夏季冷熱聯(lián)供模式下的燃氣機熱泵機組性能分析

(1 天津城建大學能源與安全工程學院 天津 300384； 2 青島海爾熱水器有限公司 青島 266101)

環(huán)境污染和化石能源短缺是目前我國亟待解決的兩大問題。在我國北方實施“煤改氣”的能源利用背景下，高效利用天然氣進行供熱和制冷是當前急需解決的科學問題之一。與傳統(tǒng)供暖方式相比，熱泵技術通過吸收自然界中的低品位熱源的熱能，轉化為高品位熱能，在一定程度上達到了節(jié)能減排的目的[1]。熱泵系統(tǒng)通過四通閥控制制冷劑流向來實現(xiàn)制冷、供熱模式的切換[2]。燃氣機熱泵是以天燃氣為一次能源、以燃氣發(fā)動機驅動壓縮機做功的新型熱泵系統(tǒng)。與電熱泵相比，燃氣機熱泵優(yōu)點如下：1)回收發(fā)動機缸套和煙氣余熱用于融霜，避免電熱泵除霜時影響用戶熱舒適性；2)發(fā)動機易進行轉速調節(jié)，實現(xiàn)系統(tǒng)在部分負荷下的節(jié)能運行；3)夏季發(fā)動機余熱制取生活熱水，提高系統(tǒng)COP和PER[3-6]。

目前，國內外學者對于燃氣機熱泵技術的研究多集中在制冷、供暖、食物干燥等領域[7-11]。在理論建模方面，Hu Bin等[12]模擬研究了制熱模式下各影響因素對燃氣機熱泵性能的影響，結果表明：當發(fā)動機轉速由1 400 r/min增至2 000 r/min，機組制熱量上升了26.9%。Yang Zhao等[13]建立了燃氣機熱泵熱水器仿真模型，通過仿真和實驗研究了燃氣機熱泵熱水器的性能，結果表明：隨著發(fā)動機轉速的降低和制取的熱水水溫減小，機組性能系數(shù)(COP)和一次能源利用率(PER)均有所上升。Zhang R. R.等[14]建立了燃氣機熱泵的穩(wěn)態(tài)模型，分析了考慮余熱回收情況下燃氣機熱泵的供暖性能，結果顯示：燃氣熱泵余熱回收量占機組總產(chǎn)能的30%。

在實驗研究方面，楊昭等[15]建立了天然氣發(fā)動機驅動的壓縮式水-水熱泵實驗臺，進行了多種工況和轉速下機組的性能測試。結果表明：在實驗工況范圍內，系統(tǒng)PER為1.13～1.79。E. Elgendy等[16]對比了發(fā)動機余熱用來加熱制冷劑(輔助蒸發(fā))和直接加熱熱水供給用戶兩種模式下的機組性能，結果表明：相同工況下，發(fā)動機余熱用在制冷劑管路上時系統(tǒng)PER最大可達1.25，而直接加熱熱水供給用戶系統(tǒng)PER最大為1.83。E. Elgendy等[17]研究了冬季供暖模式下的燃氣機熱泵機組冷凝器、發(fā)動機余熱串聯(lián)供熱特性，結果表明：冬季熱水出口溫度可達70 ℃。楊昭等[18]研究了不同控制方法對燃氣機熱泵性能的影響，結果表明：模糊自適應PID應用于燃氣機熱泵系統(tǒng)可有效克服系統(tǒng)干擾，提高控制質量。Dong Fujiang等[19]實驗研究了燃氣機熱泵的制熱性能，結果表明：當室外環(huán)境溫度由2.4 ℃增至17.8 ℃時，機組COP和PER分別增加了32%和19%。Liu Huanwei等[20]搭建了帶有蒸發(fā)冷凝器的燃氣機熱泵實驗臺，結果表明：機組PER和制冷量隨著蒸發(fā)冷凝器內風速的增加而增大，隨著室外環(huán)境溫度的增加而減??；相比于傳統(tǒng)的空氣源燃氣機熱泵，CO2排放量和輸入熱負荷分別減小了8.8%和16.3%。E. Elgendy等[21]研究了以R410A為工質的燃氣機熱泵的制冷、供熱性能，結果表明：發(fā)動機轉速變化對系統(tǒng)性能的影響要比室外環(huán)境溫度和蒸發(fā)器進水溫度的影響更明顯；隨著發(fā)動機轉速由1 200 r/min增至1 750 r/min時，機組的余熱回收量、制冷量和輸入熱負荷分別增加28%、35%和44%。

