并聯式混合動力燃氣熱泵充放電性能研究

邱陳棟 王潔月 蔡亮 鄭曉紅

并聯式混合動力燃氣熱泵充放電性能研究

邱陳棟1王潔月2蔡亮2鄭曉紅2

1江蘇省交通規劃設計院股份有限公司2東南大學能源與環境學院

本文基于混合動力燃氣熱泵系統，設計了該系統的并聯式驅動形式。基于發動機燃氣消耗率以及發動機與壓縮機的速度匹配，對并聯式驅動系統的傳動裝置進行了設計。對余熱回收系統的管道布置方式進行了區分和研究，選擇了旁通式的余熱回收系統。將并聯式驅動系統、余熱回收系統以及熱泵系統結合構建了并聯式混合動力燃氣熱泵系統。在此基礎上，對該熱泵系統進行了電機恒定扭矩的充放電試驗，研究了在不用運行模式下，整個系統的性能與各個參數的變化規律，包括：熱泵性能系數（COP）、熱泵制熱量、發動機燃氣流量、余熱回收量。最后，基于對系統的試驗性能研究，分析該系統的一次能源效率（PER）的變化規律，并與燃氣熱泵系統進行比較。結果發現，電機充電扭矩提高系統PER約14%效果明顯，而電機扭矩提高系統PER為1.1%左右。

混合動力燃氣熱泵并聯式充放電特性

0引言

混合動力燃氣熱泵系統作為一種將混合動力技術與熱泵技術結合的新型系統，是一種具有高效燃氣轉換效率的分布式供能系統，具有廣闊的應用前景。目前，東南大學制冷低溫課題組構架了混合動力燃氣熱泵[1～3]試驗樣機。

在混合動力燃氣熱泵系統性能研究方面，初步設計了一個并聯助力型混合動力燃氣熱泵系統，詳細分析其五種工作流程，以發動機燃料經濟性最優為目標制定了五種工況之間相互切換的能量控制策略。結果表明：混合動力驅動系充電工況綜合效率在0.262左右，比相同負荷下的常規燃氣熱泵驅動系效率高了約7.38%；混合動力放電工況中電機單獨驅動模式綜合效率約為0.083～0.15；發動機單獨驅動模式綜合效率約在0.277～0.252之間，比常規燃氣熱泵效率略低；發動機和電機共同驅動模式綜合效率約為0.252，比常規燃氣熱泵系統效率高了約7.92%。

在系統優化設計方面，對共軸并聯式混合動力燃氣熱泵進行了參數優化。以驅動系統的熱效率為優化目標，優化設計了系統傳動比。結果表明：電機單獨驅動工況和發動機驅動并發電工況采用傳動比為3.2；發動機單獨驅動工況時傳動比為2.1；電機和發動機共同驅動時傳動比為1.5。另外，提出了以相對回收期為目標函數的混合度優化設計，經過分析，混合度優化設計值為0.35。

本文對并聯式混合動力燃氣熱泵進行了充放電扭矩試驗特性研究。通過對系統充放電工況各個參數變化規律的研究，確立了恒定充放電扭矩下系統PER與壓縮機轉速的變化規律，并在此基礎對比分析了該系統與傳統燃氣熱泵系統的異同。

1并聯式混合動力燃氣熱泵系統設計

并聯式混合動力燃氣熱泵系統[4～5]分為：并聯式混合動力驅動系統、熱泵系統以及余熱回收系統。熱泵系統為一般熱泵系統，主要由壓縮機、冷凝器、節流閥、蒸發器四個部件構成。本文重點對驅動系統以及余熱回收系統進行了設計，并研究了整個系統的試驗特性。

1.1并聯式混合動力驅動系統

混合動力系統一般是將發動機和電機兩種驅動方式結合起來，從而實現能源的最優分配。本文采用的電機形式為發電機和電動機兩用，根據這一特性，對驅動系統進行了設計。

圖1描述了混合動力系統各個部件的組成以及兩個動力源的分布。發動機和電機通過傳動裝置連接，考慮到電機具有較好的部分負荷特性，所以發動機和電機之間的傳動裝置實際為同軸連接，即保證電機轉速與發動機轉速的一致。其中壓縮機的技術參數包括：型號比澤爾4UFRY、轉速范圍500～2600rpm、額定轉速1480rpm、制冷劑為R22。發動機技術參數包括：型號LJ276M、轉速范圍500～4800rpm、有效功率12.5kW、最低燃氣消耗率280g/kWh。電機技術參數包括：類型為永磁同步電動機、額定轉速3000rpm、最大功率12kW、額定扭矩20Nm。

