燃气机热泵系统的制冷性能

刘焕卫，杨 昭，王明涛

(天津大学机械工程学院，天津 300072)

燃气机热泵系统的制冷性能

刘焕卫，杨 昭，王明涛

(天津大学机械工程学院，天津 300072)

对燃气发动机驱动的空气-水热泵系统进行了制冷性能的实验研究．在充分回收发动机余热的情况下，在大范围工况下对影响系统性能的几个重要因素即蒸发器进水温度、蒸发器进水流量、燃气发动机转速以及环境温度等进行了实验研究．结果表明：环境温度31.2,℃，蒸发器进水温度由12,℃升高到23,℃时，室内侧制冷量增加20.4%，系统一次能源利用率提高13.2%；另一方面，当发动机转速由1,300,r/min升高到1,900,r/min时，系统一次能源利用率先增加15.2%，而后降低7.5%，在1,600,r/min出现峰值．最后获得燃气机热泵系统制冷的最优工况．

燃气机热泵；制冷模式；回收余热；一次能源利用率；最优工况

燃气机热泵[1-5]以洁净的天然气作为能源，可更有效地替代燃煤锅炉降低大气污染，有利于环境保护和可持续发展．与普通的电驱动热泵(EEHP)相比，燃气机热泵能够充分回收燃气发动机的废热，冬季制热工况下，可提高供热温度，其一次能源利用率明显提高．同时机组具有良好的调速性能，进而实现热泵变容量的连续调节，更好地适应负荷的变化，在现在供热、空调系统中越来越受到广泛关注，许多学者对此进行了研究[6-7]．文献[8]对燃气机驱动的空气-水热泵机组的供热性能进行了研究，得到在环境温度为7 ℃时，低速运行时，机组的一次能源利用率高达1.6以上．但是，针对燃气机热泵系统制冷性能的研究相对较少．笔者针对燃气机热泵机组进行了制冷性能的实验研究，重点分析了蒸发器进水温度、蒸发器进水流量、环境温度以及燃气发动机转速和系统压缩机耗功、负荷以及一次能源利用率(PER)的关系．

1 燃气机热泵实验装置

图1所示为燃气发动机驱动的空气-水热泵系统示意．该系统兼备制冷和制热功能，同时该系统能够完全回收发动机缸套废热和排烟废热．燃气机热泵制冷循环包括4部分：制冷剂循环、余热循环、冷冻水循环以及生活热水循环．

制冷剂(R134a)在蒸发器内吸热汽化由四通换向阀进入压缩机(比泽尔开启式压缩机6NFCY)入口1，高温高压制冷剂由压缩机出口2进入风冷式冷凝器，由冷凝器出口3经电子膨胀阀节流后，循环到蒸发器入口4，完成制冷循环．温度测量主要采用分度号为T的热电偶，测量误差为±0.5,℃．

动力系统为双燃料电喷发动机，输出动力同时产生余热．余热循环包括2部分：缸套余热循环和排烟余热循环．以此实现缸套废热和排烟废热的回收和利用．缸套换热器和排烟换热器冷却水流量分别由智能涡轮流量计F2和F1实时测量，型号为LWY-25E，其测量误差为±0.5%．

夏季制冷模式下，燃气机热泵制取冷冻水．冷冻水通过水泵进入蒸发器水侧入口9，和制冷剂进行换热后由出口10循环到大水箱内，此过程中冷冻水流量由智能涡轮流量计实时检测并采集．

缸套和排烟废热在夏季制冷模式下，通过水-水板式换热器制取生活用热水．

图1 燃气机热泵系统Fig.1 Gas engine-driven heat pump system

2 系统数据分析

燃气发动机的转速和扭矩保持不变时，发动机处于稳态工况．燃气发动机的一次能耗由天然气流量以及其低位热值计算，即

式中：Qgas为发动机的一次能耗，kW；Mgas为天然气流量，kg/s；LHVq为天然气低位热值，kJ/kg．

蒸发器制取冷冻水，忽略系统的热损失，基于质量和能量守恒方程，系统的制冷量计算式为

式中：Qc为系统制冷量，kW；Mref为制冷剂质量流量，kg/s；M3wat为冷冻水流量，kg/s；cp,wat为水的比定压热容，kJ/(kg·℃)；t9和t10为蒸发器入口和出口水温，℃．

