系统的高低压段被分成制冷剂侧管壁以及水或空气侧三个控制容积。
针对每个控制容积建立了质量和能量平衡的微分方程。
由于压缩机热力膨胀阀阀体以及四通换向阀具有较小的热惯性，因而采用稳态模型描述压缩过程膨胀过程以及内泄露过程。
膨胀阀感温包中的制冷剂温度对于蒸发器出口温度的延迟用一阶惯性环节来描述。
通过预测一校正和自适应步长方法实现系统仿真。
仿真结果与测试数据吻合良好。
关键词风冷热泵冷热水机组动态仿真中图分类号一1五度一了I，o一一劲罗叮。
沙五亡奴S五动弘至d j亡宜三亡弘动丈r一o一一一s一即r一o一目叮舀风冷热泵冷热水机组是一种既能供冷水，又能供热水的空调装置。
由于机组以空气为冷源或热源，省去了一套复杂的冷却水系统和锅炉加热系统，因而安置使用方便，在世界各地有着广泛的应用。
因此，快速而又经济地开发出高性能产品具有重要的现实意义。
风冷热泵冷热水机组在运行中通常表现为动态特性。
通过实验手段获得机组的动态特性，不仅时间长，而且耗资大。
若建立起动态仿真模型，再用有限的实验数据对模型进行校准，则该模型能在很大程度上取代实验。
设计者可利用校准后的模型，任意修改设计参数和运行工况，并进行仿真，从而选择出合理的设计方案。
目前已有部分动态仿真模型开发出来。
它们主要以小型装置为对象，以仿真的理论研究为目的，并只能独立用于制冷或制热装置。
关于冷热水机组这种大型机组的动态仿真研究则很少见到在此背景下，本文建立了关于这种机组动态过程仿真模型。
并通过实验验证了该模型。
模型建立机组通过四通换向阀切换制冷与制热工况。
两日期一修订日期一。
不基金项目国家重点基础研究发展规划项目资助（伏龙（一男，安徽全椒人，博士研究生，主要从事制冷空调装置的仿真与优化的研究。
工程热物理学报卷种工况的物理过程均可用图表示。
其中，制冷工况下，冷凝器为空气侧换热器，蒸发器为水侧换热器。
制热工况下，冷凝器为水侧换热器，蒸发器为空气侧换热器。
图中的虚线代表了制冷剂在流经四通换向阀时，高压侧制冷剂向低压侧的内部泄露过程。
式中，。
为制冷剂比内能，近似按饱和状态计算。
吼，按三区（气相两相液相）模型计算艺。
只云=冷凝器储液器压缩机玄气液分离器碧曰止哩川震漏图机组简图高低压段从压缩机出口到膨胀阀的进口为系统的高压段，而从膨胀阀的出口到压缩机的进口为低压段。
系统的动态特性主要表现在这两个热工环节。
这两个热工环节有着许多共同的特征。
因此，将它们的模型放在一起叙述。
这里作以下简化（a）忽略制冷剂在换热器中的压降忽略环境对壳管式换热器水侧的漏热以及连接管路间的热交换（c）忽略连接管路储液器以及气液分离器的金属热容。
（l）制冷剂侧能量平衡方程一丽乙爪一乙爪士二。
式中，。
和分别代表各相区的换热系数换热面积和对数平均温差。
冷凝器的**区域为气相区，蒸发区的**区为液相区。
假定**区域的内制冷剂处于准稳态状态，则其长度很容易计算得到。
如果蒸发器进口为两相，则该蒸发器液相区消失。
冷凝器和蒸发器的第二区域为两相区。
我们假定两相区内制冷剂干度线性分布）高压段内制冷剂气体尽可能多地集中在集气管和冷凝器中，低压段内认为液相制冷剂尽可能多地集中在蒸发器中。
根据这两个假定，利用空泡系数模型可确定第二个相区长度。
换热管内剩余的部分即是第三个相区，对于冷凝器为液相区，而对于蒸发器为气相区。
按下式简化计算爪一二一卜告二一二即，高压侧制冷剂液体通过气液分离器时，所获得的过冷度不超过式中，角标分别代表储液器和蒸发器。）换热管壁能量方程一式中，爪，分别表示制冷剂总内能，流量和烩。
脚标和表进口和出口。
为换热管对制冷剂的传热速率。
则是高压段（取负号）和低压段（取正号）在气液分离器中的热交换。
质量平衡方程式中，虱为换热管平均温度。
为管外侧流体（空气或水）对换热管壁的传热速率。
空气或水侧能量方程*一艺爪二煞竺一爪一二一于对式中，表示制冷剂总质量。
相和液相。
总体积一艺爪脚标和了代表气式中，角标表示管外侧流体空气或水）。
空气侧换热器，可近似取传热方程妈了式中，为制冷剂比容，近似按饱和状态计算。
