低温环境下复叠式燃气机热泵的供热性能研究

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(1 天津城建大学能源与安全工程学院 天津 300384； 2 北京建筑大学 北京未来城市设计高精尖创新中心 北京 100044)

燃气机热泵以天然气、沼气等清洁能源作为燃料，通过燃气发动机驱动蒸气压缩式热泵实现热泵循环，因其能有效回收燃气发动机余热，并可充分利用低温热能，能源利用率较高。与传统电热泵相比，燃气机热泵具有两大显著优势：1)可回收发动机缸套和烟气的余热，冷却水温一般为70～90 ℃[1]；2)可通过控制发动机燃气输入量来调节发动机转速，使燃气机热泵具有较强的负荷适应能力[2-3]。Yang Zhao等[4]实验研究了燃气机热泵系统的供热性能，当环境温度为7 ℃、系统出水温度为55 ℃、发动机转速为2 000 r/min时，所回收的发动机余热占系统总制热量的55%。

燃气机热泵系统废热量大、废热品质高，有学者提出燃气机压缩吸收复合热泵系统(GECAHP)来提高燃气机热泵的制冷制热能力[5-7]。在此系统中，燃气发动机驱动蒸气压缩式热泵子系统，利用发动机余热驱动吸收式热泵子系统。采用GECAHP系统的制冷能力可比常规电热泵提高约25%[8]。目前针对GECAHP的研究主要集中在制冷方面，为了探究GECAHP的制热性能，Liu Fengguo等[9]提出了一种燃气机压缩吸收闭式并联供热系统，采用燃气发动机余热驱动吸收式热泵子系统，联合压缩式热泵子系统从大气中提取热量共同向用户供热，结果表明在环境温度为-5 ℃时，系统的PER可达1.1。

改善空气源热泵系统的低温适应性、提高其低温制热性能是解决空气源热泵在寒冷地区应用的关键问题。针对空气源热泵系统在北方寒冷地区的应用性，陈镇凯等[10]提出单双级复叠式空气源热泵系统，在室外温度较高时，系统按单级制热模式运行；在室外温度较低时，系统按双级复叠制热模式运行。本文结合燃气机热泵技术与复叠式热泵技术，提出一种适合于低温环境的新型复叠式燃气机热泵供热系统(CGEHP)，研究了发动机转速、环境温度和系统进水温度与总供热量、制热性能系数(COP)及一次能源利用率(PER)的关系，分析了CGEHP系统在不同工况下的性能规律，并与常规的空气源热泵系统进行对比，有效提高了空气源热泵系统在低温环境的制热性能。

1 系统原理

复叠式燃气机热泵系统工作原理如图1所示，该系统包括燃气发动机系统、压缩式热泵系统和吸收式热泵系统。燃气发动机的输出功驱动压缩机运转从而实现压缩式热泵系统压缩过程，发动机冷却水回收发动机缸套和烟气的热量驱动吸收式热泵系统的溶液发生过程。其中吸收式热泵作为低温级热泵，压缩式热泵作为高温级热泵。当环境温度较低时，CGEHP系统中电磁阀1、3、5开启，电磁阀2、4、6关闭，此时系统按复叠式燃气机热泵系统模式运行，发动机冷却水驱动吸收式热泵，制取10～20 ℃的低温热水并作为高温级压缩式热泵的低温热源，由压缩式热泵制取高温热水向用户供热。当室外温度较高时，电磁阀2、4、6开启，电磁阀1、3、5关闭，此时系统按常规燃气机热泵系统模式运行，吸收式热泵部分停止运行，压缩式热泵的低温热源从水源切换为空气源，压缩式热泵的冷凝器联合发动机余热共同向用户提供热水。本文针对低环境温度下的CGEHP系统制热性能展开研究。

