海水源热泵节约约37电量
65两系统运行费较
根惠州电价标准均千瓦时电量需交纳费064元
原建筑系统运行制冷时需费：
350784×06422450176元 （式63）
海水源热泵系统运行制冷时需费：
220896×06414137344元 （式64）
两者较见表65
表65运行费
运行费
机组系统
海水源热泵系统
风冷冷水机组
运行费
14137344元
22450176元
结
海水源热泵系统制冷时节约8312822元
66技术
海水源热泵系统具节约源绿色环保等优点作种新兴空调系统解决问题首先点建筑必须海海水受潮汐影响涨落取水点会限制导致范围实施现实般情况海水源热泵初投资相工况常规空调系统高需增加海水接触设备耐腐蚀投资该建筑说部分原系统冷水机组选型原导致初投资高海水源热泵系统相反作研究年空调系统风机盘加独立新风系统技术较成熟实施条件海水源热泵系统苛刻海水源样需冷塔减少建筑需面积容易装潢工程配合该系统空气交换热量换言空气方安装广泛陆缺少淡水资源区风机盘加独立新风系统失较选择海区更提倡海水源热泵系统毕竟相较高效节绿色环保
7结
综述该建筑言利海水源热泵系统进行制冷利原系统设备进行制冷济方面初投资运行费节省笔菲费济性提高耗方面通两种系统耗出两种系统制冷量相差工况运行海水源热泵系统耗电量明显原系统低符合节环保理念出结该建筑言原系统改造设计海水源热泵系统进行制冷完全行
次设计流程：先根原建筑面积估算出建筑需冷负荷然根冷负荷进行海水源热泵选型选型海水源热泵COP值估算出冷负荷算出换热器需满足热负荷查找相关参数进行钛板板式换热器设计计算通计算流量流速选择冷水泵路径设计海水源热泵系统原系统进行初投资耗运行费技术等方面证明方案行性完成海水源热泵系统设计工作
次设计力时间条件限做更完善环节没做非常涉方面专业知识法做深刻理解需扩展知识面学前科技信息掌握需加强节环保事业贡献份力量
参考文献
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附 录
外文翻译
外文资料
Design of a seawatersource heat pump for a bridge heating system in winter season
Abstract
In this paper a seawater source heat pump system is designed for a bridge heating in winters It is probable to freeze of the ways and bridges which may cause many accidents in the cold and snowy weathers Snow melting system is necessary to prevent the possible accidents and privative situations Design of the optimum pipe length of seawater heat exchanger is a critical issue to transfer the maximum heat from the sea Effects of the pipe diameter wall thickness radius of the coil and coil pitch on the heat transfer were shown in this paper Moreover friction factor of the helicoidal pipes and energy consumption of pumps were also calculated
Keywords Slinky heat exchanger Seawatersource heat pump Optimization Freezing
1 Introduction
Seawater source heat pumps are used for commercial applications as water heating cooling or heating of buildings Especially it is preferred in commercial buildings due to its high efficiency advantage and environmental friendliness in comparison to conventional systems In the 20th century use of petroleum resources dominated all the process and electricity industry Nowadays humankind realized that world’s petroleum resources are not infinite Rapaciously consumption of petroleum resources caused their costs to rise From 1945 to 2008 oil prices rose from 12barrel to about 100barrel [1] Hence we need to give importance to alternative energy usage much more than before
Heat pump invention of a form of closedloop cycle is generally attributed to Lord Kelvin The principal differences between the refrigerator airconditioning system and heat pump system are because of the way they are used Refrigerator and airconditioning system provide useful cooling whereas heat pumps provide useful heating [2]
Heat pumps system can be in different types and different designs For example Horizontal coupled ground source heat pump system could be used in three different types These are single pipes multiplepipes and spiraltype system [3]
Sudiro and Bertucco [1] mentioned about optimization of the heat exchanger of a seawater source heat pump system applied in China The most important optimization data is the icing and nonicing condition around the pipe [1] Besides by creating two mathematical model about the icing and non icing condition the effect of the seawater temperature and flow velocity in the pipe was shown [1]
Yu et al [4] investigated a district heating system using a water source heat pump Mostly cost analysis of the energy consumption of the pumps and heat pumps has been done for hot water supply Besides the system was compared with the boiler system It was aimed to determine if the system is economically useful or not
Heat pumps system is being to more important for heating of various places Haiwen et al [5] designed a space heating system using heat pump and investigated if system is financially feasible or not by developing a mathematical model
Fujii et al [7] a ground source heat pump application was presented and a numerical model about the slinky heat exchanger was given The soil temperature distributions on a specific time were given The heat dissipation around the heat exchanger was also given They calculate the specific heat extraction rates for different band radiuses
The spiral heat exchanger is usually used in Ground Source Heat Pump (GSHP) system and the GSHP system is generally used for indoor heating Studies on ground heat exchangers have examined on field measurements and numerical analysis Li et al [8] focused not only the numerical analysis but also theoretical researches The methodology is aimed to analyze the thermal performance of a spiral heat exchanger by establishing a ring source model
2 Heat transfer equations for the flow in circular straight ducts
In this study helicoidal pipes have been used instead of straight pipes Moreover in order to compare these two types of pipes the heat transfer equation for the straight pipes has been shown additionally
Nusselt number in the flow in circular ducts is defined with Colburn Equation [9]
𝑁𝑢 0023𝑅𝑒08𝑃𝑟𝑛 (1)
Here n04 for heating and n03 for cooling respectivelySeider and Tate propose the equation given below for the fluid which has big characteristic changes [9]
（2）
The equation given above has some inaccuracy that may reach up to 25 It’s possible to get more complicated equations to decrease the inaccuracy The error rate can be reduced to 10 by the equation given below The equation that belongs to Petukhov is [9]
