沼氣機驅動的風冷熱泵系統變工況性能

吳集迎，馬益民，曹文勝

（1 集美大學機械與能源工程學院，福建廈門361021； 2 福建省清潔燃燒與能源高效利用工程技術研究中心，福建廈門361021）

引 言

利用厭氧發酵技術處理有機廢棄物產生沼氣，不但可以消除廢棄物對環境的污染，而且還可以獲得清潔的能源，具有能源和環境的雙重效應[1-2]。2014 年政府間氣候變化專門委員會（IPCC）公布了第五次評估報告（AR5），IPCC 發現甲烷的全球變暖潛 能 值（GWP）將比2007 年的估計（AR4）增加30%[3]。雖然沼氣主要成分甲烷的GWP 是二氧化碳的33 倍，但其燃燒的產物是二氧化碳和水，具備二次污染小的特點[4-6]。黃劍光等[7]對以沼氣為一次能源的燃氣機熱泵系統進行了研究，論述了沼氣替代天然氣作為燃氣機熱泵驅動能源的可行性。以燃氣機直接驅動壓縮式熱泵運行，替代傳統的電動熱泵或其他供熱方式，可以充分回收燃氣機排出的余熱，減少了中間能源轉換環節，提高系統的一次能源利用率[8-10]。楊昭等[11-12]對沼氣機驅動的復合式空調系統做了能耗分析、數值計算和實驗研究，在制冷工況下，利用系統余熱來實現空氣的再熱，一次能耗最大節省75%；在制熱工況下，一次能耗最大節省71%。近年來，高效節能的燃氣機熱泵技術受到了學者們的重視，如研究了燃氣機轉速為1300～2000 r·min-1時轉速、水流量、水溫對熱泵系統性能參數的影響[13]；R134a 燃氣機熱泵系統在壓縮機轉速 為2000～4400 r·min-1時 的 系 統 一 次 能 源 利 用率[14]；轉速及環境溫度對燃氣機熱泵系統各性能參數的影響[15]。利用燃氣機熱泵進行制冷和提供生活熱水，與直燃式吸收式制冷和鍋爐供熱方式相比，其一次能源利用率達到1.9，節約一次能源達40.9%[16-17]。Elgendy 等[18-20]進 行 了 以R410A 為 工 質的燃氣機熱泵性能實驗測試，得出蒸發器進水溫度對系統性能的影響大于室外空氣溫度和蒸發器進水流量的影響；系統的一次能源利用率隨著燃氣機轉速的升高而降低；轉速為1300～1750 r·min-1時冷凝器進水溫度對系統性能參數的影響等實驗結果。吳集迎等通過構建沼氣熱泵系統并進行經濟性分析，得出系統一次能源利用率高，具有較高的經濟價值和節能環保意義[21-22]；進而對沼氣機驅動的空氣源熱泵系統建立了沼氣機、壓縮機、余熱回收換熱器等數學模型，通過系統性能實驗測試，得到系統性能系數和一次能源利用率隨冷凝器進水流量的增大而增大，隨沼氣機轉速升高而減小等實驗結果[23-25]。

由于影響沼氣機熱泵系統性能的因素較多，如環境溫度、沼氣機轉速、蒸發溫度、冷凝溫度等，為得出沼氣機風冷熱泵變工況下的性能規律，本文通過沼氣機風冷熱泵能源綜合利用系統測試平臺，做了系統變工況性能實驗研究，分析蒸發溫度、冷卻水量、沼氣機轉速等參數對熱泵系統總供熱量、余熱回收、性能系數（COP）和一次能源利用率（PER）的影響。

1 沼氣機風冷熱泵能源綜合利用系統實驗裝置

實驗裝置由四個子系統組成，如圖1 所示。(1)沼氣供給系統，包括貯氣罐、電磁閥、減壓閥、氣體燃料混合器、輸氣管道；(2)沼氣機風冷熱泵系統，包括沼氣機、熱泵機組、傳動裝置；(3)熱輸出系統，包括冷凝器、沼氣機缸套冷卻器、針管型排煙換熱器、循環水泵、連接管道；(4)數據測量與采集系統，包括溫度、壓力、流量、轉速傳感器，各顯示儀表、計算機數據采集系統。其中，沼氣機選用F4100DZ 四沖程電子調速發動機，屬全燒式沼氣機；壓縮機選用6NFCY 型汽車空調用半封閉活塞式壓縮機，熱泵工質為R134a。