圖1并聯式混合動力驅動系統

本文的傳動裝置的設計是基于發動機燃氣消耗率進行設計的。發動機燃氣消耗率即發動機一小時輸出1kW功率需要消耗的燃氣量，單位為g/kWh。當發動機燃氣消耗率的上限低于330g/kWh時，根據發動機萬有特性曲線[6]，此時發動機的轉速范圍為2100～3800rpm。而壓縮機的運行轉速范圍可設計為750～2400rpm。

發動機與壓縮機的傳動裝置的設計采用多級傳動比的設計[7]。根據發動機和壓縮機的轉速匹配，本文采用的多級傳動比為3、2、1.5，分別對應壓縮機的低中高負荷。所以發動機和壓縮機的轉速關系如圖2所示。

圖2發動機轉速與壓縮機轉速的關系

對于并聯式混合動力驅動系統而言，主要存在三種驅動模式：發動機單獨驅動壓縮機（模式D）、發動機驅動壓縮機并充電（模式C）、發動機聯合電機驅動壓縮機（模式L）。

模式C工況下，熱泵系統處于低負荷，壓縮機轉速范圍為750～1150rpm，傳動比為3，發動機轉速范圍為2250～3450rpm，電機作為發電機，充電扭矩恒定為10Nm；模式D工況下，熱泵系統處于中等負荷，壓縮機轉速范圍為1150～1850rpm，傳動比為2，發動機轉速范圍為2300～3700rpm，電機此時不工作，電機扭矩為0Nm；模式L工況下，熱泵系統處于高負荷，壓縮機轉速范圍為1850～2400rpm，傳動比為1.5，發動機轉速范圍為2777～3600rpm，此時電機作為電動機，電機放電扭矩為-10Nm。

1.2余熱回收系統設計

發動機余熱回收系統根據管道的布置可分為串聯式、并聯式、旁通式三種余熱回收系統。余熱回收系統主要由生活熱水泵、缸套水換熱器、煙氣換熱器等相關設備組成。本文采用的形式為旁通式余熱回收系統。在缸套水換熱器旁通一條帶有旁通閥門的管道，通過控制旁通水量控制發動機內的缸套水溫，利于發動機的運行。

圖3余熱回收系統

本文將余熱回收系統，并聯式混合動力驅動系統以及傳動的熱泵系統結合起來，構建了并聯式混合動力燃氣熱泵系統，如圖4所示。

圖4并聯式混合動力燃氣熱泵系統

2并聯式混合動力燃氣熱泵試驗特性研究

并聯式混合動力燃氣熱泵試驗特性按驅動系統的運行模式進行分別試驗，研究不同驅動模式下，系統各個參數的變化規律，包括熱泵系統COP、發動機燃氣流量、余熱回收量以及整個系統的一次能源效率。本文重點研究了熱泵系統在冬季運行的試驗特性。

當室外環境溫度一定，室內冷卻水進口溫度與流量不變時，熱泵系統的制熱量和COP為壓縮機轉速的單值函數。本文中，熱泵系統的制熱量Q1通過冷卻水進出口水溫以及水流量計算獲得，如式（1）所示。

式中：M為冷卻水流量，kg/h；Tw_in和Tw_out為冷卻水進出口水溫，℃。

圖5描述了熱泵系統制熱量與壓縮機轉速的關系，隨著轉速在750～2400rpm之間增大，制熱量逐漸增大，變化范圍為13～29kW。圖6描述了熱泵系統COP與壓縮機轉速的關系，隨著轉速在750～2400rpm之間不斷增大，COP逐漸減小，變化范圍為2.94～4.25。

圖5熱泵系統制熱量與壓縮機轉速的關系

圖6熱泵系統COP與壓縮機轉速的關系

通過對模式C、模式D以及模式L運行參數的設定以及混合動力燃氣熱泵變工況下實驗數據的測試，可以確定發動機燃氣流量與壓縮機轉速之間的關系。如圖7所示，在三種工況下，燃氣流量隨著壓縮機轉速的增大而增大。此外可以發現，對比三種工況，發動機燃氣流量范圍均在2.2～4kg/h之間變化，這是由于電機對發動機功率的削減與補充導致的，發動機輸出功率能夠在一個相對合理的范圍，確保發動機運行的高效率。

圖7燃氣質量流量與壓縮機轉速的關系

混合動力燃氣熱泵系統的余熱回收分為兩個部分：缸套水余熱回收、煙氣余熱回收。本文通過對生活熱水在缸套水換熱器，煙氣換熱器的進出口水溫的測定，計算系統的余熱回收量。余熱回收量Q2可由式（2）獲得。

式中：M1缸套水換熱器流量，kg/h；M2生活熱水泵流量，kg/h；Tw1_in和Tw1_out為缸套水進出口水溫，℃；Tw2_in和Tw2_out為煙氣換熱器進出口水溫，℃。

