夏季冷热联供模式下的燃气机热泵机组性能分析

(1 天津城建大学能源与安全工程学院 天津 300384； 2 青岛海尔热水器有限公司 青岛 266101)

环境污染和化石能源短缺是目前我国亟待解决的两大问题。在我国北方实施“煤改气”的能源利用背景下，高效利用天然气进行供热和制冷是当前急需解决的科学问题之一。与传统供暖方式相比，热泵技术通过吸收自然界中的低品位热源的热能，转化为高品位热能，在一定程度上达到了节能减排的目的[1]。热泵系统通过四通阀控制制冷剂流向来实现制冷、供热模式的切换[2]。燃气机热泵是以天燃气为一次能源、以燃气发动机驱动压缩机做功的新型热泵系统。与电热泵相比，燃气机热泵优点如下：1)回收发动机缸套和烟气余热用于融霜，避免电热泵除霜时影响用户热舒适性；2)发动机易进行转速调节，实现系统在部分负荷下的节能运行；3)夏季发动机余热制取生活热水，提高系统COP和PER[3-6]。

目前，国内外学者对于燃气机热泵技术的研究多集中在制冷、供暖、食物干燥等领域[7-11]。在理论建模方面，Hu Bin等[12]模拟研究了制热模式下各影响因素对燃气机热泵性能的影响，结果表明：当发动机转速由1 400 r/min增至2 000 r/min，机组制热量上升了26.9%。Yang Zhao等[13]建立了燃气机热泵热水器仿真模型，通过仿真和实验研究了燃气机热泵热水器的性能，结果表明：随着发动机转速的降低和制取的热水水温减小，机组性能系数(COP)和一次能源利用率(PER)均有所上升。Zhang R. R.等[14]建立了燃气机热泵的稳态模型，分析了考虑余热回收情况下燃气机热泵的供暖性能，结果显示：燃气热泵余热回收量占机组总产能的30%。

在实验研究方面，杨昭等[15]建立了天然气发动机驱动的压缩式水-水热泵实验台，进行了多种工况和转速下机组的性能测试。结果表明：在实验工况范围内，系统PER为1.13～1.79。E. Elgendy等[16]对比了发动机余热用来加热制冷剂(辅助蒸发)和直接加热热水供给用户两种模式下的机组性能，结果表明：相同工况下，发动机余热用在制冷剂管路上时系统PER最大可达1.25，而直接加热热水供给用户系统PER最大为1.83。E. Elgendy等[17]研究了冬季供暖模式下的燃气机热泵机组冷凝器、发动机余热串联供热特性，结果表明：冬季热水出口温度可达70 ℃。杨昭等[18]研究了不同控制方法对燃气机热泵性能的影响，结果表明：模糊自适应PID应用于燃气机热泵系统可有效克服系统干扰，提高控制质量。Dong Fujiang等[19]实验研究了燃气机热泵的制热性能，结果表明：当室外环境温度由2.4 ℃增至17.8 ℃时，机组COP和PER分别增加了32%和19%。Liu Huanwei等[20]搭建了带有蒸发冷凝器的燃气机热泵实验台，结果表明：机组PER和制冷量随着蒸发冷凝器内风速的增加而增大，随着室外环境温度的增加而减小；相比于传统的空气源燃气机热泵，CO2排放量和输入热负荷分别减小了8.8%和16.3%。E. Elgendy等[21]研究了以R410A为工质的燃气机热泵的制冷、供热性能，结果表明：发动机转速变化对系统性能的影响要比室外环境温度和蒸发器进水温度的影响更明显；随着发动机转速由1 200 r/min增至1 750 r/min时，机组的余热回收量、制冷量和输入热负荷分别增加28%、35%和44%。

本文在国内外学者研究的基础上，对夏季制冷冻水同时制取生活用热水模式下的燃气机热泵性能进行了深入研究。在实验工况下，重点分析了发动机转速、蒸发器进水温度和室外环境温度等因素对热泵机组性能的影响，对比研究了发动机余热回收对系统性能的影响及发动机和热泵部件的匹配，为燃气机热泵机组的设计匹配和运行提供参考。