圖1 沼氣機驅動的風冷熱泵實驗裝置Fig.1 Biogas engine driven air source heat pump experimental device

系統流程如圖2所示。熱輸出系統首先通過冷凝器對冷卻水加熱，再利用沼氣機缸套冷卻器和排煙換熱器繼續加熱冷卻水，冷卻水經三次升溫后熱輸出。搭建的實驗裝置可通過閥門切換回收利用沼氣機排煙余熱、缸套余熱或者全部余熱，以測試得出不同余熱回收模式下的系統性能。

圖2 沼氣機驅動的風冷熱泵實驗系統流程圖Fig.2 Flow diagram of biogas engine driven air source heat pump experimental system

2 實驗測試方法與數據處理

2.1 測試方法

實驗測試的環境溫度區間為10～20℃，每間隔2℃測試記錄一組數據，由于實驗室環境溫度基本隨室外氣溫變化，因此不同環境溫度的實驗測試根據氣溫變化在不同時間進行。對應的蒸發溫度變化區間為2～12℃，傳熱溫差8℃。沼氣機排煙經過排煙換熱器后由專用的排煙管排到室外，實驗室內環境溫度基本保持穩定。在不同工況下，系統熱輸出設備冷凝器、沼氣機缸套冷卻器和排煙換熱器的進出水溫通過調節冷卻水量進行控制。實驗測試時對冷卻水加熱確定冷凝器進水溫度并保持穩定在35℃，熱輸出系統采用串聯加熱方式，得到輸出熱水溫度為50℃；通過控制沼氣機節氣門開度，觀察壓縮機轉速及進出口壓力等主要參數，當壓縮機轉速波動不超過±10 r·min-1，輸出熱水出口溫度波動不超過±0.2℃，蒸發器出口工質壓力和冷凝器進口工質壓力波動不超過±1%時讀取數據，分別為：蒸發器工質進出口溫度，工質流量；冷凝器冷卻水進出口溫度，缸套冷卻器冷卻水進出口溫度，排煙換熱器冷卻水進出口溫度，冷卻水量；沼氣機排煙進出口溫度，沼氣流量，沼氣機轉速。實驗時按由小到大改變節氣門開度，控制沼氣機轉速范圍在750～1500 r·min-1，直到壓縮機轉速達到額定值。

2.2 數據處理

實驗中系統總供熱量[26-29]

式中，Qcond為冷凝器的總負荷，kW；Qg為回收的沼氣機排煙余熱量，kW；Qw為回收的沼氣機缸套余熱量，kW。

其中，冷凝器的總負荷

式中，mcond為冷 凝器冷卻水量，kg·s-1；Tcond,in、Tcond,out分別為冷卻水進、出口溫度，℃;cp為冷卻水比熱容，kJ·(kg·K)-1。

回收的沼氣機缸套余熱及排煙余熱的計算式與式（2）相似，由測得的換熱器的冷卻水量及進出口溫差得到。

系統性能系數（COP）表達式為

式中，Q 為系統總供熱量，kW；Pe為壓縮機軸功率，kW。

一次能源利用率(PER)表達式為

式中，QBG為沼氣燃燒熱，kW。

2.3 誤差分析

為保證設定的輸出熱水溫度波動不超過±0.2℃,轉速波動應小于±10 r·min-1，實驗測試選用精度較高的傳感器并采取多次有效數據平均值的方法來減少實驗誤差[30-32]。其中，溫度傳感器基本誤差范圍±0.5%FS；壓力傳感器基本誤差范圍±0.25%FS；流量傳感器基本誤差范圍±0.5%R；轉速傳感器基本誤差范圍±0.1 r·min-1。數據測量時，冷卻水溫的變化會影響流量傳感器的測量精度，但實驗測試工況下的水溫變化范圍較小，對測量精度的影響很小；當沼氣機轉速低于600 r·min-1時，轉速傳感器測量精度降低，而本實驗的沼氣機轉速變化范圍在750～1500 r·min-1之間，測量精度不受影響[33-34]。