（3）
The following equation that is offered by Gnielinksi for low Reynolds numbers [9]
（4）
3Heat transfer equations for the flow in circular slinky heat exchanger
The most important characteristic of the flow in slinky heat exchanger is the curvature of the pipes (Figure 1) The friction factor is higher than friction factor in the straight pipes for the same Reynolds number The pitch of the slinky heat exchanger has an effect on the heat transfer Consequently the heat transfer rate is higher in slinky heat exchanger than straight pipes Thus slinky heat exchangers are widely used in many applications
Figure 1 Slinky heat exchanger
Dean Number is a kind of dimensionless number used in both spiral coils and helicoidal pipes
（5）
The pitch effect in the slinky heat exchanger is not too much important for an optimum design The researches have shown that effect of the pitch is minimum on the heat transfer rate When the experimental and theoretical results are compared the regression analysis of available data is given by Reay and Macmichael [10]
（6）
Whereand
Heat transfer mechanism in the sea can be modeled as free convection if there is no current Rayleigh number describes the relative magnitude of the buoyancy and viscous forces in the fluid
（7）
For horizontal slinky heat exchanger characteristic length is defined as the outer diameter of the pipe Convection heat transfer coefficient of slinky pipes is defined as a function of Nusselt number in flow over horizontal pipes since no specific correlation exist for slinky pipes Nusselt number for free convection defined as [11]
（8）
（9）
Total heat transfer rate for the bridge heating is Q̇ (kW) nk number of sea water source heat pumps were used Heat transfer rate for each heat pump and is Qnk (kW) Hence the pipe length that provides the required heat in every section can be calculated as
（10）
the pipe lengths can be calculated in every section and the total pipe length
（11）
（12）
Friction factor for straight pipes in turbulent flow is
（13）
（14）
（15）
For using slinky heat exchangers curvature effects should be considered Friction factor for slinky heat exchanger is higher than the friction factor for straight pipes Following correlation was proposed by Chiasson [12] to calculate the friction factor for turbulent flow in slinky heat exchanger
（16）
Where
Owing to high flow rate and friction factor pressure drop in the pipe is very high and precautions must be taken for the high pressure drop It means the circulation pumps consume much electricity To save the electric energy it will be useful to use multiple heat exchangers in parallel instead of a single pipe So the flow rate and friction factor are decreased
For laminar flow the friction factor for slinky heat exchanger [10]
De>300 （17）
Re<2300 （18）
4 The reference function
By composing the reference function it is aimed to get maximum heat transfer rate with minimum total cost As the total cost investment cost and operating cost has been regarded The function to be optimized can be defined as below
（19）
As annual investment cost heat pumps circulation pumps pipe and fitting tools valves etc are taken into account Consequently is
（20）
Depreciation of investment cost for the slinky heat exchanger circulation pump and heat pump are given as follows
（21）
（22）
（23）
（24）
（25）
As the heat exchanger cost only pipe cost has been regarded The collectors fittings and cost of labor were added with a certain percentage Annual depreciation of pipe investment cost
（26）
（27）
Annual operating cost is the expenses of electricity consumed by circulation pumps and heat pumps during the operating time
（28）
A relationship between heating capacity of the heat pump and its price is given as
（29）
A relationship between inner diameter of the pipe and its price is given as a linear equation
（30）
A linear equation is also given between energy consumption of pumps and price of the pumps
（31）
5 Keys of study
The heat pump system has been designed to use in Black Sea Region of Turkey which is the near the Black Sea Black Sea was used as the heat source and the average temperature in winter is about 10 °C Fluid inlet temperature is 2 °C for design calculations To avoid freezing of the water under the operating condition and in the winter it must be taken some precaution Therefore waterethylene glycol mixture is used in the system Besides the properties of the fluid and sea water are shown in Table 1 and Table 2 Heat capacity of the system is about 1300 kW and 13 heat pumps were used because of the high value of heat capacity of the system
Table 1 Properties of waterethylene glycol mixture
25 by weight
Value
Unit
Density
1035
kgm3
Specific Heat
38
kjkg K
Kinematic Viscosity
32×105
m2s
Prandit Number
274
Table 2 Properties of sea water
0 °C
Value
Unit
Kinematic Viscosity
15×106
m2s
β
84×105
1K
Prandtl Number
116
6 Results and discussions
Effects of the different design parameters on the reference function were investigated As seen from Figure 2 does not have significant effect on pipe length for less than 1 m of bend radius
Figure 2 Relation between bend radius pipe diameter and pipe length