本文在國內外學者研究的基礎上，對夏季制冷凍水同時制取生活用熱水模式下的燃氣機熱泵性能進行了深入研究。在實驗工況下，重點分析了發(fā)動機轉速、蒸發(fā)器進水溫度和室外環(huán)境溫度等因素對熱泵機組性能的影響，對比研究了發(fā)動機余熱回收對系統(tǒng)性能的影響及發(fā)動機和熱泵部件的匹配，為燃氣機熱泵機組的設計匹配和運行提供參考。

1 實驗裝置

圖1所示為燃氣機熱泵實驗系統(tǒng)。該實驗系統(tǒng)包括三個循環(huán)：制冷劑循環(huán)、發(fā)動機余熱循環(huán)和冷凍水循環(huán)。實驗系統(tǒng)以R134a為制冷劑工質，以空氣和水分別作為冷凝器和蒸發(fā)器的換熱介質。圖2所示為燃氣機熱泵實驗臺，表1和表2分別為燃氣機熱泵實驗臺主要設備參數(shù)和測量儀表參數(shù)。

表1 燃氣機熱泵主要設備參數(shù)Tab.1 Main parts parameter of gas engine heat pump

表2 測量儀表參數(shù)Tab.2 Model Specifications of measuring instruments

注: FS為滿量程誤差；R為讀數(shù)誤差。

1.1 制冷劑循環(huán)

制冷劑循環(huán)為蒸氣壓縮式熱泵循環(huán)。低溫低壓的氣態(tài)制冷劑從壓縮機吸氣口進入壓縮機，被壓縮成高溫高壓的氣態(tài)制冷劑通過油分離器進入冷凝器冷凝。被冷凝的液態(tài)制冷劑流經(jīng)電子膨脹閥節(jié)流后進入蒸發(fā)器吸熱，最后通過四通閥返回壓縮機進行下一個循環(huán)。其中，高溫氣態(tài)制冷劑在冷凝器內向環(huán)境放熱液化，氣液混合的低溫制冷劑在蒸發(fā)器內吸熱，產(chǎn)生空調冷凍水。

F水流量測點；T溫度測點；P壓力測點。圖1 燃氣機熱泵實驗系統(tǒng)Fig.1 The GEHP experiment system

圖2 燃氣機熱泵實驗臺Fig.2 Experimental prototype of GEHP system

1.2 發(fā)動機余熱循環(huán)

發(fā)動機余熱循環(huán)包括兩個子循環(huán)：發(fā)動機冷卻液循環(huán)和生活熱水循環(huán)。發(fā)動機冷卻液循環(huán)以乙烯乙二醇防凍液為循環(huán)工質，防凍液在發(fā)動機缸套和缸套換熱器內循環(huán)流動，帶走發(fā)動機內的多余熱量，保證發(fā)動機正常運行。生活熱水循環(huán)以水作為循環(huán)工質，由熱水箱、循環(huán)水泵、缸套換熱器、煙氣換熱器等組成。當發(fā)動機缸套內防凍液溫度低于80 ℃時，生活熱水循環(huán)關閉，發(fā)動機出水口處的節(jié)溫器保證防凍液快速達到設定溫度；當發(fā)動機缸套內防凍液溫度在80 ℃以上時，發(fā)動機冷卻液循環(huán)及生活熱水循環(huán)均開啟。從熱水箱出來的水經(jīng)水泵加壓后依次流經(jīng)缸套換熱器和煙氣換熱器，回收發(fā)動機缸套及煙氣的熱量，水溫升高后返回熱水箱進行下一個循環(huán)。