1 实验装置

图1所示为燃气机热泵实验系统。该实验系统包括三个循环：制冷剂循环、发动机余热循环和冷冻水循环。实验系统以R134a为制冷剂工质，以空气和水分别作为冷凝器和蒸发器的换热介质。图2所示为燃气机热泵实验台，表1和表2分别为燃气机热泵实验台主要设备参数和测量仪表参数。

表1 燃气机热泵主要设备参数Tab.1 Main parts parameter of gas engine heat pump

表2 测量仪表参数Tab.2 Model Specifications of measuring instruments

注: FS为满量程误差；R为读数误差。

1.1 制冷剂循环

制冷剂循环为蒸气压缩式热泵循环。低温低压的气态制冷剂从压缩机吸气口进入压缩机，被压缩成高温高压的气态制冷剂通过油分离器进入冷凝器冷凝。被冷凝的液态制冷剂流经电子膨胀阀节流后进入蒸发器吸热，最后通过四通阀返回压缩机进行下一个循环。其中，高温气态制冷剂在冷凝器内向环境放热液化，气液混合的低温制冷剂在蒸发器内吸热，产生空调冷冻水。

F水流量测点；T温度测点；P压力测点。图1 燃气机热泵实验系统Fig.1 The GEHP experiment system

图2 燃气机热泵实验台Fig.2 Experimental prototype of GEHP system

1.2 发动机余热循环

发动机余热循环包括两个子循环：发动机冷却液循环和生活热水循环。发动机冷却液循环以乙烯乙二醇防冻液为循环工质，防冻液在发动机缸套和缸套换热器内循环流动，带走发动机内的多余热量，保证发动机正常运行。生活热水循环以水作为循环工质，由热水箱、循环水泵、缸套换热器、烟气换热器等组成。当发动机缸套内防冻液温度低于80 ℃时，生活热水循环关闭，发动机出水口处的节温器保证防冻液快速达到设定温度；当发动机缸套内防冻液温度在80 ℃以上时，发动机冷却液循环及生活热水循环均开启。从热水箱出来的水经水泵加压后依次流经缸套换热器和烟气换热器，回收发动机缸套及烟气的热量，水温升高后返回热水箱进行下一个循环。

2 数据分析

根据冷冻水质量流量和蒸发器侧冷冻水的进、出口温度计算得到系统制冷量：

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

(1)

式中：Qeva为系统制冷量，kW；cp,w为水的比热容，kJ/(kg·K)；mw为水质量流量，kg/s；Teva,in为蒸发器进水温度，℃；Teva,out为蒸发器出水温度，℃。

发动机余热回收量包括发动机缸套余热回收量和烟气余热回收量。计算可得各余热回收量：

QHR=Qcyl+Qexh

(2)

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

(3)

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

(4)

式中：QHR为发动机余热回收量，kW；Qcyl为发动机缸套余热回收量，kW；mcw为防冻液质量流量，kg/s；Qexh为烟气余热回收量，kW；cp,cw为防冻液比热容，kJ/(kg·K)；Tcyl,in、Tcyl,out分别为防冻液进、出缸套换热器温度，℃；Texh,in、Texh,out分别为防冻液进、出烟气换热器温度，℃。

根据天然气体积流量和低热值，可以计算出系统输入热负荷：

QEC=VgasLHV

(5)

式中：QEC为输入热负荷，kW；Vgas为天然气体积流量，m3/s；LHV为燃气低热值，kJ/m3。

压缩机轴功率可由燃发动机输入热负荷与发动机效率计算获得：

P=QECε

(6)

式中：P为压缩机轴功率，kW；ε为发动机效率。

机组总产能为制冷量与发动机余热回收量之和：

QTH=Qeva+QHR

(7)