Effect of bend radius on energy consumption of circulation pump is given in Figure 3 Bend radius has an important effect on energy consumption for small pipe diameters The reference function increases with increasing pipe inner diameter and passes through a maximum and then slightly decreases (Figure 4) In Figure 5 effect of bend radius on the reference function is given Increasing bend radius increases the reference function Also seawater temperature has important effect on the reference function (Figure 6)
Figure 3 Relation between bend radius and energy consumption
of the pump for different pipe diameters
Figure 4 Effect of the wall thickness of the pipe on the reference function
Figure 5 Effect of the bend radius on the reference function
Figure 6 Effect of the seawater temperature on the reference function
Increase in reference function by 2 °C increases the reference function up to 35 at lower seawater temperatures Effect of the Reynolds number on the reference function for the constant pipe diameter is given in Figure 7 As seen in Figure 7 optimum Reynolds number in the system is about 4000
Figure 7 Effect of the Reynolds number on the reference function for the constant pipe diameter
Increasing the number of the modules also increases the performance as seen in Figure 8 Due to high energy consumption of circulating pump pipe lengths should not be too long Pipe lengths can be determined using the reference function where its value is maximum Also higher module number decreases the reference function because of increasing initial cost
Figure 8 Effect of number of the modules on the reference function
7 Conclusion
In this study optimization of the slinky heat exchangers was studied Effects of bend radius pipe diameter pipe wall thickness seawater temperature Re number and number of modules were investigated By composing a reference function it has been shown the correlation between heat transfer rate and investment and operation costs Following conclusions achieved from the results of this study
1Bend radius is important if lower than 1 m especially for smaller diameter pipes
2Increasing bend radius increases the reference function as required pumping power is reduced
3Increasing seawater increases the reference function
4Optimum Reynolds Number is around Re4000 for a given pipe diameter
5Increasing the number of modules increases the reference function up to 10 modules and there is slight decrease in the reference function Therefore the optimum value of number of module is 10 (Figure 8)
译文
某桥梁冬季采暖系统海水源热泵设计
摘
针某桥梁冬季采暖设计种海水源热泵系统冻结道路桥梁会导致许事寒冷雪天气融雪系统防止发生事困境必手段海水换热器佳长设计实现海水传热关键问题研究径壁厚线圈半径线圈节距传热影响外计算螺旋摩擦系数泵耗
关键词螺旋换热器海水源热泵优化
1 介绍
海水源热泵商业应水加热冷建筑物加热特商业建筑中传统系统更具高效环保优点20世纪石油资源利导整程电力工业类认识世界石油资源限石油资源贪婪消耗导致成升1945年2008年石油价格桶12美元升桶100美元需前更加重视代源
热泵种闭环循环形式发明通常功开尔文勋爵冰箱空调系统热泵系统区方式冰箱空调系统提供冷热泵提供加热[2]
热泵系统类型设计例水耦合源热泵系统三种类型单螺旋型系统[3]
SudiroBertucco[1]提中国应海水源热泵系统换热器优化问题重优化数道[1]周围结冰结冰情况外通建立结冰非结冰条件数学模型海水温度道流速影响规律
Yu等研究水源热泵区域供暖系统文热泵水泵耗进行成分析锅炉系统进行较目确定该系统济否
热泵系统种场供热正变越越重Haiwen等利热泵设计空间供暖系统通建立数学模型研究该系统济否行
出源热泵应实例出弹簧式换热器数值模型出土壤温度特定时间分布出换热器周围散热情况计算波段半径热提取率
源热泵系统般采螺旋换热器室采暖般采源热泵系统埋换热器研究包括现场测量数值分析Li等仅关注数值分析关注理研究该方法旨通建立环形热源模型分析螺旋换热器热工性
2 圆直中流动传热方程
研究中螺旋代直外较两种类型道出直传热方程
利Colburn方程[9]定义圆流动中Nusselt数
𝑁𝑢 0023𝑅𝑒08𝑃𝑟𝑛 (1)
里n04表示加热n03表示冷SeiderTate提出具较特性变化流体方程
（2）
面出公式误差高达25更复杂方程减少误差式错误率降低10属Petukhov方程[9]
（3）
面Gnielinksi出关低雷诺数[9]方程
（4）
3 螺旋换热器流体传热方程
螺旋换热器中流动重特征道曲率(图1)相雷诺数直中摩擦系数高摩擦系数板式换热器节距换热器传热定影响直式换热器换热速率直式换热器换热速率高螺旋换热器广泛应许领域
图1螺旋换热器
迪恩数螺旋螺旋中量纲数
（5）
优化设计说螺旋换热器节距效应重研究表明沥青传热速率影响实验结果理结果相较时ReayMacmichael[10]出数回分析
（6）
没海流情况海洋传热机制模拟流瑞利数描述流体中浮力粘滞力相
（7）
卧式螺旋换热器特性长度定义外径定义螺旋水道流换热系数努赛尔数函数螺旋水道流换热系数间存特定相关关系定义[11]流Nusselt数
（8）
（9）
桥总传热速率加热Q(kW)采nk号海水源热泵热泵换热效率Qnk(kW)提供截面需热量道长度计算：
（10）
计算出段长总长
（11）
（12）
直紊流摩擦系数
（13）
（14）
（15）
弹簧式换热器应考虑曲率效应板式换热器摩擦系数高直摩擦系数Chiasson[12]提出关联式计算螺旋换热器中紊流摩擦系数（16）
高流量摩擦系数道压降非常高必须采取预防措施意味着循环泵消耗量电力节省电联热交换器单道会流量摩擦系数降低
层流slinky换热器摩擦系数[10]
De>300 （17）
Re<2300 （18）
4 引函数
通组合参考函数总成获传热速率作总成考虑投资成营成优化函数定义
（19）
年投资成考虑热泵循环泵件工具阀门等
（20）
螺旋换热器循环泵热泵投资成折旧率
（21）
（22）
（23）
（24）
（25）
作换热器成考虑道成定例增加集尘器配件工成道投资成年折旧
（26）
（27）
年运行成循环泵热泵运行期间消耗电力费
（28）
热泵供热量价格关系
（29）
出材径材价格间线性关系
（30）
出水泵耗水泵价格间线性关系
（31）
5 研究关键
该热泵系统已设计土耳黑海区黑海附热源黑海冬季均温度10℃左右流体入口温度2℃设计计算避免冬季运行条件结冰必须采取预防措施该系统采水乙二醇混合物外流体海水性质表1表2示系统热容约1300 kW系统热容值较高13台热泵
表1水乙二醇混合物性
25重量
数值
单位
密度
1035
kgm3
热
38
kjkg K
动粘滞度
32×105
m2s
普朗特数
274
表2：海水特性
0 °C
Value
Unit
动粘滞度
15×106
m2s
β
84×105
1K
普朗特数
116
6 结果讨
研究设计参数参考函数影响图2出弯半径1 m情况长影响显著
图2弯头半径径长关系
弯头半径循环泵耗影响图3示弯曲半径径耗重影响参考函数着道径增增通值然略减(图4)图5出弯曲半径参考函数影响增加弯曲半径增加参考函数海水温度参考函数重影响(图6)
图3弯曲半径耗关系适径泵
图4壁厚度参考函数影响
图5弯曲半径参考函数影响
图6海水温度参考函数影响
海水温度较低情况基准函数增加2°C基准函数增加35雷诺数等径参考函数影响图7示图7示系统佳雷诺数约4000
图7道直径恒定时雷诺数参考函数影响
增加模块数量会提高性图8示循环泵耗高长宜长道长度值方参考函数确定道长度模块数越高初始成越高引函数越
图8模块数量引函数影响
7 结
文弹簧式换热器优化设计进行研究研究弯半径径壁厚度海水温度Re数模块数等素材性影响通编制参考函数揭示传热率投资运行成相关性研究结果出结
1弯曲半径重果1米特较直径道
2增加弯头半径增加参考函数需泵送功率减
3增加海水参考功
4定径佳雷诺数Re4000左右
5增加模块数量参考功增加10模块参考功略降模块数优值10(图8)
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惠州市某建筑海水源热泵系统设计
惠州市某建筑海水源热泵系统设计
摘
着中国济飞速发展海发达区口密度越越气候原导致空调需求越越带严重源危机环境污染全球性源危机趋势目标放清洁生源海水源恰中种利开发空间般说海水源热泵源利求需满足温度变化海水量充足空气温度相夏季较低冬季较高国海区海水满足求海水源热泵满足节环保求性系数36~55项技术目前应前景国目前煤炭进行量供应消费目前状况言济生活水显著升高需量煤炭消费满足需求样会导致源短缺会污染气体排放会生态环境污染清洁生源利开发现阶段会显非常重增加清洁生源重相降低煤炭重非常重问题
文通惠州某建筑空调系统进行改造设计转变海水源热泵系统供暖供热系统形式济耗方面研究海水源热泵系统珠三角海区行性
关键词：海水源热泵节环保钛板板式换热器
Design of seawater source heat pump system for a building in Huizhou
Abstract