总内能八几对了七一鲁呼是警毕期伏龙等风冷热泵冷热水机组动态过程仿真上述基本方程中，未知数为妈，尹。
对高压段）或尹。
对高压段），双丁七u共个。
方程组封闭。
方程（采用二阶e一方法积分，而方程）采用隐式差分。
压缩机忽略压缩机的热容变化。
对于螺杆式压缩机，其指示功和出口烩为阀的特性常数吃，可根据阀制造商所提供的额定工况推算。
为静态压力，它取决于静态过热度七。
四通换向阀制冷剂在四通换向阀中，从高压侧向低压侧的泄漏量为爪二几一拼从9曰曰。上。上了1胜、万二万尹一尹旱一从式中，脚标分别表示气液分离器和压缩机。
和分别为压缩机完成内压缩时的压力和比容，弓，二，为压缩过程的多变指数。
为内压缩容积比。
压缩机有效流量冲。
从刀l式中，从为压缩机理论排量。
为有效流量系数。
由于一部分制冷剂液体需要用来冷却压缩机内腔，从而引起用与制冷或制热的有效制冷剂流量的减少。
这一影响用系数Cc来修正。
压缩机的容积效率由下式计算叮。
一尹压缩机电功率一爪从叮式中，跳为压缩机总效率。
热力膨胀阀感温包中制冷剂的温度对于蒸发器出口制冷剂温度的响应几一下二一二一式中几为时间常数。
脚标代表感温包。
忽略膨胀阀阀体的热容变化影响，制冷剂流过膨胀阀的过程可视为等烩过程，而通过阀的流量按下式计算冈爪佣斌户尹。
一尹。
一尹。
却其中泄漏系数几可根据制造商提供的设计工况下的泄漏量推算。
系统仿真算法对于给定时间步长，按预测一校正方法计算当前时刻系统的状态。
具体步骤为以上一时刻高低压段的入口参数作为当前时刻高低压段的入口参数。
对高低压段作预测计算）按压缩机膨胀阀四通换向阀高压段低压段次序作校正计算。
时间步长按自适应算法囚确定。
模型验证对某型号的风冷热泵冷热水机组进行了仿真。
除结构参数外，通过实验所测量的环境温度进水温度以及水量作为仿真的输入参数。
此外，空气侧换热器的风量由风机的制造商提供，并作为仿真的输入参数。
机组所采用的螺杆压缩机，具有25四级负荷调节功能。
在制冷和制热工况下，压缩机都按这四级负荷逐级加载启动，级间延时60图给出了机组从压缩机启动那一刻起的仿真和实验结果。
图分别给出了制冷工况下蒸发压力（表压和冷凝压力表压以及制冷量和电功率的变化。
从。、是压缩机逐级启动的过程。
在这一期间，从压缩机进入冷凝器的高温高压气体来不及被冷凝，导致冷凝压力迅速上升。
蒸发压力迅速下降，并出现了震荡。
该震荡主要是由于膨胀阀开度的震荡所引起。
在内，机组电功率的仿真结果在趋势上能够同测试值相一致，但精度上有明显偏差。
原因在于，压缩机模型中，压缩机总效率在四级负载下都采用了相同的值。
后，压缩机满载，机组状态变化缓慢。
图分别给出了制热工况下蒸发压力表压和冷凝压力（表压以及制热量和电功率的变化。
在内，环境温度的波动引起蒸发压力和机组制热量的波动。
工程热物理学报卷飞飞诊召辞曰钾袱潺钾州交犯的户俘又丫狡仿真测试（蒸发又测试（冷凝厂立仿真钡叮试制冷量令测试（电功率自只田今气栩一盆匕书打J护爪护。
千的时间图制冷工况下冷凝压力与蒸发压力（表压）的变化图制冷量与电功率的变化琴名裤俘留尺潺帅女酬嘉拭折又霖丈欢时自只图尧丫辛溉尽州二扮抓二片仿真测试制冷量令测试（电功率决我护时间时间图制热工况下冷凝压力与蒸发压力（表压）的变化图制热量与电功率的变化总的来说，仿真结果同测试值能够很好地吻合，仿真模型能够描述机组运行中表现出的基本特征。
以上的仿真时间内，制冷量制热量以及输入电功率的仿真值与测试值相对误差低结论与展望针对风冷热泵冷热水机组建立了动态仿真模型。
仿真结果与实验数据吻合较好，可满足工程设计需要。
仿真模型的输入参数中大多数为设计人员所熟知，只有制冷剂的初始分布热力膨胀阀的时间常数热力膨胀阀的静态过热度这三个参数难以精确给定。
但本文的研究表明，这三个参数对于仿真结果以及机组实际性能影响很小，因而可在仿真模型中近似按常数给定。
因此，本文的仿真模型可方便地为普通设计人员所使用。
在今后的研究中，还需要对机组在压缩机加载过程中的输入电功率计算做进一步改进。
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