2 數(shù)據(jù)分析

根據(jù)冷凍水質量流量和蒸發(fā)器側冷凍水的進、出口溫度計算得到系統(tǒng)制冷量：

Qeva=cp,wmw(Teva,in-Teva,out)

(1)

式中：Qeva為系統(tǒng)制冷量，kW；cp,w為水的比熱容，kJ/(kg·K)；mw為水質量流量，kg/s；Teva,in為蒸發(fā)器進水溫度，℃；Teva,out為蒸發(fā)器出水溫度，℃。

發(fā)動機余熱回收量包括發(fā)動機缸套余熱回收量和煙氣余熱回收量。計算可得各余熱回收量：

QHR=Qcyl+Qexh

(2)

Qcyl=cp,cwmcw(Tcyl,out-Tcyl,in)

(3)

Qexh=cp,cwmcw(Texh,out-Texh,in)

(4)

式中：QHR為發(fā)動機余熱回收量，kW；Qcyl為發(fā)動機缸套余熱回收量，kW；mcw為防凍液質量流量，kg/s；Qexh為煙氣余熱回收量，kW；cp,cw為防凍液比熱容，kJ/(kg·K)；Tcyl,in、Tcyl,out分別為防凍液進、出缸套換熱器溫度，℃；Texh,in、Texh,out分別為防凍液進、出煙氣換熱器溫度，℃。

根據(jù)天然氣體積流量和低熱值，可以計算出系統(tǒng)輸入熱負荷：

QEC=VgasLHV

(5)

式中：QEC為輸入熱負荷，kW；Vgas為天然氣體積流量，m3/s；LHV為燃氣低熱值，kJ/m3。

壓縮機軸功率可由燃發(fā)動機輸入熱負荷與發(fā)動機效率計算獲得：

P=QECε

(6)

式中：P為壓縮機軸功率，kW；ε為發(fā)動機效率。

機組總產(chǎn)能為制冷量與發(fā)動機余熱回收量之和：

QTH=Qeva+QHR

(7)

式中：QTH為機組總產(chǎn)能，kW。

不考慮余熱回收的系統(tǒng)性能系數(shù)(COP1)和一次能源利用率(PER1)與考慮余熱回收的性能系數(shù)(COP2)和一次能源利用率(PER2)可由式(8)～式(10)計算：

(8)

(9)

(10)

(11)

3 結果與討論

本文實驗研究了夏季制冷凍水同時制取生活用熱水模式下燃氣機熱泵系統(tǒng)的性能。重點分析了蒸發(fā)器進水溫度(12～22 ℃)、室外環(huán)境溫度(24.2～35.6 ℃)及發(fā)動機轉速(1 400～2 000 r/min)3個因素對機組性能的影響，對比研究了發(fā)動機余熱對系統(tǒng)性能的影響及提升程度。

3.1 發(fā)動機轉速的影響

燃氣發(fā)動機的部分負荷特性是燃氣機熱泵機組效率的核心因素，嚴重影響機組的運行情況[11,19]。

在室外環(huán)境溫度為30.1 ℃，蒸發(fā)器進水溫度為12 ℃工況下，不同發(fā)動機轉速(1 400～2 000 r/min)對機組性能參數(shù)、系統(tǒng)COPs和PERs的影響分別如圖3和圖4所示。由圖3可知，隨著發(fā)動機轉速由1 400 r/min增至2 000 r/min，機組輸入熱負荷、制冷量和發(fā)動機余熱回收量分別增加了44.3%、14.0%和 31.2%。與制冷量相比，系統(tǒng)耗氣量的增長更顯著，機組能量利用率呈下降趨勢。由圖4可知，系統(tǒng)COP1、COP2、PER1和PER2分別減小了15.5%、9.9%、18.8%和13.5%。

圖3 機組性能參數(shù)隨發(fā)動機轉速的變化Fig.3 Variations of energy with the gas engine speed

圖4 系統(tǒng)COPs和PERs隨發(fā)動機轉速的變化Fig.4 Variations of the system COPs and PERs with the gas engine speed