With the rapid development of China＇s economy the density of population in the developed coastal areas is increasing so is the local climate and the demand for air conditioning is growing which has caused serious energy crisis and environmental pollution The goal is renewable energy Sea water is one of them There＇s still a lot of room for that The water pump of the common seawater park can use energy with little change of temperature and sufficient seawater The temperature is low in summer and high in winter Sea water can meet this demand and sea water heat pump can meet the needs of energy conservation and environmental protection The performance coefficient is 36 ~ 55 This technology has a good application prospect at present At present coal is still the main source of energy supply in China However judging from the current situation the people＇s economic living standards have improved significantly and a large number of coal consumption needs to meet the demand which will lead to energy shortage pollution gas emissions and environmental pollution and bring clean renewable energy utilization and development At present it is very important to increase the proportion of clean energy and renewable energy and reduce the proportion of coal use
This paper studies the feasibility of sea water source heat pump system in the coastal area of the Pearl River Delta from the aspects of economy and energy consumption by transforming the air conditioning system of a building in Huizhou into a heating system with sea water source heat pump system
Key words sea water source heat pump energy conservation and environmental protection titanium plate heat exchanger
目 录
1 前言 1
11研究目意义 1
12该系统国外发展概况 1
13海水源热泵优势 2
2 工程概况 3
表22新风机组设备参数表 5
23风冷冷水机组设备参数 6
3 海水源热泵系统设计 8
31海水源热泵系统原理 8
311取水滤净化系统 8
312海水循环系统 9
313中央空调机热泵系统户末端 9
32海水取水系统 9
33海水源热泵选择 10
34换热器选型 12
341换热器概述 12
342换热器发展 12
343换热器选择 13
4板式换热器设计计算 15
41概述 15
42设计方案 15
43初步选定 16
44计算总传热系数 17
441换热器热负荷 17
442均传热温差计算 17
443计算两流体质量流量 17
444初选换热器型号 18
445验证 19
446核算 19
447结 20
45 循环泵选型 25
5路敷设 26
6 海水源热泵系统原系统优劣济分析 28
61原系统海水源热泵系统 28
62两系统优劣较 28
63两系统初投资 29
64两系统耗分析（夏季制冷） 30
65两系统运行费较 31
66技术 31
7结 33
参考文献 34
致 谢 35
附 录 36
1 前言
海水源热泵技术利生海水源作冷热源热泵系统中进行量转换供热供冷种技术目前世界国家较应瑞典瑞士丹麦等国家该领域成熟先进验理念常规空调系统相海水源热泵系统节约30~40耗国海水源热泵应建筑位青岛奥林匹克帆船媒体中心目前该工程已运行段时间供冷供暖效果较理想达节目
11研究目意义
着中国济飞速发展海发达区口密度越越气候原导致空调需求越越带严重源危机环境污染全球性源危机趋势目标放清洁生源海水源恰中种利开发空间般说海水源热泵源利求需满足温度变化海水量充足空气温度相夏季较低冬季较高国海区海水满足求海水源热泵满足节环保求性系数36~55项技术目前应前景国目前煤炭进行量供应消费目前状况言济生活水显著升高需量煤炭消费满足需求样会导致源短缺会污染气体排放会生态环境污染清洁生源利开发现阶段会显非常重增加清洁生源重相降低煤炭重非常重问题
12该系统国外发展概况
水源热泵系统先美国60年代时候提出十年发展技术越越成熟已北美应50年早2007年时候已应40万台系统年10速度增长该系统国外发展迅速国外许海水源热泵系统应实例悉尼歌剧院日阪南港宇宙广场区域供热供冷工程应海水源热泵系统瑞士海水源热泵系统城市供热拥世界热泵站1984年开始调试1986年投入
13海水源热泵优势
众周知热泵热空气水者土壤低品位热源里抽取出通电力做功转换需高品位热种装置取水较深水域海水温度受室外温度影响高低温度差距较适合热泵运行夏季时候海水般作冷水需冷塔然冷水交换热量间接达供暖供冷效果夏季时候海水温度会低室外温度会热泵冷凝温度变机组COP值提高冬季时候海水温度会高室外温度样热泵蒸发温度会提高
文通惠州某建筑空调系统进行改造设计转变海水源热泵系统供暖供热系统形式济耗方面研究海水源热泵系统珠三角海区行性
2 工程概况
工程拟建设位惠州亚湾海区域图书馆建筑4层原建筑空调系统风机盘加新风系统层面积936㎡13层层带两架吊顶新风机组送风量6000m³h图21第四层设备布置层带规格1500×100×1200玻璃钢膨胀水箱两架制冷量325kW风冷冷水机组连接方式联图22新风机组风冷冷水机组设备参数见表22表23域海惠州亚湾附海域海水温度适宜着节环保持续发展方针现改海水源热泵空调系统达制冷供热效果
室外设计气象参数：（参广州区室外气象资料摘民建筑供暖通风空气调节设计规范GB 507362012）
（1） 夏季：室外空气调节计算干球温度：348℃
室外空气调节计算湿球温度：285℃
室外通风温度：322℃
（2） 冬季：室外空气调节计算干球温度：60℃
室外空气计算相湿度：70
室外通风温度：139℃
原建筑面积冷负荷指标表估算冷负荷
QcA×3×125351000W （式21）
冷负荷指标见表21
表21冷负荷指标表
建筑类型
冷负荷W㎡
（Cal㎡）
住宅公寓标准客房
114138
（98118）
西餐厅
200286
（170246）
中餐厅
257438
（220376）
商店
175267
（150230）
理发美容
150225
（129193）
会议室
210300
（180258）
办公室
128170
（110146）
中庭接
112150
（97129）
续表
图书馆
90125
（77108）
展厅陈列室
130200
（112172）
剧场
180350
（154310）
计算机房
230410
（200350）
洁净需求厂房手术室等
300500
（258430）
图21图书馆13层系统图图22图书馆顶层设备布置层
表22新风机组设备参数表
新风机组
型号
G6WDE
名义风量
m³h
6000
4排
供冷量
kw
374
供热量
kw
668
水流量
Ls
16
水阻力
kPa
389
机组重量
kg
163
电源
380V 3N50Hz
续表
盘
型式
钢套高效翅片式
工作压力
≤16MPa
风机
型式
前翼低噪音离心式
23风冷冷水机组设备参数
风冷冷水机组
型号
LSQWRF325MNaD
制冷量
kW
325
制热量
kW
355
制冷输出功率
kW
1015
制热输出功率
kW
1045
输出功率（配电）
kW
130
电源
380V 3N50Hz
压缩机
类型
全封闭涡旋式柔性压缩机
数量
4
启动方式
直接启动
制冷剂
类型
R410A
控制
电子膨胀阀
水路系统
水侧换热器
高效壳式换热器
水流量
m³h
559
阻力损失
kPa
85
高水压
MPa
1
接方式
法兰连接
进出水连接法兰
DN100
续表
空气系统
空气侧换热器
高效翅片盘式
风机额定功率(W)
750×8
风量
m³h
124800
3 海水源热泵系统设计
31海水源热泵系统原理
海水源空调系统吸水滤净化系统海水循环冷系统中央热泵系统户末端空调路系统四部分组成原理图图31示海水高压泵提取净化装置净化然送海水循环冷系统交换热量建筑物冷热源交换排入海夏天时候冷源换出中央热泵机组冷送户末端冬天时候热源换出中央热泵机组加热送户末端
系统形式般分三种第种集中式海水热泵空调系统机房里面全部海水热泵机组放起（根需确定机房位置海边者户附）工质加热降温送户该形式较节约成助专业士维护理第二种分散式海水源热泵空调系统户处配备海水源热泵机组然室外网供应海水第种相种系统机组分散会导致初投资变机组容量较处户根需求进行冷热源降温者加热第三种双级耦合式海水热泵空调系统种系统前面两种系统总仅机房配备容量中央热泵户端配备容量热泵处体现冬季海水温度较低时候需辅助热源完成户供热次设计通图书馆建筑特性初投资珠三角海区海水温度考虑选第种集中式海水热泵空调系统系统形式
根运行模式般分两种第种海水通换热器直接冷凝器中载冷剂交换热量里海水充冷水作种海水先冷水交换热量冷水冷凝器中载冷剂交换热量里海水充冷塔作运行模式知道第二种形式第种形式环节（海水冷水换热）效率会略制冷剂中工业试剂乙二醇该试剂毒性生物中毒直接换热器海水换热时换热器发生损坏泄露部分制冷剂海里周围生物会影响考虑情况次设计采第二种运行模式
311取水滤净化系统
海水抽取通道进行粗滤泥沙贝壳海藻等治进行脱气（指控制结构海水进行酸化时产生气体）pH调节防止游系统造成腐蚀延长泵机道寿命
312海水循环系统
夏季工况时热泵循环工质通板式换热器里面海水换热降低温度然海水热量带海底冬季工况时热泵循环工质通板式换热器海水换热升高温度然海水冷量带海底
313中央空调机热泵系统户末端
中央空调热泵系统制冷时循环工质热泵机组冷凝器中释放海水中吸收冷量然冷量热泵循环送蒸发器里工作降低室温度供暖时候循环工质热泵机组蒸发器中释放海水中吸收热量然热量热泵循环冷凝器中工作增加室温度
发现海水源热泵空调系统仅制冷供暖般说冬季夏季套系统满足户冷暖需求海水数量庞满足海水源热泵系统全年运行机组利率提升
图31海水源热泵系统图
32海水取水系统
系统采虹吸道海面取水分两路分陆挖槽敷设岩石明敷设海底敷设三段
虹吸道取水方法施工难度较压负压状态海水压差作吸入路高程会流入虹吸罐中然抽水泵运输系统中工质换热排回海水工艺流程入图32示
图32虹吸工艺流程
虹吸原理：虹吸种物理现象般说水中压差压力作海水会流动取水前应该虹吸设备注水然启动水泵虹吸罐中水取走取水气压降低海水会负压作吸入中原理取水插入海面起密封作避免入口进气需取水插入深度150mm方原理图33示
图33虹吸原理
33海水源热泵选择
根制冷量选择机组型号LSBLGR115HS海水源热泵（图34）详细参数见表31
表31海水源热泵技术参数
海水源热泵技术参数
制冷量
409kW
制热量
337kW
电器参数
电源
3NPE AC380V220V 50HZ
制冷功率
73kW
制热功率
94kW
压缩机
进口半封闭螺杆式（1台）
制冷剂
工质
环保制冷剂
充入量
145kg
蒸发器
形式
满液式
制冷流量
70m³h
制热流量
48m³h
压力损失
≤70Kpa
污垢系数
0086㎡·℃kW
接口尺寸
125mm
冷凝器
形式
高效冷水壳式
制冷流量
51m³h
制热流量
64m³h
压力损失
≤70Kpa
污垢系数
0086㎡·℃kW
接口尺寸