燃气机热泵系统余热包括缸套余热和烟气余热．发动机在某一稳定工况下，基于能量守恒原理，通过测量发动机冷却水流量、进出口温度、烟换热器水流量和进出口温度，根据采集的相关数据，可得到缸套余热(Qcj)和烟气余热(Qexh)计算式分别为

式中：Qcj为缸套余热，kW；Qexh为排烟余热，kW；M1wat和M2wat分别为发动机排烟换热器和缸套换热器冷却水流量，kg/s；t5和t8分别是缸套换热器冷却水进出口温度，℃；t6为排烟换热器冷却水出口温度，℃．M1wat和M2wat与燃气发动机的转速有关，通过实验得到流量与转速的关系如图2所示．

图2 冷却水流量和转速的关系Fig.2 Relation between cooling water volume flow rate and gas engine speeds

燃气机热泵系统通过发电机实现系统自备电功能，发电机输出功率通过上位机采集的电流和电压计算，即

式中：Qgen为发电机输出功率，W；U为输出电压，V；I为输出电流，A．

回收发动机余热后，系统的一次能源利用率计算式为

3 结果与讨论

对影响燃气机热泵制冷性能的蒸发器进水温度(12～23 ℃)、燃气发动机转速(1 300～1 900 r/min)、蒸发器进水流量(4.18～5.25 m3/h)以及环境温度(25～32 ℃)等因素进行了实验研究，实验结果如图3～图9所示．

3.1 蒸发器进水温度的影响

图3和图4为环境温度31.2 ℃、蒸发器进水流量分别为4.18,m3/h和5.25,m3/h工况时，压缩机耗功(Pcom)和负荷随蒸发器进水温度的变化规律．系统总收益Qtol(制冷量Qc、发动机缸套余热Qcj、排烟余热Qexh和发电机输出功率Qgen之和)在不同燃气发动机转速下均随蒸发器进水温度的升高而明显增加．

在蒸发器进水流量4.18,m3/h、燃气发动机转速1,600,r/min工况下，蒸发器进水温度由12,℃升高到23,℃时，蒸发器进水温度的升高，使冷冻水和制冷剂之间传热温差增大，蒸发温度升高，在冷凝压力和过热度(过热度设定值5.2,℃)不变时，系统制冷剂流量增大，从而使系统的制冷量和压缩机耗功分别增大20.4%和2.1%，相比制冷量，压缩机耗功增幅相对较小，而燃气发动机一次能耗几乎不变．如图5所示，系统的一次能源利用率增大13.2%．

图3 蒸发器进水流量为4.18,m3/h时，压缩机耗功和负荷随蒸发器进水温度的变化Fig.3 Variations of compressor power and heat loads ver- sus evaporator water inlet temperature in,4.18,m3/h

图4 蒸发器进水流量为5.25,m3/h时，压缩机耗功和负荷随蒸发器进水温度的变化规律Fig.4 Variations of compressor power and heat loads ver- sus evaporator water inlet temperature in,5.25,m3/h

图5 转速为1,600,r/min时，一次能源利用率随蒸发器进水温度的变化规律Fig.5 Variation of PER versus evaporator water inlet tem- perature in 1,600,r/min

3.2 蒸发器进水流量的影响

图6是环境温度31.2,℃、燃气发动机转速1,600,r/min工况下，压缩机耗功和负荷随蒸发器进水流量的变化规律．蒸发器流量由4.18,m3/h升高到5.25,m3/h，蒸发器进水流量增大，蒸发器水侧换热系数增大，制冷剂和冷冻水之间传热温差减小，从而使系统制冷量、压缩机耗功以及系统一次能耗分别增加5.2%、12.4%和10.08%．由于系统制冷量的增幅小于燃气发动机一次能耗的增加幅度，导致系统一次能源利用率降低5.06%，如图5所示．

图6 转速为1,600,r/min时，压缩机耗功和负荷随蒸发器进水温度的变化规律Fig.6 Variations of compressor power and heat loads versus evaporator water inlet temperature in,1,600, r/min