由上述分析可知：在滿足用戶熱負荷的情況下，選擇較低的轉速可以提高燃氣機熱泵的性能。

3.2 室外環(huán)境溫度的影響

實驗研究了在發(fā)動機轉速為1 500 r/min，蒸發(fā)器進水溫度為12 ℃的情況下，燃氣機熱泵系統(tǒng)性能參數(shù)隨室外環(huán)境溫度的變化。

圖5所示為制冷量、余熱回收量、輸入熱負荷和機組總產(chǎn)能隨室外環(huán)境溫度增加的變化。隨著室外環(huán)境溫度由24.2 ℃升至35.6 ℃，機組總產(chǎn)能和制冷量分別減小了2.4%和4.9%，輸入熱負荷增加了6%，余熱回收量基本穩(wěn)定。隨著室外環(huán)境溫度的增加，COP1、COP2、PER1和PER2分別增加了5.3%、5.8%、8.2%和7.9%，如圖6所示。

圖5 機組性能參數(shù)隨室外環(huán)境溫度的變化Fig.5 Variations of energy with ambient air temperature

圖6 系統(tǒng)COPs和PERs隨室外環(huán)境溫度的變化Fig.6 Variations of heat pump COPs and system PERs with ambient air temperature

3.3 蒸發(fā)器進水溫度的影響

圖7～圖9所示為室外環(huán)境溫度為30 ℃，發(fā)動機轉速為1 500 r/min時蒸發(fā)器進水溫度變化對系統(tǒng)性能參數(shù)的影響。當蒸發(fā)器進水溫度由12 ℃增至22 ℃時，機組總產(chǎn)能、輸入熱負荷、制冷量和余熱回收量分別增加了17.6%、2.7%、19.4%和15.3%，如圖7所示。隨著蒸發(fā)器進水溫度的增加，制冷劑側蒸發(fā)溫度和蒸發(fā)壓力相應增加，在相同的室外環(huán)境溫度下，系統(tǒng)壓縮比減小，單位制冷劑經(jīng)過壓縮機功耗減少；此外，吸氣壓力增加導致制冷劑密度增加，相同工況下流經(jīng)蒸發(fā)器的制冷劑質量流量增加，機組制冷量相應增加。因此，隨著蒸發(fā)器進水溫度的增加，系統(tǒng)制冷量增長明顯，壓縮機功耗基本不變。

圖7 機組熱負荷隨蒸發(fā)器進水溫度的變化Fig.7 Variations of heat loads with evaporator water inlet temperature

圖8所示為系統(tǒng)COPs和PERs 隨蒸發(fā)器進水溫度的變化。隨著蒸發(fā)器進水溫度由12 ℃增至22 ℃，系統(tǒng)COP1和PER1分別增加了18.2%和17.7%，系統(tǒng)COP2和PER2分別增加了18%和17.6%。在實驗工況下，機組冷凍水平均出水溫度在6.7～19.3 ℃，可以保證用戶冷凍水需求。

圖8 系統(tǒng)COPs和PERs隨蒸發(fā)器進水溫度的變化Fig.8 Variations of heat pump COPs and system PERs with evaporator water inlet temperature

圖9所示為余熱回收量隨蒸發(fā)器進水溫度增加的變化。與缸套余熱回收量增長相比，煙氣余熱回收量的增長相對平穩(wěn)，當蒸發(fā)器進水溫度由12 ℃增至22 ℃時，余熱回收總量增加了15.3%，其中發(fā)動機缸套余熱回收量和煙氣余熱回收量分別增加了23.5%和7.2%。

圖9 余熱回收量隨蒸發(fā)器進水溫度的變化Fig.9 Variations of waste heat recovery with evaporator water inlet temperature