125mm
机组重量
2550kg
噪音
＜78db（A）
注：1机组制冷量压缩机耗功标定工况：冷冻水进水温度12℃出水温度7℃
冷水进水温度30℃出水温度35℃
2 机组制热量压缩机耗功标定工况：热水进水温度40℃出水温度45℃
冷水进水温度15℃出水温度7℃
图34海水源热泵
34换热器选型
341换热器概述
换热器指够低温流体通换热器件换热高温流体部分热量热交换生产设备类种样根热量间交换原理方式分三种形式：间壁式混合式蓄热式
342换热器发展
目前国追求新源现代工业发展非常快速耗问题十分严峻节方法国力研发传热技术开发仅够减低耗减少成属节方法种换热器广泛应化工石油电力源等行业研究者换热器换热技术强化足够重视根相关数记录国换热器行业规模2010年超500亿民币涉化工食品动力石油机械制冷空调等30种领域年绿色发展观念深入心国家提倡样源求工业生产中会变非常重保证效率控制耗换热设备需求技术求越越换热器性改进研究方成热门领域时具高效新概念换热器相继投入生产中换热器行业中国取稳定增长年均增长率保持10〜15％未继续保持种增长趋势换热器设备规模2020年突破1500亿民币发展前景广阔
343换热器选择
根海水源热泵空调系统需求钛板板式换热器满足般说板式换热器式换热器定差方板者锥度伞板作传热面面会种条纹凹凸起伏流体会面产生扰动会边界层造成湍流获更高传热效率式换热器相板式换热器传热效率更高结构较紧凑重量轻较方便工质工作情况会流体流动方式影响传热工作板片增加者减少需根换热面积需求确定较灵活适应性较应日益广泛钛板海水腐蚀耐性钛板板式换热器非常适合海水源热泵空调系统结构简图图35
35板式换热器结构简图
外选择换热器摆放方式般情况两种第种形式图36海水海中水泵抽取水处理海水送入设置水池中通水池中放置换热器进行换热样子话换热器够较保养室减少损坏专业士检修较方便般说建筑空间足少机会设置足够面积蓄水池海水水处理投入会初投资提高运行费会相应提高
36海水源热泵空调形式1
形式2图37示该形式热交换器放入海水中冷水户端冷水泵抽出然海水中换热回户端冷媒换热达供冷供暖效果换热器抗腐蚀力挑战样布置换热器身抗腐蚀力强样处海水中换热海水量充足需海水利问题考虑海水具流动性相带讲解污水功省污水处理环节样减少初投资运行费会相应降低缺点换热器技术求会较高换热器较容易损坏钛板针海水说具耐腐蚀性设计选恰钛板板式换热器满足换热器放入海水中求济运行技术条件考虑次设计采形式2
37海水源热泵空调形式2
4板式换热器设计计算
41概述
前面系统条件知部分条件制冷工况时冷水端入口温度35℃出口温度30℃（符合水温差设定58℃求）惠州处珠三角区域海水温度常年处1727℃海水设计温度采偏安全值海水入口温度位27℃水温差设定般58℃取海水出口温度32℃
42设计方案
（1） 通热衡关系求出流体质量流量时计算流体均温差
（2） 根相关资料数假设总传热系数K求出换热面积S根已知条件初选型号
（3）运相关公式验证初选型号否满足设计求
（4）参考相关资料数查出流体污垢热阻
（5）通传热系数公式求流体实际总传热系数该数值应该初设总传热系数否应该改换型号换热器（3）开始重新计算
（6）选择换热器均满足设计求时适合换热器
43初步选定
已知两流体工艺参数
海水：入口温度：T127℃ 出口温度：T232℃
冷水：入口温度：t135℃ 出口温度：t230℃
流体定性温度换热器液体通设备进出口时均温度表示
海水定性温度：
T(27+32)2295℃ （式41）
冷水定性温度
T(35+30)2325℃ （式42）
根两流体定性温度分查取两流体关物性数：
海水295℃相关物性数见表41：
表41海水物性参数表
物性参数
导热系数λo
0616
W(m·k)
粘度vo
8251×10 7
(㎡s)
密度ρo
996
(㎡s)
定压热容Co
4175
kJ（kg·k）
普朗特数Pro
558
—
冷水325℃相关物性数见表42：
表42冷水物性参数表
物性参数
导热系数λo
0623
W(m·k)
粘度vo
7758×10 7
(㎡s)
密度ρo
9947
(㎡s)
定压热容Co
4174
kJ（kg·k）
普朗特数Pro
509
—
44计算总传热系数
441换热器热负荷
制冷系数公式
COPkq2w0q2(q1q2) (式43）
q2建筑冷负荷q1换热器热负荷热泵参数COPk56换热器热负荷
Qq1q2(q1q2)41367857W （式44）
442均传热温差计算
均传热温差换热器传热推动力值流体进出口温度换热器流体流型关纯逆流流型根冷热流体进出口温度根式计算均温差：
（式45）
中△tmaxt1T2△tmint2T1
式中 Δt1——热流体进出口温度变化°C
Δt2——冷流体进出口温度变化°C
443计算两流体质量流量
海水质量流量：
WoQ（T2T1）Co71340973(kgh)19816(kgs) （式46）
冷水质量流量：
WiQ（t1t2）C i71358066(kgh)19822(kgs) （式47）
式中 Qo——热负荷W
w ——流体质量流量kgs
Cp——流体定压热容kJ（kg·k）
T1T2——海水进出口温度°C
T1t2——冷水进出口温度°C
444初选换热器型号
根两流体情况假设K’3500W(㎡·℃）：
传热面积：S’QK’△T’m41367857（3500·3）3939㎡ （式48）
选BR50型板式换热器
板片数：N传热面积单板传热面积39390579片 （式49）
流道数n（N1）239 （式410）
冷热流体均取双流程流道数n’n2195≈20 （式411）
查询换热器性参数选型手册板式换热器工艺参数：
表43换热器工艺参数
BR50型板式换热器
换热面积
40㎡
流程组合
2×202×20
单板换热面积
05
单流道截面积
00016948
量直径de
00076
板片厚度δ
00008
导热系数λ
16
采换热器需程总传热系数K≥3500W(㎡·℃）
445验证
（1） 算两流体流速u：
海水流速：uo(Woρo)（3600·n·00016948）0587ms （式412）
冷水流速：ui（Wiρi）（3600·n·00016948）0588ms （式413）
（2） 算雷诺数Re：
Reo(de·uo)vo5406 （式414）
Rei(de·ui)vi5760 （式415）
（3）算努塞尔特数Nu：
板式换热器性参数表知BR50型板式换热器传热压降计算关联式：
Nu0313Re0637Pr(03)04 （式416）
Nuo0313Reo0637Pro04149 （式417）
Nui0313Rei0637Pri03126 （式418）
（4）求两流体传热系数α：
海水传热系数：αoNuo·（λode）12077W(㎡℃) （式419）
冷水传热系数：αiNui·（λide）10328W(㎡℃) （式420）
（5） 求总传热系数K：
板间热阻热损失忽略时候总传热系数：
K1[(1αo)+(δλ)+(1αi)]4354W(㎡·℃)>K’ （式421）
计算表明K该型号预设值K’初选BR50型板式换热器合适满足设计求
446核算
（1）压强降△P核算：
查阅板式换热器性参数知BR50型板式换热器扩张流道压缩流道公式分：
Eu(张)1064·Re(0233) （式422）
Eu(压)265·Re(0066) （式423）
热侧流道流体压缩流道冷侧流道流体扩张流道根流体条件知海水侧流体扩张流道冷水侧流体压缩流道：
Euo1064·Re(0233)1436 （式424）
Eui265·Re(0066)1496 （式425）
海水压力降：
△PoMo·Euo·ρo·uo985643pa （式426）
冷水压力降：
△PiMi·Eui·ρi ·ui1028983pa （式427）
通计算表明两次流体压力降均01MPa左右属济合理范围满足设计求
（3） 换热器换热量核算：
Q’KS△Tm522480w （式428）
实际设计求热负荷：Q41367857w
：Q’>Q
换热器换热量满足设计求
447结
通计算表明选BR50型换热器满足该海水源热泵系统海水降低冷水温度设置求
448设计结果
换热器换热板片图41示
图41换热器字形波纹板片
换热器型号参数见表：
表44换热器参数表
换热器型式：BR50型板式换热器
换热面积（㎡）：40
流程组合：2×202×20
单板换热面积（㎡）：05
单流道截流面积（㎡）：00016948
量直径（m）：00076
板片厚度（m）：00008
材料TA1
工艺参数
名称
冷侧
热侧
物料名称
海水
冷水
操作温度（℃）
2732
3530
流量（kgh）
71340973
71358066
续表
流体密度（kgm³）
996
9947
流速（ms）
0587
0588
传热量（W）
515949
总传热系数（W㎡·℃））
4354
流传热系数（W（㎡·℃））
12077
10328
压强降（Pa）
985643
1028983
参考参数曲线见图
图42 BR50 K—W曲线
图43板式换热器板片参数
45 循环泵选型
冷水流量：
Wi71358066(kgh)714（m³h） （式426）
根冷水流量选择型号IRG100160A11KW冷水循环泵外观图部分规格参数图45
图44 冷水循环泵
5路敷设
参考青岛奥帆媒体中心项目机房设置距离海边300m处海水联通查阅图书馆噪音分贝标准噪音衰减公式机房设置距离建筑100m处计400m冷水换热器中流速冷水质量流量设冷水进出换热器瞬间流速换热器中流速相根初始流速流量径流量流速表中选取径（部分参数见图51）表选择DN250径海水道径≤600mm时宜采高密度聚乙烯塑料（HDPE）双程（供回）敷设海水路时候需考虑防腐措施刷防腐祛生物附着涂料等防腐措施海面道通海底开槽挖沟安装陆道直埋敷设岩石道明敷设
表51径流速流量表
径流速流量表
径单位：DN 流速单位：ms 流速单位：m³h
01
02
03
04
05
06
20
011
023
034
045
057
068
25
018
035
053
071
088
106
32
029
058
087
116
145
174
40
045
09
136
181
226
271
50
071
141
212
283
353
424
65
119
239
358
478
597
717
80
181
362
543
724
905
1086
100
283
565
848
1131
1414
1696
续表
125
442
884
1325
1767
2209
2651
150
636
1272
1909
2545
3181
3817
200
1131
2262
3393
4524
5655
6786
250
1767
3534
5301
7069
8836
10603
6 海水源热泵系统原系统优劣济分析
61原系统海水源热泵系统
原建筑系统风机盘加独立新风系统称空气—水系统空调形式里面较种风机盘新风系统承担室新风冷负荷热负荷般新风机组送风道送风口风机盘等设备组成系统简图图61示
相海水源热泵系统采空气冷风机盘加独立新风系统省冷水泵路系统样冷凝器会水质导致结构会水堵塞问题水质差缺水区错选择室机室外机组成风冷机组会部分机体暴露露天空气接触该系统直接室外空气作热源通机械做功室外空气交换热量
图61系统简图
62两系统优劣较
面风机盘加独立新风系统海水源热泵系统知前者条件者苛刻海水源热泵系统关键点便需海区域风机盘加新风系统需该系统应十分广泛空气直接换热室外机周围空气温度会发生变化环境条件恶化（热岛效应）室外温度高35℃时会导致机组效率降空气温度越高制冷效率越差样耗增加室外机会产生噪音霉菌污染风冷机组室外机常年放置室外空气接触会许灰尘散热器灰尘会起保温作样机组会高温环境里面工作会设备寿命减少耗增加相风机盘加独立新风系统海水源热泵系统会更加高效海水温度稳定年四季温度变化空气温度海水源热泵机组制冷制热工作然需电实现工作程中海水源热泵机组COP值会较高相起节效果优势时没冷塔室外机会噪音霉菌问题系统中海水源热泵系统般室者室外箱体里面工作寿命会较长温度良介质中进行热交换工作延长机组寿命障率较低减少围护量海水源热泵系统海水交换热量热量带海水中者海水中带走热量海水庞水量海水流动性做会导致海水局部温度产生变化更影响海水整体温度
63两系统初投资
次系统设计着重原系统改造设计供冷供暖工作风冷冷水机组换成海水源热泵系统做初投资海水源热泵系统风冷冷水机组
风冷冷水机组：选型号LSQWRF325MNaD风冷冷水机组数量2架询问相关公司单架机组价格188700元
