燃?xì)鈾C(jī)熱泵系統(tǒng)的制冷性能

劉煥衛(wèi)，楊 昭，王明濤

(天津大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，天津 300072)

燃?xì)鈾C(jī)熱泵系統(tǒng)的制冷性能

劉煥衛(wèi)，楊 昭，王明濤

(天津大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，天津 300072)

對燃?xì)獍l(fā)動機(jī)驅(qū)動的空氣-水熱泵系統(tǒng)進(jìn)行了制冷性能的實(shí)驗(yàn)研究．在充分回收發(fā)動機(jī)余熱的情況下，在大范圍工況下對影響系統(tǒng)性能的幾個重要因素即蒸發(fā)器進(jìn)水溫度、蒸發(fā)器進(jìn)水流量、燃?xì)獍l(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速以及環(huán)境溫度等進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究．結(jié)果表明：環(huán)境溫度31.2,℃，蒸發(fā)器進(jìn)水溫度由12,℃升高到23,℃時，室內(nèi)側(cè)制冷量增加20.4%，系統(tǒng)一次能源利用率提高13.2%；另一方面，當(dāng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速由1,300,r/min升高到1,900,r/min時，系統(tǒng)一次能源利用率先增加15.2%，而后降低7.5%，在1,600,r/min出現(xiàn)峰值．最后獲得燃?xì)鈾C(jī)熱泵系統(tǒng)制冷的最優(yōu)工況．

燃?xì)鈾C(jī)熱泵；制冷模式；回收余熱；一次能源利用率；最優(yōu)工況

燃?xì)鈾C(jī)熱泵[1-5]以潔凈的天然氣作為能源，可更有效地替代燃煤鍋爐降低大氣污染，有利于環(huán)境保護(hù)和可持續(xù)發(fā)展．與普通的電驅(qū)動熱泵(EEHP)相比，燃?xì)鈾C(jī)熱泵能夠充分回收燃?xì)獍l(fā)動機(jī)的廢熱，冬季制熱工況下，可提高供熱溫度，其一次能源利用率明顯提高．同時機(jī)組具有良好的調(diào)速性能，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)熱泵變?nèi)萘康倪B續(xù)調(diào)節(jié)，更好地適應(yīng)負(fù)荷的變化，在現(xiàn)在供熱、空調(diào)系統(tǒng)中越來越受到廣泛關(guān)注，許多學(xué)者對此進(jìn)行了研究[6-7]．文獻(xiàn)[8]對燃?xì)鈾C(jī)驅(qū)動的空氣-水熱泵機(jī)組的供熱性能進(jìn)行了研究，得到在環(huán)境溫度為7 ℃時，低速運(yùn)行時，機(jī)組的一次能源利用率高達(dá)1.6以上．但是，針對燃?xì)鈾C(jī)熱泵系統(tǒng)制冷性能的研究相對較少．筆者針對燃?xì)鈾C(jī)熱泵機(jī)組進(jìn)行了制冷性能的實(shí)驗(yàn)研究，重點(diǎn)分析了蒸發(fā)器進(jìn)水溫度、蒸發(fā)器進(jìn)水流量、環(huán)境溫度以及燃?xì)獍l(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速和系統(tǒng)壓縮機(jī)耗功、負(fù)荷以及一次能源利用率(PER)的關(guān)系．

1 燃?xì)鈾C(jī)熱泵實(shí)驗(yàn)裝置

圖1所示為燃?xì)獍l(fā)動機(jī)驅(qū)動的空氣-水熱泵系統(tǒng)示意．該系統(tǒng)兼?zhèn)渲评浜椭茻峁δ?，同時該系統(tǒng)能夠完全回收發(fā)動機(jī)缸套廢熱和排煙廢熱．燃?xì)鈾C(jī)熱泵制冷循環(huán)包括4部分：制冷劑循環(huán)、余熱循環(huán)、冷凍水循環(huán)以及生活熱水循環(huán)．

制冷劑(R134a)在蒸發(fā)器內(nèi)吸熱汽化由四通換向閥進(jìn)入壓縮機(jī)(比澤爾開啟式壓縮機(jī)6NFCY)入口1，高溫高壓制冷劑由壓縮機(jī)出口2進(jìn)入風(fēng)冷式冷凝器，由冷凝器出口3經(jīng)電子膨脹閥節(jié)流后，循環(huán)到蒸發(fā)器入口4，完成制冷循環(huán)．溫度測量主要采用分度號為T的熱電偶，測量誤差為±0.5,℃．

動力系統(tǒng)為雙燃料電噴發(fā)動機(jī)，輸出動力同時產(chǎn)生余熱．余熱循環(huán)包括2部分：缸套余熱循環(huán)和排煙余熱循環(huán)．以此實(shí)現(xiàn)缸套廢熱和排煙廢熱的回收和利用．缸套換熱器和排煙換熱器冷卻水流量分別由智能渦輪流量計(jì)F2和F1實(shí)時測量，型號為LWY-25E，其測量誤差為±0.5%．