圖8描述了余熱回收量與壓縮機轉速之間的關系。在三種運行模式下，隨著壓縮機轉速的增大，余熱回收量越大。這是由于隨著壓縮機轉速的增大會直接引起發動機燃氣流量增大以及煙氣排放量增大，這是導致余熱回收量增大的直接原因。

圖8余熱回收量與壓縮機轉速的關系

對于混合動力燃氣熱泵系統，一次能源效率PER可以用式（3）定義，即熱泵系統的制熱量與余熱回收量的總和與發動機輸入燃氣的熱量的比重。

式中：Q1為熱泵制熱量，kW；Q2為余熱回收，kW；B為燃氣質量流量，kg/s；r為燃氣熱值，取值為46.2MW/kg

混合動力燃氣熱泵系統的PER主要與熱泵系統COP、發動機熱效率ηengine、余熱回收量這三個因素有關。熱泵系統COP隨著壓縮機轉速的增大而不斷減小，而發動機熱效率ηengine隨著壓縮機轉速的增大先增大后減小，余熱回收量則隨著壓縮機轉速的增大而增大。

圖9并聯式混合動力燃氣熱泵系統PER與壓縮機轉速的關系

圖9描述了PER與壓縮機轉速之間的關系。在模式C、模式D以及模式L工況下，PER隨著壓縮機轉速的增大而減小。這正是發動機熱效率、熱泵系統COP以及余熱回收彼此平衡之后的結果，而三者之間，熱泵系統的COP占主導作用。通過電機充放電扭矩對發動機運行工況的調節，在模式C和模式L工況下，系統的PER值與模式D接近，而且有部分范圍重合，這說明電機的充放電扭矩對系統PER起到了提高的作用。

調節電機的充放電扭矩，將電機扭矩調整為0Nm，即電機停止工作，就可以得到燃氣熱泵系統PER隨壓縮機轉速的變化規律，如圖10所示。燃氣熱泵系統的PER變化規律與混合動力燃氣熱泵的變化規律相同。當壓縮機轉速范圍為750～1150rpm時，并聯式混合動力燃氣熱泵系統的PER整體提高了約14%左右；當壓縮機轉速范圍為1850～2400rpm時，并聯式混合動力燃氣熱泵系統的PER整體提高了約1.1%左右；

這說明，充電扭矩對于提高系統PER更加有效，而放電扭矩雖然對整個系統PER有提高但是不明顯。這是由于低工況相比于高工況而言，發動機運行狀態更加惡劣，能夠允許電機充電扭矩具有提高系統PER較多的空間。

圖10燃氣熱泵系統PER與壓縮機轉速的關系

3結論

1）本文建立了并聯式混合動力燃氣熱泵系統，基于發動機燃氣消耗率對傳動裝置進行了設計，傳動裝置采用多級傳動比，取值分別為3、2、1.5。

2）對并聯式混合動力燃氣熱泵系統恒定充放電扭矩試驗工況進行了研究。在模式C、模式D以及模式L三種工況下，PER隨著壓縮機的轉速增大而減小，這與傳統燃氣熱泵PER的變化規律相同。

3）通過將并聯式混合動力燃氣熱泵與傳動燃氣熱泵進行對比發現，充電扭矩對于提高系統的PER有著明顯的效果，提高約14%左右；而放電扭矩對于提高系統的PER不夠顯著，約為1.1%左右。

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The Cha rge-dis c ha rge Pe rform a nc e Study of a Pa ra lle l-type Hybrid Pow e r Ga s Engine He a t Pum p

QIU Chen-dong1,WANG Jie-yue2,CAI Liang2,ZHENG Xiao-hong2
1 Jiangsu Province Communications Planning and Design Institute Ltd.,Co.
2 School of Energy and Environment,Southeast University

The parallel-type drive system has been designed based on the hybrid power gas engine heat pump.In addition,the transmission value of gearing box can be established by the relationship between gas engine and compressor.The bypass-type heat recovery system is applied in this system.So the parallel-type hybrid power gas engine heat pump can be built on the foundation of drive system,heat recovery system and heat pump system.Then the charge-discharge performance study of this system can be obtained by the study of system performance and the change rules of different parameters,including coefficient of performance(COP),the heating capacity,heat recovery capacity, gas quantity.At last,the change rules of primary energy rate(PER)of this system has been compared with the gas engine heat pump.The results show that,the charge-discharge torque is useful to improve the PER.In the way of charge condition,PER can be improved by 14%;In the way of discharge condition,PER can be improved by 1.1%.

hybrid power,gas engine heat pump,parallel type,mixing charge-discharge performance

1003-0344（2014）05-006-5

2013-10-25

王潔月（1989～），男，碩士；江蘇省南京市玄武區東南大學四牌樓2號動力樓405（210096）；E-mail:wjieyue@aliyun.com

收稿日期：國家十二五國家科技支撐計劃項目（2011BAJ03B14）