式中：QTH为机组总产能，kW。

不考虑余热回收的系统性能系数(COP1)和一次能源利用率(PER1)与考虑余热回收的性能系数(COP2)和一次能源利用率(PER2)可由式(8)～式(10)计算：

(8)

(9)

(10)

(11)

3 结果与讨论

本文实验研究了夏季制冷冻水同时制取生活用热水模式下燃气机热泵系统的性能。重点分析了蒸发器进水温度(12～22 ℃)、室外环境温度(24.2～35.6 ℃)及发动机转速(1 400～2 000 r/min)3个因素对机组性能的影响，对比研究了发动机余热对系统性能的影响及提升程度。

3.1 发动机转速的影响

燃气发动机的部分负荷特性是燃气机热泵机组效率的核心因素，严重影响机组的运行情况[11,19]。

在室外环境温度为30.1 ℃，蒸发器进水温度为12 ℃工况下，不同发动机转速(1 400～2 000 r/min)对机组性能参数、系统COPs和PERs的影响分别如图3和图4所示。由图3可知，随着发动机转速由1 400 r/min增至2 000 r/min，机组输入热负荷、制冷量和发动机余热回收量分别增加了44.3%、14.0%和 31.2%。与制冷量相比，系统耗气量的增长更显著，机组能量利用率呈下降趋势。由图4可知，系统COP1、COP2、PER1和PER2分别减小了15.5%、9.9%、18.8%和13.5%。

图3 机组性能参数随发动机转速的变化Fig.3 Variations of energy with the gas engine speed

图4 系统COPs和PERs随发动机转速的变化Fig.4 Variations of the system COPs and PERs with the gas engine speed

由上述分析可知：在满足用户热负荷的情况下，选择较低的转速可以提高燃气机热泵的性能。

3.2 室外环境温度的影响

实验研究了在发动机转速为1 500 r/min，蒸发器进水温度为12 ℃的情况下，燃气机热泵系统性能参数随室外环境温度的变化。

图5所示为制冷量、余热回收量、输入热负荷和机组总产能随室外环境温度增加的变化。随着室外环境温度由24.2 ℃升至35.6 ℃，机组总产能和制冷量分别减小了2.4%和4.9%，输入热负荷增加了6%，余热回收量基本稳定。随着室外环境温度的增加，COP1、COP2、PER1和PER2分别增加了5.3%、5.8%、8.2%和7.9%，如图6所示。

图5 机组性能参数随室外环境温度的变化Fig.5 Variations of energy with ambient air temperature

图6 系统COPs和PERs随室外环境温度的变化Fig.6 Variations of heat pump COPs and system PERs with ambient air temperature

3.3 蒸发器进水温度的影响

图7～图9所示为室外环境温度为30 ℃，发动机转速为1 500 r/min时蒸发器进水温度变化对系统性能参数的影响。当蒸发器进水温度由12 ℃增至22 ℃时，机组总产能、输入热负荷、制冷量和余热回收量分别增加了17.6%、2.7%、19.4%和15.3%，如图7所示。随着蒸发器进水温度的增加，制冷剂侧蒸发温度和蒸发压力相应增加，在相同的室外环境温度下，系统压缩比减小，单位制冷剂经过压缩机功耗减少；此外，吸气压力增加导致制冷剂密度增加，相同工况下流经蒸发器的制冷剂质量流量增加，机组制冷量相应增加。因此，随着蒸发器进水温度的增加，系统制冷量增长明显，压缩机功耗基本不变。

图7 机组热负荷随蒸发器进水温度的变化Fig.7 Variations of heat loads with evaporator water inlet temperature

图8所示为系统COPs和PERs 随蒸发器进水温度的变化。随着蒸发器进水温度由12 ℃增至22 ℃，系统COP1和PER1分别增加了18.2%和17.7%，系统COP2和PER2分别增加了18%和17.6%。在实验工况下，机组冷冻水平均出水温度在6.7～19.3 ℃，可以保证用户冷冻水需求。