夏季制冷模式下，燃?xì)鈾C(jī)熱泵制取冷凍水．冷凍水通過水泵進(jìn)入蒸發(fā)器水側(cè)入口9，和制冷劑進(jìn)行換熱后由出口10循環(huán)到大水箱內(nèi)，此過程中冷凍水流量由智能渦輪流量計(jì)實(shí)時檢測并采集．

缸套和排煙廢熱在夏季制冷模式下，通過水-水板式換熱器制取生活用熱水．

圖1 燃?xì)鈾C(jī)熱泵系統(tǒng)Fig.1 Gas engine-driven heat pump system

2 系統(tǒng)數(shù)據(jù)分析

燃?xì)獍l(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速和扭矩保持不變時，發(fā)動機(jī)處于穩(wěn)態(tài)工況．燃?xì)獍l(fā)動機(jī)的一次能耗由天然氣流量以及其低位熱值計(jì)算，即

式中：Qgas為發(fā)動機(jī)的一次能耗，kW；Mgas為天然氣流量，kg/s；LHVq為天然氣低位熱值，kJ/kg．

蒸發(fā)器制取冷凍水，忽略系統(tǒng)的熱損失，基于質(zhì)量和能量守恒方程，系統(tǒng)的制冷量計(jì)算式為

式中：Qc為系統(tǒng)制冷量，kW；Mref為制冷劑質(zhì)量流量，kg/s；M3wat為冷凍水流量，kg/s；cp,wat為水的比定壓熱容，kJ/(kg·℃)；t9和t10為蒸發(fā)器入口和出口水溫，℃．

燃?xì)鈾C(jī)熱泵系統(tǒng)余熱包括缸套余熱和煙氣余熱．發(fā)動機(jī)在某一穩(wěn)定工況下，基于能量守恒原理，通過測量發(fā)動機(jī)冷卻水流量、進(jìn)出口溫度、煙換熱器水流量和進(jìn)出口溫度，根據(jù)采集的相關(guān)數(shù)據(jù)，可得到缸套余熱(Qcj)和煙氣余熱(Qexh)計(jì)算式分別為

式中：Qcj為缸套余熱，kW；Qexh為排煙余熱，kW；M1wat和M2wat分別為發(fā)動機(jī)排煙換熱器和缸套換熱器冷卻水流量，kg/s；t5和t8分別是缸套換熱器冷卻水進(jìn)出口溫度，℃；t6為排煙換熱器冷卻水出口溫度，℃．M1wat和M2wat與燃?xì)獍l(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速有關(guān)，通過實(shí)驗(yàn)得到流量與轉(zhuǎn)速的關(guān)系如圖2所示．

圖2 冷卻水流量和轉(zhuǎn)速的關(guān)系Fig.2 Relation between cooling water volume flow rate and gas engine speeds

燃?xì)鈾C(jī)熱泵系統(tǒng)通過發(fā)電機(jī)實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)自備電功能，發(fā)電機(jī)輸出功率通過上位機(jī)采集的電流和電壓計(jì)算，即

式中：Qgen為發(fā)電機(jī)輸出功率，W；U為輸出電壓，V；I為輸出電流，A．

回收發(fā)動機(jī)余熱后，系統(tǒng)的一次能源利用率計(jì)算式為

3 結(jié)果與討論

對影響燃?xì)鈾C(jī)熱泵制冷性能的蒸發(fā)器進(jìn)水溫度(12～23 ℃)、燃?xì)獍l(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速(1 300～1 900 r/min)、蒸發(fā)器進(jìn)水流量(4.18～5.25 m3/h)以及環(huán)境溫度(25～32 ℃)等因素進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖3～圖9所示．

3.1 蒸發(fā)器進(jìn)水溫度的影響

圖3和圖4為環(huán)境溫度31.2 ℃、蒸發(fā)器進(jìn)水流量分別為4.18,m3/h和5.25,m3/h工況時，壓縮機(jī)耗功(Pcom)和負(fù)荷隨蒸發(fā)器進(jìn)水溫度的變化規(guī)律．系統(tǒng)總收益Qtol(制冷量Qc、發(fā)動機(jī)缸套余熱Qcj、排煙余熱Qexh和發(fā)電機(jī)輸出功率Qgen之和)在不同燃?xì)獍l(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速下均隨蒸發(fā)器進(jìn)水溫度的升高而明顯增加．