海水源热泵系统：选机组型号LSBLGR115HS海水源热泵数量2批（备） 询问相关公司单价36000元选型号IRG100160A11KW水泵数量2架（备）询问相关公司单价3180元选BR50型板式换热器数量2架（备）需定制询问相关厂家定制单价38500元径DN250HDPE总计800m（供回）米93元
两者初投资：
表61初投资
初投资
风冷冷水机组
单项
单价（元）
数量
合计（元）
风冷冷水机组
188700
2架
377400
海水源热泵系统
单项
单价（元）
数量
合计（元）
海水源热泵
36000
2台
229760
板式换热器
38500
2台
冷水循环泵
3180
2台
HDPE
93
800m
结
改海水源热泵系统节约147640元
64两系统耗分析（夏季制冷）
运行状态：通惠州气候环境图书馆开馆闭馆时间设定夏季制冷天数240天工作时间12时
风冷机组设备参数表知制冷时运行功率1015kw制冷量总远远超建筑物估算总冷负荷令60状态运行两架风冷机组夏季制冷工况电量：
60×1015×240×12×2350784kW·h （式61）
海水源热泵机组设备参数表知制冷时运行功率73kw热泵额定制冷量建筑物估算总冷负荷令90状态运行冷水循环泵运行功率11kw板式换热器身电海水源热泵系统夏季制冷工况电量：
90×73×240×12+11×240×12220896kW·h （式62）
两系统耗见表64
表64耗
耗
机组系统
海水源热泵系统
风冷冷水机组
电量（kW·h）
220896
350784
值（海风）
063
结
海水源热泵节约约37电量
65两系统运行费较
根惠州电价标准均千瓦时电量需交纳费064元
原建筑系统运行制冷时需费：
350784×06422450176元 （式63）
海水源热泵系统运行制冷时需费：
220896×06414137344元 （式64）
两者较见表65
表65运行费
运行费
机组系统
海水源热泵系统
风冷冷水机组
运行费
14137344元
22450176元
结
海水源热泵系统制冷时节约8312822元
66技术
海水源热泵系统具节约源绿色环保等优点作种新兴空调系统解决问题首先点建筑必须海海水受潮汐影响涨落取水点会限制导致范围实施现实般情况海水源热泵初投资相工况常规空调系统高需增加海水接触设备耐腐蚀投资该建筑说部分原系统冷水机组选型原导致初投资高海水源热泵系统相反作研究年空调系统风机盘加独立新风系统技术较成熟实施条件海水源热泵系统苛刻海水源样需冷塔减少建筑需面积容易装潢工程配合该系统空气交换热量换言空气方安装广泛陆缺少淡水资源区风机盘加独立新风系统失较选择海区更提倡海水源热泵系统毕竟相较高效节绿色环保
7结
综述该建筑言利海水源热泵系统进行制冷利原系统设备进行制冷济方面初投资运行费节省笔菲费济性提高耗方面通两种系统耗出两种系统制冷量相差工况运行海水源热泵系统耗电量明显原系统低符合节环保理念出结该建筑言原系统改造设计海水源热泵系统进行制冷完全行
次设计流程：先根原建筑面积估算出建筑需冷负荷然根冷负荷进行海水源热泵选型选型海水源热泵COP值估算出冷负荷算出换热器需满足热负荷查找相关参数进行钛板板式换热器设计计算通计算流量流速选择冷水泵路径设计海水源热泵系统原系统进行初投资耗运行费技术等方面证明方案行性完成海水源热泵系统设计工作
次设计力时间条件限做更完善环节没做非常涉方面专业知识法做深刻理解需扩展知识面学前科技信息掌握需加强节环保事业贡献份力量
参考文献
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附 录
外文翻译
外文资料
Design of a seawatersource heat pump for a bridge heating system in winter season
Abstract
In this paper a seawater source heat pump system is designed for a bridge heating in winters It is probable to freeze of the ways and bridges which may cause many accidents in the cold and snowy weathers Snow melting system is necessary to prevent the possible accidents and privative situations Design of the optimum pipe length of seawater heat exchanger is a critical issue to transfer the maximum heat from the sea Effects of the pipe diameter wall thickness radius of the coil and coil pitch on the heat transfer were shown in this paper Moreover friction factor of the helicoidal pipes and energy consumption of pumps were also calculated
Keywords Slinky heat exchanger Seawatersource heat pump Optimization Freezing
1 Introduction
Seawater source heat pumps are used for commercial applications as water heating cooling or heating of buildings Especially it is preferred in commercial buildings due to its high efficiency advantage and environmental friendliness in comparison to conventional systems In the 20th century use of petroleum resources dominated all the process and electricity industry Nowadays humankind realized that world’s petroleum resources are not infinite Rapaciously consumption of petroleum resources caused their costs to rise From 1945 to 2008 oil prices rose from 12barrel to about 100barrel [1] Hence we need to give importance to alternative energy usage much more than before
Heat pump invention of a form of closedloop cycle is generally attributed to Lord Kelvin The principal differences between the refrigerator airconditioning system and heat pump system are because of the way they are used Refrigerator and airconditioning system provide useful cooling whereas heat pumps provide useful heating [2]
Heat pumps system can be in different types and different designs For example Horizontal coupled ground source heat pump system could be used in three different types These are single pipes multiplepipes and spiraltype system [3]
Sudiro and Bertucco [1] mentioned about optimization of the heat exchanger of a seawater source heat pump system applied in China The most important optimization data is the icing and nonicing condition around the pipe [1] Besides by creating two mathematical model about the icing and non icing condition the effect of the seawater temperature and flow velocity in the pipe was shown [1]
Yu et al [4] investigated a district heating system using a water source heat pump Mostly cost analysis of the energy consumption of the pumps and heat pumps has been done for hot water supply Besides the system was compared with the boiler system It was aimed to determine if the system is economically useful or not
Heat pumps system is being to more important for heating of various places Haiwen et al [5] designed a space heating system using heat pump and investigated if system is financially feasible or not by developing a mathematical model
Fujii et al [7] a ground source heat pump application was presented and a numerical model about the slinky heat exchanger was given The soil temperature distributions on a specific time were given The heat dissipation around the heat exchanger was also given They calculate the specific heat extraction rates for different band radiuses
The spiral heat exchanger is usually used in Ground Source Heat Pump (GSHP) system and the GSHP system is generally used for indoor heating Studies on ground heat exchangers have examined on field measurements and numerical analysis Li et al [8] focused not only the numerical analysis but also theoretical researches The methodology is aimed to analyze the thermal performance of a spiral heat exchanger by establishing a ring source model
2 Heat transfer equations for the flow in circular straight ducts