图1 CGEHP系统原理Fig.1 Principle of the CGEHP system

压缩式热泵系统采用环保型制冷剂R134a，对于吸收式热泵系统，常规可采用LiBr-H2O或NH3-H2O作为工质。由于LiBr-H2O工质不适用于低环境温度[11]，而NH3-H2O工质的吸收剂和制冷剂沸点较为接近，系统需要加装精馏装置[12-13]。以氨-硝酸锂溶液(NH3-LiNO3)或氨-硫氰酸钠溶液(NH3-NaSCN)作为工质的吸收式热泵系统，不需要考虑真空问题，无需精馏装置，且制冷剂为氨，可以在蒸发温度很低的工况下工作。两种氨-盐工质的吸收式热泵系统在循环热力性能方面的特点较为接近，NH3-LiNO3溶液具有更低的发生温度和更低的饱和蒸气压，在吸收式热泵系统应用于低蒸发温度的场合更具优势，但从溶液的黏度及热导率来看，NH3-NaSCN溶液具有更低的黏度和更高的导热率。两种氨-盐工质各具优势。本文对这两种工质的吸收式热泵系统进行对比分析。

2 系统模型

2.1 燃气发动机

图2所示为燃气发动机在不同状态下的输出功率和热效率。应用数据拟合得出各转速nEng和负载率φ下发动机燃气消耗量和输出功率的表达式分别为式(1)和式(2)，式中各系数aij、bij的值如表1所示。

(1)

(2)

式中：QPE为燃气发动机的燃气消耗量，kW；PEng为燃气发动机的输出功率，kW。

图2 燃气发动机在不同转速和负载率下的输出功率和热效率Fig.2 The output power of gas engine in various engine rotation speed and load ratio

ijaijbij00-16.15-56.85100.030.1001-2.63-11.3120-1.49E-05-5.24E-05110.030.0702-0.631.71302.60E-099.12E-0921-1.27E-06-4.98E-06120.18E-034.15E-03030.52-3.00

发动机余热包括发动机缸套余热和发动机烟气余热，结合笔者前期的实验数据[14]，燃气发动机缸套余热回收量Qcyl可由式(3)计算得到：

Qcyl=ξQPE

(3)

式中：ξ为燃气发动机缸套余热回收量占燃气消耗量的比例，取ξ=0.3。

燃气发动机烟气余热回收量Qexh可由式(4)计算：

Qexh=mexhcp,exh(texh,in-texh,out)

(4)

式中：mexh为烟气质量流量，kg/s；cp,exh为烟气的定压比热容，kJ/(kg·℃)；texh,in，texh,out为分别为烟气流入、流出烟气换热器的温度，℃。对于烟气定压比热容，可按文献[15]中的方法计算，取发动机过量空气系数为1.3，天然气低位热值为36.75 MJ/m3，发动机排烟温度设定为580 ℃。烟气换热器中，烟气出口温度比热水出口温度高25 ℃[16]。

2.2 压缩式热泵

压缩机数学模型的构建，可根据压缩机生产商提供的性能测试数据拟合出较为准确的压缩机模型。压缩机轴功率PCom和制冷剂质量流量mr的表达式分别为式(5)和式(6)，式中各系数cij、dij的值见表2。

表2 式(5)～式(6)中各系数的值Tab.2 Coefficients of equations (5)-(6)

(5)

(6)

式中：te、tc分别为压缩式热泵的蒸发温度、冷凝温度，℃。

蒸发器和冷凝器采用板式换热器，假设蒸发温度比蒸发器出水口温度低5 ℃，过热度为5 ℃，冷凝温度比系统出水温度(TWout)高5 ℃，工质在蒸发器和冷凝器中的压降各为50 kPa。压缩式热泵系统各部件的热平衡和性能系数COPC计算公式如表3所示。

电子膨胀阀的制冷剂节流过程视为等焓过程(h12=h13)，流经电子膨胀阀的制冷剂质量流量与压缩机的质量流量相同。

表3 热负荷计算公式和评价参数Tab.3 Computational formulas of the heat loads and evaluation index

注:QCon.C为压缩式热泵系统的冷凝器制热量，kW；QEva.C为压缩式热泵系统的蒸发器热负荷，kW；QPE为燃气发动机的燃气消耗量，kW；QGen发生器热负荷，kW；QCon,A为吸收式热泵系统的冷凝器制热量，kW；QAbs为吸收器制热量，kW；QEva,A为吸收式热泵系统的蒸发器热负荷，kW；QAHP为吸收式热泵系统制热量，kW；QH为系统总制热量，kW；m1～m14为工质的质量流量，kg/s；h1～h14为工质的比焓，kJ/kg；mGas为天燃气质量流量，kg/s；LHV为天然气低位热值，MJ/m3；WFan.A为吸收式热泵系统的冷凝器风机功率，kW；WFan.C为压缩式热泵系统的冷凝器风机功率，kW；WSP为溶液泵功率，kW；η为溶液热交换器效率，kW。

