燃气发动机与电动机联合驱动热泵供热工况运行策略研究
2018-10-16
(清华大学建筑学院 北京 100084)
近年来建筑能耗不断增加,2012年与建筑供暖制冷相关的能耗已经突破了8亿吨标煤[1]。随着清洁供暖政策的推广,以及地板辐射供热等新型末端的舒适性研究[2-3],空气源热泵的应用越来越广泛。根据驱动源的不同,空气源热泵可以分为电热泵和燃料驱动热泵,以燃气机热泵为代表的燃料驱动类型的热泵得到了广泛的研究。A. Hepbasli等[4]对燃气机热泵的发展历程进行了总结,Yang Zhao等[5-7]调研了不同系统形式及系统的一次能源效率,指出采用烟气余热回收的燃气机热泵一次能源效率可超过1.8,进而指出发展燃气机热泵技术具有良好的节能减排效益。
但燃气机热泵也存在一定的不足:1)发动机选型过大,将导致其在部分负荷率下发动机输出功效率较低;2)在制冷运行时发动机余热难以利用,导致制冷能效比偏低。
针对第一个问题,东南大学团队进行了改进,提出混合动力燃气机热泵[8-9],系统中的驱动系统由燃气发动机、逆变器、电动机及蓄电池组成,燃气发动机与电动机并联与压缩机相连。该系统有4种运行方式,发动机能够满足建筑负荷时单独驱动。当发动机的供热能力大于建筑需求时,发动机带动压缩机的同时为蓄电池充电;当供热需求较大时发动机与蓄电池驱动的电动机共同驱动压缩机,当需求较小时通过蓄电池单独带动压缩机。该系统可以解决发动机的效率问题,但还存在发动机选型较大以及由于蓄电池导致的运行控制策略复杂的问题。
针对第二个问题,本研究团队基于混合动力汽车的工作原理提出了混合动力热泵系统[10],系统中发动机和电动机通过传动装置并联与压缩机相连,运行模式为发动机负责冬季供热工况,电动机负责夏季供冷工况,充分利用不同的系统分别在供热和供冷上的优势。但该方案在选型上必须使发动机和电动机分别满足建筑的冬夏尖峰负荷,其次混合动力热泵有多种运行方式,但目前的控制策略并没有将其充分利用。
针对以上问题,本文提出了一种供热和供冷均由燃气发动机与电动机联合驱动的混合动力热泵(HPHP)。对其供热工况下采用HPHP的运行控制策略进行研究。通过建立数学模型,HPHP以发动机占最大输出功的60%为典型设计进行变工况性能分析,通过最优化的方法对燃气发动机与电动机输出配比的运行控制策略进行优化,最终得到HPHP在不同环境温度下的一次能源效率及发动机效率,并与燃气机热泵(GEHP)和电热泵(EHP)进行对比。
1 HPHP工作原理
HPHP由驱动系统、热泵循环系统及余热回收系统3部分组成(如图1所示)。其中驱动系统包括燃气发动机与电动机两个动力装置,动力装置通过传动部件与变速箱的输入端相连,变速箱的输出端与开式压缩机的输入轴相连。变速箱的设置考虑到发动机与电动机的最佳转速工作区间,在本文的模型与讨论中将驱动装置的转速控制在2 500 r/min,通过变速箱不同的变速比实现压缩机的变转速,从而满足建筑在不同温度下的供热需求。
图1 燃气发动机与电动机联合驱动混合动力热泵(HPHP)的工作原理Fig.1 The working principle of the hybrid power-driven heat pump
由于HPHP采用两种动力联合驱动,故其供热与供冷的运行方式有多种形式。
1)供热运行时,有3种模式。(1)燃气发动机独立驱动压缩机:适用于当燃气发动机有能力单独带动压缩机且燃气发动机工作在较高效率的场合;(2)电动机单独驱动压缩机:主要适用于系统供热量不高,且电动机单独驱动时的效率高于燃气发动机驱动时的场合;(3)燃气发动机与电动机联合驱动压缩机:适用于供热量需求较大的场合,此时压缩机转速高,需求扭矩大,系统需要通过燃气发动机提供主要动力,同时电动机辅助提供部分动力。
2)制冷运行时同样具有制热运行时的3种模式,但由于发动机的余热及输出功效率较低导致供冷时一次能源效率较低,因此在满足建筑供冷需求的前提下,尽量采用电动机直接驱动模式。
本文仅针对冬季供热时的HPHP变工况性能进行分析。
由于设计工况考虑的是在设计气温与尖峰负荷下,压缩机按最大转速5 000 r/min运转以保证室内的供热需求,在实际运行过程中可采用部分转速满足建筑需求的热量。为实现这一功能,系统中增加了变速箱。通过变速箱的设置,一方面维持发动机与电动机组成的HPHP的转速恒定为2 500 r/min,高效且便于控制,另一方面是为了使系统能够在气温升高后的部分负荷工况下的调节更加灵活。具体的转速控制策略如表1所示。