3.4 發(fā)動機余熱回收的影響

燃氣機熱泵回收發(fā)動機缸套和煙氣內的余熱不僅提高了機組的整體性能，還能解決傳統(tǒng)電熱泵冬季室外環(huán)境過低時制熱量不足、室外翅片結霜、運行模式單一等問題，這是燃氣機熱泵相比于電熱泵的一個明顯優(yōu)勢。由圖3可以看出機組總產(chǎn)能和余熱回收量隨發(fā)動機轉速的增加而增長顯著。當發(fā)動機轉速由1 400 r/min增至2 000 r/min時，余熱回收量和制冷量分別增加了31.2%和21.4%。發(fā)動機余熱回收量增長比制冷量更顯著，這表明隨著發(fā)動機轉速的增加，發(fā)動機余熱所占機組總產(chǎn)能的比例也隨之增加。即用戶端負荷越大，發(fā)動機余熱的作用越明顯。

此外，在制冷和供生活熱水模式下，回收的發(fā)動機余熱制取生活用熱水，實驗工況范圍內熱水出水溫度可達40.7～61.7 ℃，滿足居民生活用熱水需求。不考慮發(fā)動機余熱回收量機組PER1為0.61～0.81，而考慮余熱回收量時機組 PER2為1.14～1.45，可以看出，發(fā)動機余熱回收對系統(tǒng)性能的提升顯著。

4 誤差分析

機組制冷量和余熱回收量可以根據(jù)式(1)、式(3)、式(4)中水質量流量和進出口溫差得到，因此，制冷量和余熱回收量由這兩個參數(shù)決定。

Qeva=QHR=f(m,Δt)

(12)

輸入熱負荷是由燃氣低熱值(LHV)和燃氣體積流量計算得到的。實驗測得燃氣低熱值為36 750 kJ/m3。系統(tǒng)COP1、COP2、PER1和PER2由式(8)～式(10)得到，因此：

COP1=PER1=f(Qeva,QEC)

(13)

COP2=PER2=f(Qeva,QHR,QEC)

(14)

(15)

因此，制冷量、余熱回收量、輸入熱負荷，COP1、COP2、PER1和PER2的總誤差分別為：

(16)

(17)

(18)

(19)

式中：em為水質量流量誤差；eΔT為溫差誤差；evg為燃氣體積流量誤差。

計算可得，制冷量、余熱回收量和輸入熱負荷的誤差分別為4.14%、4.14%和1.6%。COP1、COP2、PER1和PER2的總體誤差分別為4.44%、6.07%、4.44% 和6.07%。

5 結論

本文在實驗工況范圍內研究了夏季燃氣機熱泵制冷凍水同時制取生活用熱水模式下的性能，描述了發(fā)動機余熱量對系統(tǒng)能效的提升，重點分析了蒸發(fā)器進水溫度、室外環(huán)境溫度和發(fā)動機轉速3個因素對系統(tǒng)性能的影響。得到以下結論：

1)實驗工況范圍內機組熱水出水溫度范圍為40.7～61.7 ℃，考慮余熱回收情況下系統(tǒng)PER2可達1.14～1.45。

2)當室外環(huán)境溫度為30 ℃，發(fā)動機轉速為1 500 r/min時，機組冷水出水溫度范圍為6.7～19.3 ℃。隨著蒸發(fā)器進水溫度由12 ℃增至22 ℃，系統(tǒng)COP1、COR2、PER1和PER2分別增加了18.2%、18%、17.7%和17.6%。

3)發(fā)動機轉速是影響機組性能的一個重要因素。在室外環(huán)境溫度為30.1 ℃，蒸發(fā)器進水溫度為12 ℃的工況下，隨著發(fā)動機轉速由1 400 r/min增至2 000 r/min，系統(tǒng)COP1、COP2、PER1和PER2分別增加了15.5%、9.9%、18.8%和13.5%。因此，在滿足用戶負荷情況下，燃氣發(fā)動機應保持低轉速運行。

4)室外環(huán)境溫度是影響空氣源熱泵機組性能的重要因素，機組總產(chǎn)能和制冷量都會隨著室外環(huán)境溫度的升高而增加。

本文受天津市科技特派員項目(16JCTPJC52700)資助。(The project was supported by the Technical Envoy Foundation of Tianjin (No. 16JCTPJC52700).)