3.3 燃气发动机转速的影响

图7和图8所示是在环境温度31.2,℃、蒸发器进水流量4.18,m3/h和5.25,m3/h工况下，一次能源利用率与燃气发动机转速的变化规律．由图可知，系统一次能源利用率随燃气发动机转速的升高呈现先升高后降低的趋势．当燃气发动机转速由1,300,r/min升高到1,600,r/min时，由图4可知，燃气发动机的一次能耗增大6.8%，系统制冷量增加26.5%，由于系统制冷量增大的幅度(26.5%)远远大于燃气发动机一次能耗的增加值(6.8%)，所以，系统的一次能源利用率增加15.2%；随着燃气发动机转速由1,600,r/min升高到1,900,r/min，燃气发动机的一次能耗增大19.6%，系统制冷量仅仅增大4.7%．显然，燃气发动机一次能耗增加的幅度(19.6%)大于系统制冷量的增加值(4.7%)，所以，如图8所示，系统的一次能源利用率随着发动机转速的升高而降低7.5%．实验结果表明，燃气机热泵系统的燃气发动机和压缩机在1,600,r/min时具有最大的工作效率．

图7 蒸发器水流量为4.18,m3/h时，系统一次能源利用率随燃气发动机转速的变化规律Fig.7 Variation of PER versus gas engine speeds in 4.18,m3/h water volume flow rate

图8 蒸发器水流量为5.25,m3/h时，系统一次能源利用率随燃气发动机转速的变化规律Fig.8 Variation of PER versus gas engine speeds in 5.25,m3/h water volume flow rate

3.4 环境温度的影响

在发动机转速为1,300,r/min时，系统一次能源利用率随环境温度(25.2～31.5,℃)的变化规律如图9所示．当环境温度由25.2,℃升高到31.5,℃时，系统的冷凝压力升高，导致压缩机耗功增大6.2%，同时系统一次能耗增大3.3%，而系统制冷量仅仅增大0.6%，几乎不变．所以，由于系统制冷量增加幅度(0.6%)小于燃气发动机一次能耗增加幅度(3.3%)，导致系统的一次能源利用率降低4.8%．

图9 不同环境温度下，一次能源利用率随蒸发器进水温度的变化规律Fig.9 Variations of PER versus evaporator water inlet F ig.7 temperature for different ambient temperatures

4 结 论

进行了燃气机热泵系统制冷工况下的性能实验研究．对影响系统性能的几个重要因素即蒸发器进水温度、燃气发动机转速以及蒸发器进水流量等进行了实验和分析，重要结论如下．

(1) 蒸发器进水温度是系统一次能源利用率重要的影响因素．环境温度为31.2,℃、燃气发动机转速为1,600,r/min时，蒸发器进水温度由12,℃升高到23,℃，室内侧制冷量Qc增大20.4%，燃气发动机一次能耗Qgas增加1.2%．系统的一次能源利用率增加13.2%．在满足系统制冷要求时，尽量提高蒸发器的进水温度，以获得较高的系统一次能源利用率．

(2) 燃气发动机转速由1,300,r/min升高到1,600,r/min时，系统的一次能源利用率不下降反而升高15.2%；随着燃气发动机转速由1,600,r/min升高到1,900,r/min，系统的一次能源利用率降低7.5%．在系统负荷满足的情况下，使燃气发动机维持在经济转速下运行．

(3) 环境温度由25.2,℃升高到31.5,℃时，系统的一次能源利用率降低4.8%．

(4) 燃气机热泵系统制冷模式下，燃气发动机转速为1,600,r/min、蒸发器进水流量为4.18,m3/h时，燃气发动机、压缩机效率最高，系统达到最优运行工况.

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Zhang Rongrong，Li Shuze，Lu Xuesheng，et al. Research on heating performance of gas engine driven air to water heat pump[J]. Building Energy and Environment，2005，24(2)：1-4(in Chinese).

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.

国家高技术研究发展计划(863计划)资助项目(2007AA05Z223)；教育部高等学校博士点基金资助项目(20080056004)；国家自然科学基金资助项目(51076112).

刘焕卫（1982— ），男，博士研究生.

杨 昭，zhaoyang@tju.edu.cn.