表1 实际运行中变速箱变速比控制策略Tab.1 The relationship between the compressor rotation speed with the gear ratio
2 计算模型与评价指标
HPHP的换热器、压缩机及对应的燃气发动机与电动机的设计选型会根据两种驱动装置所占输出功比例不同而有所调整。本文HPHP以发动机占最大输出功60%的选型为例进行重点分析及对比,同时燃气热泵与电热泵不同部件的选型一并列入表2。
2.1 驱动系统模型
驱动系统的模型主要通过实际样本得到燃气发动机与电动机的万有特性曲线(图2),通过不同选型下燃气发动机与电动机的最大输出扭矩的改变更改其选型。图2(a)中数据代表燃气发动机输出功率与单位时间内输入燃气的低位热量的比值,图2(b)中数据代表电动机的输出功率与输入电功率的比值。变工况运行中考虑了两种设备在输出扭矩改变时的输出功效率,对于燃气发动机与电动机的扭矩分配及发动机排烟温度按如下公式计算:
Tren=Trcoγη
(1)
Trmo=Trcoγ(1-η)
(2)
Tfg=c1+c2n+c3n2+c4Tren+c5Tren2+c6nTren+c7nTren2+c8n2Tren+c9n2Tren2
(3)
表2 不同发动机输出动力占比下的各部件的选型信息
图2 燃气发动机与电动机万有特性曲线Fig.2 The characteristic curve of the gas engine and electrical motor
式中:Tren为燃气发动机承担扭矩,N·m;Trmo为电动机承担扭矩,N·m;Trco为压缩机所需扭矩,N·m;γ为变速比;η为发动机的动力输出占比;Tfg为发动机烟气温度,℃;n为动力设备转速,r/min;c1~c9为常数系数[11]。
基于表2中各部件的容量配置,通过传动比的变换并考虑一定的运行安全裕量,选择不同型号的燃气发动机与电动机。对于HPHP,燃气发动机在2 500 r/min的最大输出扭矩为31 N·m,电动机为21 N·m。GEHP的燃气发动机的最大输出扭矩选择为45 N·m,EHP中电动机的最大输出扭矩确定为68 N·m。将对应的效率模型写入热泵的程序中进行后续变工况性能的计算。
2.2 HPHP模型
制冷剂采用R410A,不同设计模式下的蒸发器与冷凝器根据换热能力给定换热能力UA值(见表2),首先根据管外侧参数确定蒸发、冷凝温度,计算蒸发压力与冷凝压力,蒸发器与冷凝器的计算满足制冷剂与管外介质能量守恒的传热方程,如式(4)~式(6)所示:
Q=ma(ha,in-ha,out)
(4)
Q=mr(hr,in-hr,out)
(5)
Q=UAΔTm
(6)
式中:Q为换热量,kW;ma为管外侧介质质量流量,kg/s;ha,in、ha,out分别为管外侧介质进、出口焓值,kJ/kg;mr为制冷剂质量流量,kg/s;hr,in、hr,out分别为换热器内制冷剂进、出口焓值,kJ/kg; UA为换热器换热能力,kW/K;ΔTm为换热器的对数平均温差,K。
压缩机采用效率模型,根据容积效率与压比的关系及压缩机进口5 ℃过热,计算压缩机的出口焓值及制冷剂流量,再根据等熵效率计算排气焓值及压缩机的实际功耗,如式(7)~式(10)所示:
ηvol=1-0.04PR[12]
(7)
ηise=0.9-0.046 7PR[12]
(8)
mr=ηvolρrVn/60
(9)
Wco=mrΔh/ηise
(10)
式中:ηvol为压缩机容积效率;PR为压缩机压缩比;ηise为等熵压缩效率;ρr为制冷剂吸气密度,kg/m3;V为压缩机的理论输气量,m3;n为压缩机转速,r/min;Wco为压缩机功耗,kW;Δh为压缩机进出口焓差,kJ/kg。
系统过冷度设定为5 ℃,节流阀根据等焓过程计算,即冷凝器出口制冷剂的焓值与蒸发器的入口状态点的焓值相同。
2.3 热回收模型
燃气发动机的过量空气系数取1.2,因此可以根据化学反应计算烟气中的各组分分压力,然后计算不同温度下烟气的焓值与露点温度[10]。同时结合发动机输出的转速与扭矩计算发动机的排烟温度[11],进而计算烟气的热回收量,如式(11)~式(13)所示:
Q=mfg(hfg,in-hfg,out)
(11)
Q=mwcpw(tw,out-tw,in)
(12)
Q=UAfgΔTm
(13)