2.3 吸收式热泵

模型建立前，先对吸收式热泵系统作如下假设：1)系统在稳定状态下运行，忽略系统与环境间的热损失，忽略流体在管路的流动压降；2)存在气液两相的部件内溶液处于两相平衡状态，发生过程和吸收过程终了的溶液状态、冷凝过程和蒸发过程终了的制冷剂状态均为饱和状态；3)发生器出口的制冷剂蒸气为对应发生器压力下的过热状态蒸气，其温度为发生温度；4)发生器压力等于冷凝压力，吸收器压力等于蒸发压力；5)在吸收式热泵系统中，吸收器、蒸发器、冷凝器出口处的工质均为饱和状态。

吸收式热泵系统以大气作为低温热源，以发动机冷却水作为驱动热源。蒸发器采用翅片管换热器，假设蒸发温度比环境温度(TAmb)低10 ℃，冷凝温度比冷凝器出水温度高5 ℃。发生温度比发生器出水温度(TRw)高5 ℃。假设溶液热交换器效率η=80%，溶液泵效率ηSP=90%[17-18]。吸收式热泵系统各部件的热平衡和性能系数COPA计算公式如表3所示。

为了验证模型精度，设定吸收式热泵系统的标定工况为：发生温度130 ℃，蒸发温度-5 ℃，吸收温度45 ℃，冷凝温度50 ℃。表4所示为标定工况下NH3-LiNO3吸收式热泵系统在各状态点的热力参数，得到COP=1.455 8。通过与文献[18](COP=1.455)中各对应状态点的对比可知，COP误差为0.060%，各状态点误差在5%以内，说明所建立的吸收式热泵系统数学模型可满足精度要求。

2.4 模型求解

基于以上拟合公式和基本假设，建立了CGEHP系统的数学模型，并使用MATLAB软件编制了相应的计算程序。该模型以压缩式热泵系统的蒸发器进出口平均水温为中间温度Tm，作为压缩式热泵系统和吸收式热泵系统互相耦合的重要参数。CGEHP系统模拟计算流程如图3所示。

3 性能分析

3.1 发动机转速

图4所示当环境温度为-5 ℃，系统进水温度为40 ℃，发生器热水出口温度为85 ℃，不同燃气发动机转速对系统性能的影响。下标1表示CGEHP系统中吸收式热泵的工质采用NH3-LiNO3时的性能参数，下标2表示CGEHP系统中吸收式热泵的工质采用NH3-NaSCN时的性能参数。随着燃气发动机转速nEng从1 500 r/min增至2 500 r/min，QH1、QH2、QPE1和QPE2分别增大了74.4%、70.2%、78.1%和76.6%。由于QH1和QH2的增长幅度小于QPE1和QPE2的减小幅度，所以两个CGEHP系统的性能均减弱。就压缩式热泵系统和吸收式热泵系统而言，其性能系数COPC1、COPC2、COPA1、COPA2分别降低了3.2%、2.5%、4.4%、4.5%。就CGEHP系统整体而言，PER1和PER2分别降低了1.9%和3.3%。

表4 标定工况下NH3-LiNO3吸收式热泵系统在各状态点的热力参数Tab.4 Thermodynamic parameters at various state points in NH3-LiNO3 absorption heat pump system under calibration conditions

图3 复叠式燃气机热泵系统仿真算法流程Fig.3 The calculation flow of the CGEHP system

nEng的增加引起了燃气发动机输出功率和余热量的增加，随之压缩式热泵系统压缩机输入功率和吸收式热泵系统发生器输入热量增加，使压缩式热泵和吸收式热泵的制热量随之增加。nEng的提高增大了CGEHP的总制热量，使其更能适应负荷多变的运行工况，而此时，系统PER仅略有降低。

图4 燃气发动机转速对CGEHP系统性能的影响Fig.4 The effect of gas engine speed on the performance of CGEHP