图8 系统COPs和PERs随蒸发器进水温度的变化Fig.8 Variations of heat pump COPs and system PERs with evaporator water inlet temperature

图9所示为余热回收量随蒸发器进水温度增加的变化。与缸套余热回收量增长相比，烟气余热回收量的增长相对平稳，当蒸发器进水温度由12 ℃增至22 ℃时，余热回收总量增加了15.3%，其中发动机缸套余热回收量和烟气余热回收量分别增加了23.5%和7.2%。

图9 余热回收量随蒸发器进水温度的变化Fig.9 Variations of waste heat recovery with evaporator water inlet temperature

3.4 发动机余热回收的影响

燃气机热泵回收发动机缸套和烟气内的余热不仅提高了机组的整体性能，还能解决传统电热泵冬季室外环境过低时制热量不足、室外翅片结霜、运行模式单一等问题，这是燃气机热泵相比于电热泵的一个明显优势。由图3可以看出机组总产能和余热回收量随发动机转速的增加而增长显著。当发动机转速由1 400 r/min增至2 000 r/min时，余热回收量和制冷量分别增加了31.2%和21.4%。发动机余热回收量增长比制冷量更显著，这表明随着发动机转速的增加，发动机余热所占机组总产能的比例也随之增加。即用户端负荷越大，发动机余热的作用越明显。

此外，在制冷和供生活热水模式下，回收的发动机余热制取生活用热水，实验工况范围内热水出水温度可达40.7～61.7 ℃，满足居民生活用热水需求。不考虑发动机余热回收量机组PER1为0.61～0.81，而考虑余热回收量时机组 PER2为1.14～1.45，可以看出，发动机余热回收对系统性能的提升显著。

4 误差分析

机组制冷量和余热回收量可以根据式(1)、式(3)、式(4)中水质量流量和进出口温差得到，因此，制冷量和余热回收量由这两个参数决定。

Qeva=QHR=f(m,Δt)

(12)

输入热负荷是由燃气低热值(LHV)和燃气体积流量计算得到的。实验测得燃气低热值为36 750 kJ/m3。系统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、余热回收量、输入热负荷，COP1、COP2、PER1和PER2的总误差分别为：

(16)

(17)

(18)

(19)

式中：em为水质量流量误差；eΔT为温差误差；evg为燃气体积流量误差。

计算可得，制冷量、余热回收量和输入热负荷的误差分别为4.14%、4.14%和1.6%。COP1、COP2、PER1和PER2的总体误差分别为4.44%、6.07%、4.44% 和6.07%。

5 结论

本文在实验工况范围内研究了夏季燃气机热泵制冷冻水同时制取生活用热水模式下的性能，描述了发动机余热量对系统能效的提升，重点分析了蒸发器进水温度、室外环境温度和发动机转速3个因素对系统性能的影响。得到以下结论：

1)实验工况范围内机组热水出水温度范围为40.7～61.7 ℃，考虑余热回收情况下系统PER2可达1.14～1.45。

2)当室外环境温度为30 ℃，发动机转速为1 500 r/min时，机组冷水出水温度范围为6.7～19.3 ℃。随着蒸发器进水温度由12 ℃增至22 ℃，系统COP1、COR2、PER1和PER2分别增加了18.2%、18%、17.7%和17.6%。

3)发动机转速是影响机组性能的一个重要因素。在室外环境温度为30.1 ℃，蒸发器进水温度为12 ℃的工况下，随着发动机转速由1 400 r/min增至2 000 r/min，系统COP1、COP2、PER1和PER2分别增加了15.5%、9.9%、18.8%和13.5%。因此，在满足用户负荷情况下，燃气发动机应保持低转速运行。

4)室外环境温度是影响空气源热泵机组性能的重要因素，机组总产能和制冷量都会随着室外环境温度的升高而增加。

本文受天津市科技特派员项目(16JCTPJC52700)资助。(The project was supported by the Technical Envoy Foundation of Tianjin (No. 16JCTPJC52700).)