在蒸發(fā)器進(jìn)水流量4.18,m3/h、燃?xì)獍l(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速1,600,r/min工況下，蒸發(fā)器進(jìn)水溫度由12,℃升高到23,℃時，蒸發(fā)器進(jìn)水溫度的升高，使冷凍水和制冷劑之間傳熱溫差增大，蒸發(fā)溫度升高，在冷凝壓力和過熱度(過熱度設(shè)定值5.2,℃)不變時，系統(tǒng)制冷劑流量增大，從而使系統(tǒng)的制冷量和壓縮機(jī)耗功分別增大20.4%和2.1%，相比制冷量，壓縮機(jī)耗功增幅相對較小，而燃?xì)獍l(fā)動機(jī)一次能耗幾乎不變．如圖5所示，系統(tǒng)的一次能源利用率增大13.2%．

圖3 蒸發(fā)器進(jìn)水流量為4.18,m3/h時，壓縮機(jī)耗功和負(fù)荷隨蒸發(fā)器進(jìn)水溫度的變化Fig.3 Variations of compressor power and heat loads ver- sus evaporator water inlet temperature in,4.18,m3/h

圖4 蒸發(fā)器進(jìn)水流量為5.25,m3/h時，壓縮機(jī)耗功和負(fù)荷隨蒸發(fā)器進(jìn)水溫度的變化規(guī)律Fig.4 Variations of compressor power and heat loads ver- sus evaporator water inlet temperature in,5.25,m3/h

圖5 轉(zhuǎn)速為1,600,r/min時，一次能源利用率隨蒸發(fā)器進(jìn)水溫度的變化規(guī)律Fig.5 Variation of PER versus evaporator water inlet tem- perature in 1,600,r/min

3.2 蒸發(fā)器進(jìn)水流量的影響

圖6是環(huán)境溫度31.2,℃、燃?xì)獍l(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速1,600,r/min工況下，壓縮機(jī)耗功和負(fù)荷隨蒸發(fā)器進(jìn)水流量的變化規(guī)律．蒸發(fā)器流量由4.18,m3/h升高到5.25,m3/h，蒸發(fā)器進(jìn)水流量增大，蒸發(fā)器水側(cè)換熱系數(shù)增大，制冷劑和冷凍水之間傳熱溫差減小，從而使系統(tǒng)制冷量、壓縮機(jī)耗功以及系統(tǒng)一次能耗分別增加5.2%、12.4%和10.08%．由于系統(tǒng)制冷量的增幅小于燃?xì)獍l(fā)動機(jī)一次能耗的增加幅度，導(dǎo)致系統(tǒng)一次能源利用率降低5.06%，如圖5所示．

圖6 轉(zhuǎn)速為1,600,r/min時，壓縮機(jī)耗功和負(fù)荷隨蒸發(fā)器進(jìn)水溫度的變化規(guī)律Fig.6 Variations of compressor power and heat loads versus evaporator water inlet temperature in,1,600, r/min

3.3 燃?xì)獍l(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的影響

圖7和圖8所示是在環(huán)境溫度31.2,℃、蒸發(fā)器進(jìn)水流量4.18,m3/h和5.25,m3/h工況下，一次能源利用率與燃?xì)獍l(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律．由圖可知，系統(tǒng)一次能源利用率隨燃?xì)獍l(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的升高呈現(xiàn)先升高后降低的趨勢．當(dāng)燃?xì)獍l(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速由1,300,r/min升高到1,600,r/min時，由圖4可知，燃?xì)獍l(fā)動機(jī)的一次能耗增大6.8%，系統(tǒng)制冷量增加26.5%，由于系統(tǒng)制冷量增大的幅度(26.5%)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于燃?xì)獍l(fā)動機(jī)一次能耗的增加值(6.8%)，所以，系統(tǒng)的一次能源利用率增加15.2%；隨著燃?xì)獍l(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速由1,600,r/min升高到1,900,r/min，燃?xì)獍l(fā)動機(jī)的一次能耗增大19.6%，系統(tǒng)制冷量僅僅增大4.7%．顯然，燃?xì)獍l(fā)動機(jī)一次能耗增加的幅度(19.6%)大于系統(tǒng)制冷量的增加值(4.7%)，所以，如圖8所示，系統(tǒng)的一次能源利用率隨著發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的升高而降低7.5%．實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，燃?xì)鈾C(jī)熱泵系統(tǒng)的燃?xì)獍l(fā)動機(jī)和壓縮機(jī)在1,600,r/min時具有最大的工作效率．

圖7 蒸發(fā)器水流量為4.18,m3/h時，系統(tǒng)一次能源利用率隨燃?xì)獍l(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律Fig.7 Variation of PER versus gas engine speeds in 4.18,m3/h water volume flow rate

圖8 蒸發(fā)器水流量為5.25,m3/h時，系統(tǒng)一次能源利用率隨燃?xì)獍l(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律Fig.8 Variation of PER versus gas engine speeds in 5.25,m3/h water volume flow rate