式中:mfg为烟气质量流量,kg/s;hfg,in、hfg,out分别为烟气进、出口焓值,kJ/kg;mw为烟气热回收器水流量,kg/s;cpw为水的定压比热容,kJ/(kg·K);tw,in、tw,out分别为换热器内水进、出口温度,℃; UAfg为烟气换热器换热能力,kW/K;ΔTm为换热器的对数平均温差,K。
2.4 系统性能指标
对于燃料驱动的热泵系统,主要采用一次能源效率PER对系统性能进行评价。由于HPHP中增加了电动机,此时将电动机的耗电量以天然气发电效率为0.45转换为相应的一次能源消耗量。因此,对于不同系统形式的性能指标有统一的表达式,系统供热量与PER如式(14)和式(15)所示:
Q供热量=Q冷凝器+Q余热
(14)
(15)
式中:Q供热量为不同系统的供热能力,kW;Q冷凝器为冷凝器提供的供热量,kW;Q余热为余热换热器的换热量,kW;Q发动机为燃气发动机消耗的燃料对应的热量,kW;W电动机为电动机消耗的电能,kW。
3 结果与分析
3.1 不同环境温度下的HPHP的运行策略
HPHP在同一个温度点的运行方式上具有不同的组合,即当环境温度相同时,通过改变发动机燃气的输入量及电动机的电流可实现转速相同时的不同扭矩配比,此时由于发动机的输出能力变化,对应的余热量发生变化,因此系统供热量输出不同,同时发动机和电动机由于扭矩不同导致输出功效率也不同,这一指标也将影响PER。为了简化计算,系统供热量与PER的计算温度区间为-9~15 ℃,每隔2 ℃作为一个工况点进行计算,同时假设建筑负荷与环境温度呈线性衰减关系。对于每个温度点,通过计算筛选出既满足当前的供热需求,又能够使系统PER最高的动力配比方式,控制策略的优化过程如图3所示。
图3 不同工况下动力系统配比优化逻辑图Fig.3 The diagram of the driving system optimization under different conditions
不同环境温度时HPHP的最优运行控制策略如图4所示。为满足建筑的热需求,同时兼顾热泵系统的高效运行,压缩机的转速随着环境温度的升高而逐渐降低。在供热量与建筑需求的关系上,采用系统制热量大于建筑需求热量的所有动力匹配中效率最高的配比方式。由于系统制热量仅略高于建筑热需负荷,因此认为系统制热量能够较好的满足供热需求。随着压缩机转速的降低,压缩机需求扭矩也逐渐降低,使系统在运行策略上具有更多的选择。
图4 不同环境温度时HPHP的最优运行控制策略Fig.4 The optimal operation control method of the hybrid power-driven heat pump under different environment temperatures
具体而言,首先在环境温度为-9 ℃与-7 ℃时,燃气发动机与电动机由于最大输出扭矩的原因,导致设备只能在燃气发动机和电动机分别占总需求扭矩的60%和40%的工况下运行,此时压缩机的转速分别为5 000 r/min和4 500 r/min。其次当环境温度为-5~1 ℃时,燃气发动机余热对系统的一次能源效率的贡献较大,因此在此区间的每个工况点上,应当尽量满足燃气发动机的输出动力比例;由于压缩机转速的降低导致输出扭矩的降低,因此在满足总扭矩需求的情况下,燃气发动机的输出动力占比随环境温度的升高依次提高。当环境温度在3~11 ℃时,此时发动机可单独带动压缩机工作,且制热效率较高,因此在该区间内驱动燃气发动机单独驱动热泵的工作模式。而随着环境温度的继续升高,较低的传动比使发动机的输出扭矩降低,导致发动机输出功效率衰减严重,同时电动机单独驱动热泵时的制热量能够满足建筑需求,并且效率比燃气发动机单独驱动时高,因此采用电动机单独驱动压缩机的工作模式可获得更高的运行能效。
3.2 发动机效率对比
根据3.1的计算结果,提取HPHP在不同环境温度下对应的发动机效率,并与发动机单独驱动的热泵系统的发动机效率进行对比,结果如图5所示。HPHP的发动机效率在-9~-1 ℃温度区间相比于GEHP高出较多,当环境温度为-9 ℃时,与GEHP相比,HPHP的发动机效率提升0.03,提高了9.4%;当环境温度为-1 ℃时,混合动力热泵的发动机效率提升0.01,提高了3.2%,因此该温度区间发动机效率提高了3.2%~9.4%。原因是GEHP采用定传动比,其燃气发动机在高转速高扭矩下输出时效率降低。由于电动机的引入,可使燃气发动机在更长的时间以及更高的环境温度下运行在更高效区间内。随着环境温度升高到-1~11 ℃时,燃气发动机承担的输出扭矩在不断减小,发动机的输出功效率衰减,但基本与GEHP的发动机效率持平,与GEHP相比,HPHP的发动机效率提高了0.4%~3.2%,最小值与最大值分别出现在9 ℃与-1 ℃的运行工况。当环境温度高于11 ℃时,由于发动机输出扭矩过小导致发动机效率衰减严重,因此HPHP的燃气发动机不工作而采用发电效率更高的电动机进行驱动。