In this study helicoidal pipes have been used instead of straight pipes Moreover in order to compare these two types of pipes the heat transfer equation for the straight pipes has been shown additionally
Nusselt number in the flow in circular ducts is defined with Colburn Equation [9]
𝑁𝑢 0023𝑅𝑒08𝑃𝑟𝑛 (1)
Here n04 for heating and n03 for cooling respectivelySeider and Tate propose the equation given below for the fluid which has big characteristic changes [9]
（2）
The equation given above has some inaccuracy that may reach up to 25 It’s possible to get more complicated equations to decrease the inaccuracy The error rate can be reduced to 10 by the equation given below The equation that belongs to Petukhov is [9]
（3）
The following equation that is offered by Gnielinksi for low Reynolds numbers [9]
（4）
3Heat transfer equations for the flow in circular slinky heat exchanger
The most important characteristic of the flow in slinky heat exchanger is the curvature of the pipes (Figure 1) The friction factor is higher than friction factor in the straight pipes for the same Reynolds number The pitch of the slinky heat exchanger has an effect on the heat transfer Consequently the heat transfer rate is higher in slinky heat exchanger than straight pipes Thus slinky heat exchangers are widely used in many applications
Figure 1 Slinky heat exchanger
Dean Number is a kind of dimensionless number used in both spiral coils and helicoidal pipes
（5）
The pitch effect in the slinky heat exchanger is not too much important for an optimum design The researches have shown that effect of the pitch is minimum on the heat transfer rate When the experimental and theoretical results are compared the regression analysis of available data is given by Reay and Macmichael [10]
（6）
Whereand
Heat transfer mechanism in the sea can be modeled as free convection if there is no current Rayleigh number describes the relative magnitude of the buoyancy and viscous forces in the fluid
（7）
For horizontal slinky heat exchanger characteristic length is defined as the outer diameter of the pipe Convection heat transfer coefficient of slinky pipes is defined as a function of Nusselt number in flow over horizontal pipes since no specific correlation exist for slinky pipes Nusselt number for free convection defined as [11]
（8）
（9）
Total heat transfer rate for the bridge heating is Q̇ (kW) nk number of sea water source heat pumps were used Heat transfer rate for each heat pump and is Qnk (kW) Hence the pipe length that provides the required heat in every section can be calculated as
（10）
the pipe lengths can be calculated in every section and the total pipe length
（11）
（12）
Friction factor for straight pipes in turbulent flow is
（13）
（14）
（15）
For using slinky heat exchangers curvature effects should be considered Friction factor for slinky heat exchanger is higher than the friction factor for straight pipes Following correlation was proposed by Chiasson [12] to calculate the friction factor for turbulent flow in slinky heat exchanger
（16）
Where
Owing to high flow rate and friction factor pressure drop in the pipe is very high and precautions must be taken for the high pressure drop It means the circulation pumps consume much electricity To save the electric energy it will be useful to use multiple heat exchangers in parallel instead of a single pipe So the flow rate and friction factor are decreased
For laminar flow the friction factor for slinky heat exchanger [10]
De>300 （17）
Re<2300 （18）
4 The reference function
By composing the reference function it is aimed to get maximum heat transfer rate with minimum total cost As the total cost investment cost and operating cost has been regarded The function to be optimized can be defined as below
（19）
As annual investment cost heat pumps circulation pumps pipe and fitting tools valves etc are taken into account Consequently is
（20）
Depreciation of investment cost for the slinky heat exchanger circulation pump and heat pump are given as follows
（21）
（22）
（23）
（24）
（25）
As the heat exchanger cost only pipe cost has been regarded The collectors fittings and cost of labor were added with a certain percentage Annual depreciation of pipe investment cost
（26）
（27）
Annual operating cost is the expenses of electricity consumed by circulation pumps and heat pumps during the operating time
（28）
A relationship between heating capacity of the heat pump and its price is given as
（29）
A relationship between inner diameter of the pipe and its price is given as a linear equation
（30）
A linear equation is also given between energy consumption of pumps and price of the pumps
（31）
5 Keys of study
The heat pump system has been designed to use in Black Sea Region of Turkey which is the near the Black Sea Black Sea was used as the heat source and the average temperature in winter is about 10 °C Fluid inlet temperature is 2 °C for design calculations To avoid freezing of the water under the operating condition and in the winter it must be taken some precaution Therefore waterethylene glycol mixture is used in the system Besides the properties of the fluid and sea water are shown in Table 1 and Table 2 Heat capacity of the system is about 1300 kW and 13 heat pumps were used because of the high value of heat capacity of the system
Table 1 Properties of waterethylene glycol mixture
25 by weight
Value
Unit
Density
1035
kgm3