3 實驗結果與討論

3.1 沼氣機與熱泵系統設備的耦合關系

圖1中的沼氣機通過三個皮帶輪同時驅動熱泵壓縮機、冷凝器水泵、蒸發器風扇運行。因此，壓縮機、水泵、風扇的轉速均隨沼氣機的轉速變化。為了研究不同工況下冷卻水量對系統供熱性能、COP、PER 的影響，實驗測試時通過調節沼氣機的轉速來改變冷卻水量以得到不同工況下的熱泵系統總供熱量、COP、PER。圖3 為冷卻水量隨沼氣機轉速的變化，當沼氣機在750～1500 r·min-1區間分5 擋運行時，冷卻水量基本隨沼氣機轉速線性遞增，對應的冷卻水量變化范圍為1.2～1.8 kg·s-1。從導出的實驗數據看，誤差較小，與系統實際的運行情況吻合度較高。

圖3 冷卻水量與沼氣機轉速的關系Fig.3 Relationship between cooling water flow rate and biogas engine speed

3.2 蒸發溫度、冷卻水量對冷凝器總負荷的影響

在冷凝器進水溫度為35℃的工況下，測試得出冷凝器總負荷隨蒸發溫度及冷卻水量的變化關系，如圖4所示。隨著蒸發溫度從2℃升高到12℃，通過調節冷卻水量為1.2、1.5、1.8 kg·s-1，冷凝器總負荷增大，分別由18.5 kW 升高到30.3 kW，增幅為63.78%；27.8 kW 升高到38.1 kW，增幅為37.05%；32.6 kW 升高到42.9 kW，增幅為31.6%。這是因為隨著蒸發溫度的升高，熱泵工質流量增大，因此，冷凝器總負荷增大；但是，不同蒸發溫度下冷凝器總負荷的增幅隨冷卻水量的增加均減小，其原因是當冷卻水量增加時，冷凝器進、出口冷卻水的溫差將相應減小，因此冷凝器總負荷增幅相對較小。

圖4 冷凝器總負荷與蒸發溫度及冷卻水量的關系Fig.4 Relationship of total condensing load with evaporating temperature and cooling water flow rate

3.3 蒸發溫度、冷卻水量對回收沼氣機余熱的影響

圖5為沼氣機余熱隨蒸發溫度及冷卻水量的變化曲線。沼氣機余熱包括缸套余熱和排煙余熱兩部分，分別通過缸套換熱器和排煙換熱器進行回收。從圖5中可見，蒸發溫度升高，回收的沼氣機余熱減少，但降幅較小。隨著蒸發溫度從2℃升高到12℃，通過調節冷卻水量為1.2、1.5、1.8 kg·s-1，沼氣機余熱分別由16.4 kW 降低到13.8 kW，降幅為15.85%；17.8 kW 降低到14.9 kW，降幅為16.29%；18.6 kW 降低到15.3 kW，降幅為17.74%。相反，回收的沼氣機余熱隨沼氣機轉速的升高而增大，如前所述，主要通過控制沼氣機的轉速來改變冷卻水量，且兩者呈線性遞增關系。因此，在冷凝器進水溫度為35℃，冷卻水量從1.2 kg·s-1增大到1.8 kg·s-1時，沼氣機余熱低值從13.8 kW 升高到15.3 kW，高值從16.4 kW 升高到18.6 kW，增幅分別為10.87%和13.41%。冷卻水量較大，有利于提高排煙換熱器冷卻水側傳熱系數，減小冷卻水和沼氣機排煙的傳熱溫差，提高沼氣機余熱的回收率，同時也減少高溫煙氣對環境造成的熱污染。

圖5 沼氣機余熱與蒸發溫度及冷卻水量的關系Fig.5 Relationship of biogas engine waste heat with evaporating temperature and cooling water flow rate

3.4 蒸發溫度、冷卻水量對系統總供熱量的影響

圖6為系統總供熱量隨蒸發溫度及冷卻水量的變化曲線。系統總供熱量隨蒸發溫度的升高而增大，這主要因冷凝器總負荷隨蒸發溫度升高而增大所致，但增幅并不大。系統總供熱量由冷凝器總負荷與回收的沼氣機余熱組成，而沼氣機余熱隨蒸發溫度升高而略有減少，從而降低了系統總供熱量的增幅。從圖6 中可見，系統總供熱量隨冷卻水量的增加而增大，因增加冷卻水量需要提高沼氣機轉速，相應的熱泵壓縮機轉速也提高，輸氣量增大，工質流量增大，冷凝器總負荷隨之增大，且回收的沼氣機余熱量也增大，則系統總供熱量增大。但隨著沼氣機轉速的升高，系統總供熱量的增幅降低，這主要是因為沼氣機轉速升高，壓縮機工質流量增大，進入冷凝器的冷卻水和工質換熱效果減弱，從而使系統總供熱量占比最大的冷凝器總負荷增幅減小；而且，當冷卻水量增加時，冷凝器進出水溫差減小，同樣使冷凝器總負荷增幅減小。兩者疊加的結果導致系統總供熱量增幅隨之減小。