3.4 環(huán)境溫度的影響

在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1,300,r/min時，系統(tǒng)一次能源利用率隨環(huán)境溫度(25.2～31.5,℃)的變化規(guī)律如圖9所示．當(dāng)環(huán)境溫度由25.2,℃升高到31.5,℃時，系統(tǒng)的冷凝壓力升高，導(dǎo)致壓縮機(jī)耗功增大6.2%，同時系統(tǒng)一次能耗增大3.3%，而系統(tǒng)制冷量僅僅增大0.6%，幾乎不變．所以，由于系統(tǒng)制冷量增加幅度(0.6%)小于燃?xì)獍l(fā)動機(jī)一次能耗增加幅度(3.3%)，導(dǎo)致系統(tǒng)的一次能源利用率降低4.8%．

圖9 不同環(huán)境溫度下，一次能源利用率隨蒸發(fā)器進(jìn)水溫度的變化規(guī)律Fig.9 Variations of PER versus evaporator water inlet F ig.7 temperature for different ambient temperatures

4 結(jié) 論

進(jìn)行了燃?xì)鈾C(jī)熱泵系統(tǒng)制冷工況下的性能實(shí)驗(yàn)研究．對影響系統(tǒng)性能的幾個重要因素即蒸發(fā)器進(jìn)水溫度、燃?xì)獍l(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速以及蒸發(fā)器進(jìn)水流量等進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)和分析，重要結(jié)論如下．

(1) 蒸發(fā)器進(jìn)水溫度是系統(tǒng)一次能源利用率重要的影響因素．環(huán)境溫度為31.2,℃、燃?xì)獍l(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1,600,r/min時，蒸發(fā)器進(jìn)水溫度由12,℃升高到23,℃，室內(nèi)側(cè)制冷量Qc增大20.4%，燃?xì)獍l(fā)動機(jī)一次能耗Qgas增加1.2%．系統(tǒng)的一次能源利用率增加13.2%．在滿足系統(tǒng)制冷要求時，盡量提高蒸發(fā)器的進(jìn)水溫度，以獲得較高的系統(tǒng)一次能源利用率．

(2) 燃?xì)獍l(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速由1,300,r/min升高到1,600,r/min時，系統(tǒng)的一次能源利用率不下降反而升高15.2%；隨著燃?xì)獍l(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速由1,600,r/min升高到1,900,r/min，系統(tǒng)的一次能源利用率降低7.5%．在系統(tǒng)負(fù)荷滿足的情況下，使燃?xì)獍l(fā)動機(jī)維持在經(jīng)濟(jì)轉(zhuǎn)速下運(yùn)行．

(3) 環(huán)境溫度由25.2,℃升高到31.5,℃時，系統(tǒng)的一次能源利用率降低4.8%．

(4) 燃?xì)鈾C(jī)熱泵系統(tǒng)制冷模式下，燃?xì)獍l(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1,600,r/min、蒸發(fā)器進(jìn)水流量為4.18,m3/h時，燃?xì)獍l(fā)動機(jī)、壓縮機(jī)效率最高，系統(tǒng)達(dá)到最優(yōu)運(yùn)行工況.

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Cooling Performance of Gas Engine-Driven Heat Pump System

LIU Huan-wei，YANG Zhao，WANG Ming-tao
(School of Mechanical Engineering，Tianjin University，Tianjin 300072，China)

The performance characteristic of gas engine driven heat pump in cooling mode was investigated experimentally. With engine heat recovery，the effects of several important factors(evaporator water inlet temperature，evaporator water volume flow rate，gas engine speed and ambient temperature)on the performance of gas enginedriven heat pump were studied in a wide range of operating conditions. The results show that indoor unit cooling capacity and the primary energy ratio increases by 20.4% and 13.2%respectively as evaporator water inlet temperature increased from 12,℃ to 23,℃ at the ambient temperature of 31.2,℃. On the other hand，when the gas engine speed increases from 1,300,r/min to 1,900,r/min，the primary energy ratio first increases by 15.2%，then decreases by 7.5%，peaking at 1,600,r/min. Finally，the optimal condition of gas engine driven heat pump was drawn at the maximum primary energy ratio.

gas engine-driven heat pump；cooling mode；heat recovery；primary energy ratio；optimal condition

TK511.2

A

0493-2137(2011)07-0645-05

2010-11-05；

2011-03-07.

國家高技術(shù)研究發(fā)展計(jì)劃(863計(jì)劃)資助項(xiàng)目(2007AA05Z223)；教育部高等學(xué)校博士點(diǎn)基金資助項(xiàng)目(20080056004)；國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51076112).

劉煥衛(wèi)（1982— ），男，博士研究生.

楊 昭，zhaoyang@tju.edu.cn.