3.2 环境温度

对于以室外空气作为热源的热泵系统，外界环境温度的变化对系统运行性能的影响不容忽视。图5所示为当nEng=1 500 r/min、系统进水温度为40 ℃、发生器热水出口温度为85 ℃，不同环境温度对系统性能的影响。随着环境温度从-20 ℃增至10 ℃，QH1、QH2、QPE1、QPE2分别增大了16.5%、29.2%、6.3%、11.0%。就压缩式热泵系统和吸收式热泵系统而言，性能系数COPC1、COPC2、COPA1、COPA2分别增大7.3%、12.4%、11.2%、19.7%。就CGEHP系统整体而言，PER1和PER2分别增大7.8%和13.4%。因此以NH3-LiNO3作为吸收式热泵系统工质比NH3-NaSCN工质在低环境温度下更具优势。

王守国[19]研究了空气源电热泵(ASEHP)在低环境温度下的性能，实验对比了常规空气源热泵系统和带中间换热器的空气源热泵在-25～0 ℃制热量和能效比的变化规律。当考虑燃气发电效率为45%时，常规空气源热泵系统PER如图5(c)所示。可以看出，当环境温度分别为-20、-15、-10 ℃时，空气源电热泵的PER分别为0.81、0.89、0.99。当采用CGEHP系统，以NH3-LiNO3作为吸收式热泵系统工质对时，相比于ASEHP系统，PER分别提高了24%、15%、5%。CGEHP不仅具有较好的制热能力，还在低温环境下具有较高的PER。由图5(c)可知，当环境温度高于-5 ℃时，传统空气源热泵的PER将大于CGEHP系统。从系统一次能源利用角度出发，结合前期对燃气机热泵供热系统的实验研究，可将环境温度-7 ℃作为电磁阀的切换温度，即当环境温度低于-7 ℃时，燃气机热泵系统按复叠式热泵模式运行；当环境温度高于-7 ℃时，按常规燃气机热泵模式运行。

图5 环境温度对CGEHP系统性能的影响Fig.5 The effect of ambient air temperature on the performance of CGEHP

3.3 系统进水温度

图6所示为当nEng=1 500 r/min、环境温度为-5 ℃、发生器热水出口温度为85 ℃的工况下，不同系统进水温度对系统性能的影响。随着系统进水温度由30 ℃升至50 ℃，QH1、QH2、QPE1、QPE2分别增大了34.3%、25.3%、41.3%、37.4%。由于QH1和QH2的增长幅度小于QPE1和QPE2，所以两个CGEHP系统的性能都将有所下降。就压缩式热泵系统和吸收式热泵系统而言，其性能系数COPC1、COPC2、COPA1、COPA2分别降低7.5%、10.4%、7.5%、12.5%。就CGEHP系统整体而言，PER1和PER2分别减小4.4%和8.0%。

图6 系统进水温度对CGEHP系统性能的影响Fig.6 The effect of water inlet temperature on the performance of CGEHP

4 结论

1)建立了适用于低环境温度的复叠式燃气机热泵(CGEHP)系统数学模型。由模拟分析可知，系统总供热量随着燃气发动机转速、环境温度的增加而增加，随着进水温度的升高而降低；而COP和PER随着燃气机转速和进水温度的升高而降低。

2)分别对NH3-LiNO3和NH3-NaSCN作为吸收式工质进行了分析。结果表明，以NH3-LiNO3作为吸收式热泵系统工质比NH3-NaSCN工质在低温环境下更具优势。

3)环境温度分别为-20、-15、-10 ℃时，传统空气源电热泵的PER分别为0.81、0.89、0.99。当采用CGEHP系统，以NH3-LiNO3作为吸收式热泵系统工质对时，PER可分别提高24%、15%、5%。

4)从系统一次能源利用角度出发，可将环境温度-7 ℃设定为电磁阀的切换温度，即当环境温度低于-7 ℃时，燃气机热泵系统按复叠式热泵模式运行；当环境温度高于-7 ℃时，按常规燃气机热泵模式运行。

本文受住房和城乡建设部科学技术计划(UDC2017031012)项目资助。(The project was supported by the Science and Technology Plans of Ministry of Housing and Urban-Rural Development of the People′s Republic of China (No. UDC2017031012).)