但是从建筑的热需求的角度而言,在环境温度的低温区间,提高发动机的效率具有更大的意义,原因是低温下建筑负荷大,且运行时间也较长,在此区间内提高发动机的效率可以实现更大的节能潜力。相反当环境温度逐渐升高之后由于建筑负荷下降明显,此时发动机的天然气消耗将比低温时总量减小较多。因此考虑全供热季运行的节能性时,采用联合驱动的混合动力热泵系统具备更大的节能潜力。
图5 不同环境温度下的发动机效率的对比Fig.5 The comparison of gas engine efficiency in GEHP and HPHP under different temperatures
3.3 一次能源效率(PER)对比
根据表2的选型结果,将EHP、GEHP与HPHP的各个部件选型写入程序中进行变工况计算,可得到在不同气温下,系统制热量满足建筑负荷时不同动力匹配的最高PER,计算结果如图6所示。为了评价标准的一致性,在此将电热泵耗电功率按照发电效率为0.45折算PER。
对于GEHP和EHP,EHP的PER在计算区间内始终比GEHP高,原因主要是电动机的发电效率为0.45,而在GEHP中,燃气发动机的转速随压缩机变化,因此无法利用发动机的高效工作区,导致其输出功效率仅为25%~29%,因此燃气热泵的一次能源效率将低于电热泵,且由于随着气温的升高而导致热泵系统COP的提高,EHP的效率相比于GEHP提高更多。
由于HPHP的性能与电热泵比较接近,因此只对比HPHP与EHP系统即可。当环境温度为-9~3 ℃时,EHP的性能差于HPHP,原因是环境温度较低时系统的制热COP也较低,发动机的余热对PER的贡献较大,同时由于采用变传动比的控制方法,发动机的输出功效率较高。在此温度区间内,与EHP相比,HPHP的PER提高了1.2%~9.5%,当环境温度为-5 ℃时,PER提高了5.4%。当环境温度为3~11 ℃时,EHP的性能与HPHP较为接近,运行方式上HPHP主要采用燃气发动机单独驱动的模式;并且当环境温度为7~11 ℃时,由于COP的提高和发电效率较高的,导致EHP的PER大于HPHP的。当环境温度大于11 ℃时,HPHP的PER将略高于EHP,由于HPHP在该温度区间内由电动机直接驱动,且换热器与压缩机选型更合理而导致了相对较高的效率,但此时HPHP的PER仅比EHP平均高出0.01以内,超出百分比仅在0.5%以内,可以认为该区间内的效率相当。由于低温区间的运行时间更长且建筑负荷更大,因此可以推断,HPHP在全供暖季运行时具有更好的节能效果。
图6 不同环境温度下的一次能源效率对比Fig.6 The comparison of primary energy ratio under different temperatures
4 结论
本文提出了供热和供冷均由燃气发动机与电动机联合驱动的混合动力热泵(HPHP),建立了HPHP数学模型,通过模型计算对设计工况下HPHP(以发动机占最大输出功的60%为例)在不同环境温度下的供热运行策略进行优化,并将其HPHP的一次能源效率(PER)与燃气机热泵(GEHP)和电热泵(EHP)进行对比,得到以下结论:
1)HPHP可以减小机组选型,并可使发动机持续高效运行,当环境温度为-9~-1 ℃时,与燃气机热泵相比,HPHP的发动机效率提高了3.2%~9.4%。
2)通过对不同环境温度下的运行控制策略进行优化,HPHP与EHP的PER相比于GEHP有较大的提高;HPHP与EHP相比,当环境温度为-9~3 ℃时,HPHP具有一定的节能优势,HPHP的PER比EHP提高了1.2%~9.5%;当环境温度为3~11 ℃时,EHP的PER将由于COP的提高而略高于HPHP;当环境温度大于11 ℃时,HPHP的性能略高于EHP,PER提升百分比在0.5%以内。
3)可以推断,当HPHP在应用到全冬季的供暖时,相比于GEHP以及EHP将有更大的节能潜力。