Specific Heat
38
kjkg K
Kinematic Viscosity
32×105
m2s
Prandit Number
274
Table 2 Properties of sea water
0 °C
Value
Unit
Kinematic Viscosity
15×106
m2s
β
84×105
1K
Prandtl Number
116
6 Results and discussions
Effects of the different design parameters on the reference function were investigated As seen from Figure 2 does not have significant effect on pipe length for less than 1 m of bend radius
Figure 2 Relation between bend radius pipe diameter and pipe length
Effect of bend radius on energy consumption of circulation pump is given in Figure 3 Bend radius has an important effect on energy consumption for small pipe diameters The reference function increases with increasing pipe inner diameter and passes through a maximum and then slightly decreases (Figure 4) In Figure 5 effect of bend radius on the reference function is given Increasing bend radius increases the reference function Also seawater temperature has important effect on the reference function (Figure 6)
Figure 3 Relation between bend radius and energy consumption
of the pump for different pipe diameters
Figure 4 Effect of the wall thickness of the pipe on the reference function
Figure 5 Effect of the bend radius on the reference function
Figure 6 Effect of the seawater temperature on the reference function
Increase in reference function by 2 °C increases the reference function up to 35 at lower seawater temperatures Effect of the Reynolds number on the reference function for the constant pipe diameter is given in Figure 7 As seen in Figure 7 optimum Reynolds number in the system is about 4000
Figure 7 Effect of the Reynolds number on the reference function for the constant pipe diameter
Increasing the number of the modules also increases the performance as seen in Figure 8 Due to high energy consumption of circulating pump pipe lengths should not be too long Pipe lengths can be determined using the reference function where its value is maximum Also higher module number decreases the reference function because of increasing initial cost
Figure 8 Effect of number of the modules on the reference function
7 Conclusion
In this study optimization of the slinky heat exchangers was studied Effects of bend radius pipe diameter pipe wall thickness seawater temperature Re number and number of modules were investigated By composing a reference function it has been shown the correlation between heat transfer rate and investment and operation costs Following conclusions achieved from the results of this study
1Bend radius is important if lower than 1 m especially for smaller diameter pipes
2Increasing bend radius increases the reference function as required pumping power is reduced
3Increasing seawater increases the reference function
4Optimum Reynolds Number is around Re4000 for a given pipe diameter
5Increasing the number of modules increases the reference function up to 10 modules and there is slight decrease in the reference function Therefore the optimum value of number of module is 10 (Figure 8)
译文
某桥梁冬季采暖系统海水源热泵设计
摘
针某桥梁冬季采暖设计种海水源热泵系统冻结道路桥梁会导致许事寒冷雪天气融雪系统防止发生事困境必手段海水换热器佳长设计实现海水传热关键问题研究径壁厚线圈半径线圈节距传热影响外计算螺旋摩擦系数泵耗
关键词螺旋换热器海水源热泵优化
1 介绍
海水源热泵商业应水加热冷建筑物加热特商业建筑中传统系统更具高效环保优点20世纪石油资源利导整程电力工业类认识世界石油资源限石油资源贪婪消耗导致成升1945年2008年石油价格桶12美元升桶100美元需前更加重视代源
热泵种闭环循环形式发明通常功开尔文勋爵冰箱空调系统热泵系统区方式冰箱空调系统提供冷热泵提供加热[2]
热泵系统类型设计例水耦合源热泵系统三种类型单螺旋型系统[3]
SudiroBertucco[1]提中国应海水源热泵系统换热器优化问题重优化数道[1]周围结冰结冰情况外通建立结冰非结冰条件数学模型海水温度道流速影响规律
Yu等研究水源热泵区域供暖系统文热泵水泵耗进行成分析锅炉系统进行较目确定该系统济否
热泵系统种场供热正变越越重Haiwen等利热泵设计空间供暖系统通建立数学模型研究该系统济否行
出源热泵应实例出弹簧式换热器数值模型出土壤温度特定时间分布出换热器周围散热情况计算波段半径热提取率
源热泵系统般采螺旋换热器室采暖般采源热泵系统埋换热器研究包括现场测量数值分析Li等仅关注数值分析关注理研究该方法旨通建立环形热源模型分析螺旋换热器热工性
2 圆直中流动传热方程
研究中螺旋代直外较两种类型道出直传热方程
利Colburn方程[9]定义圆流动中Nusselt数
𝑁𝑢 0023𝑅𝑒08𝑃𝑟𝑛 (1)
里n04表示加热n03表示冷SeiderTate提出具较特性变化流体方程
（2）
面出公式误差高达25更复杂方程减少误差式错误率降低10属Petukhov方程[9]
（3）
面Gnielinksi出关低雷诺数[9]方程
（4）
3 螺旋换热器流体传热方程
螺旋换热器中流动重特征道曲率(图1)相雷诺数直中摩擦系数高摩擦系数板式换热器节距换热器传热定影响直式换热器换热速率直式换热器换热速率高螺旋换热器广泛应许领域
图1螺旋换热器
迪恩数螺旋螺旋中量纲数
（5）
优化设计说螺旋换热器节距效应重研究表明沥青传热速率影响实验结果理结果相较时ReayMacmichael[10]出数回分析
（6）
没海流情况海洋传热机制模拟流瑞利数描述流体中浮力粘滞力相
（7）
卧式螺旋换热器特性长度定义外径定义螺旋水道流换热系数努赛尔数函数螺旋水道流换热系数间存特定相关关系定义[11]流Nusselt数
（8）
（9）
桥总传热速率加热Q(kW)采nk号海水源热泵热泵换热效率Qnk(kW)提供截面需热量道长度计算：
（10）
计算出段长总长
（11）
（12）
直紊流摩擦系数
（13）
（14）
（15）
弹簧式换热器应考虑曲率效应板式换热器摩擦系数高直摩擦系数Chiasson[12]提出关联式计算螺旋换热器中紊流摩擦系数（16）
高流量摩擦系数道压降非常高必须采取预防措施意味着循环泵消耗量电力节省电联热交换器单道会流量摩擦系数降低
层流slinky换热器摩擦系数[10]
De>300 （17）
Re<2300 （18）
4 引函数
通组合参考函数总成获传热速率作总成考虑投资成营成优化函数定义
（19）
年投资成考虑热泵循环泵件工具阀门等
（20）
螺旋换热器循环泵热泵投资成折旧率
（21）
（22）
（23）
（24）
（25）
作换热器成考虑道成定例增加集尘器配件工成道投资成年折旧
（26）
（27）
年运行成循环泵热泵运行期间消耗电力费
（28）
热泵供热量价格关系
（29）
出材径材价格间线性关系
（30）
出水泵耗水泵价格间线性关系
（31）
5 研究关键
该热泵系统已设计土耳黑海区黑海附热源黑海冬季均温度10℃左右流体入口温度2℃设计计算避免冬季运行条件结冰必须采取预防措施该系统采水乙二醇混合物外流体海水性质表1表2示系统热容约1300 kW系统热容值较高13台热泵
表1水乙二醇混合物性
25重量
数值
单位
密度
1035
kgm3
热
38
kjkg K
动粘滞度
32×105
m2s
普朗特数
274
表2：海水特性
0 °C
Value
Unit
动粘滞度
15×106
m2s
β
84×105
1K
普朗特数
116
6 结果讨
研究设计参数参考函数影响图2出弯半径1 m情况长影响显著
图2弯头半径径长关系
弯头半径循环泵耗影响图3示弯曲半径径耗重影响参考函数着道径增增通值然略减(图4)图5出弯曲半径参考函数影响增加弯曲半径增加参考函数海水温度参考函数重影响(图6)
图3弯曲半径耗关系适径泵
图4壁厚度参考函数影响
图5弯曲半径参考函数影响
图6海水温度参考函数影响
海水温度较低情况基准函数增加2°C基准函数增加35雷诺数等径参考函数影响图7示图7示系统佳雷诺数约4000
图7道直径恒定时雷诺数参考函数影响
增加模块数量会提高性图8示循环泵耗高长宜长道长度值方参考函数确定道长度模块数越高初始成越高引函数越
图8模块数量引函数影响
7 结
文弹簧式换热器优化设计进行研究研究弯半径径壁厚度海水温度Re数模块数等素材性影响通编制参考函数揭示传热率投资运行成相关性研究结果出结
1弯曲半径重果1米特较直径道
2增加弯头半径增加参考函数需泵送功率减
3增加海水参考功
4定径佳雷诺数Re4000左右
5增加模块数量参考功增加10模块参考功略降模块数优值10(图8)
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