圖6 系統總供熱量與蒸發溫度及冷卻水量的關系Fig.6 Relationship of total system heating capacity with evaporating temperature and cooling water flow rate

3.5 蒸發溫度、冷卻水量對壓縮機軸功率及沼氣燃燒熱的影響

圖7 和圖8 分別為壓縮機軸功率和沼氣燃燒熱隨蒸發溫度及冷卻水量的變化曲線。隨著蒸發溫度從2℃升高到12℃，蒸發壓力隨之升高，壓縮機耗功減小，雖然系統因蒸發溫度升高而導致工質流量增大，但是綜合兩者結果，軸功率和沼氣燃燒熱均降低。沼氣燃燒熱受沼氣機節氣門開度和轉速的影響，圖3 顯示冷卻水量與沼氣機轉速呈線性遞增關系。因此，在蒸發溫度8℃，冷凝器進水溫度35℃的工況條件下，當冷卻水量從1.2 kg·s-1增大到1.8 kg·s-1時，從圖7中可見壓縮機軸功率從9.5 kW 增大到13 kW，增幅為36.84%；從圖8 中可見沼氣燃燒熱從31.5 kW升高到36.5 kW，增幅為15.87%。

圖7 壓縮機軸功率與蒸發溫度及冷卻水量的關系Fig.7 Relationship of compressor shaft power with evaporating temperature and cooling water flow rate

圖8 沼氣燃燒熱與蒸發溫度及冷卻水量的關系Fig.8 Relationship of biogas combustion heat with evaporating temperature and cooling water flow rate

3.6 蒸發溫度、冷卻水量對COP的影響

圖9 為COP 隨蒸發溫度及冷卻水量的變化曲線。系統總供熱量隨蒸發溫度的升高而增大，而壓縮機軸功率減小，所以COP 隨蒸發溫度的升高而增大。從圖9中可見，在冷凝器進水溫度為35℃、冷卻水量為1.5 kg·s-1的條件下，當蒸發溫度從2℃升高到12℃時，COP由3.53增大到5.15，表明沼氣機熱泵系統在較高蒸發溫度下具有較好的性能。

圖9 COP與蒸發溫度及冷卻水量的關系Fig.9 Relationship of COP with evaporating temperature and cooling water flow rate

當冷凝器進水溫度為35℃，冷卻水量從1.2 kg·s-1增大到1.8 kg·s-1時，系統總供熱量增大，壓縮機軸功率也增大，但總供熱量增幅與壓縮機軸功率增幅在不同冷卻水量區間是變化的。從圖9中可見冷卻水量1.5 kg·s-1的COP 值高于冷卻水量1.8 kg·s-1的COP 值，說明在同一工況下，存在一個最佳冷卻水量。因此，COP 隨冷卻水量的變化關系不具有單調性。當冷卻水量低于最佳值時，對應低轉速下的COP逐漸增大，而對應高轉速下的COP逐漸減小。

3.7 蒸發溫度、冷卻水量對PER的影響

圖10 為PER 隨蒸發溫度及冷卻水量的變化曲線。PER 隨蒸發溫度的升高而增大，表明沼氣機熱泵系統在高蒸發溫度下具有較高的能源利用率。

當冷凝器進水溫度為35℃，冷卻水量從1.2 kg·s-1增大到1.8 kg·s-1時，系統總供熱量的增幅是變化的；而且，因沼氣機同時驅動冷卻水泵，沼氣燃燒熱增大，冷卻水量也增大，因此，PER 隨冷卻水量的增幅是變化的。從圖10 中冷卻水量1.5 kg·s-1與1.8 kg·s-1的PER 曲線比較來看，PER 值非常接近，顯示在較大冷卻水量時，PER 隨冷卻水量增大的增幅變小。

圖10 PER與蒸發溫度及冷卻水量的關系Fig.10 Relationship of PER with evaporating temperature and cooling water flow rate

4 結 論

⑴與其他燃氣機熱泵系統不同，本系統沼氣機同時驅動冷卻水泵，因此，系統性能系數（COP）隨冷卻水量的變化關系不具有單調性。當沼氣機轉速較低、冷卻水量較小時，COP 單調增大；沼氣機轉速較高、冷卻水量較大時，COP 單調減小。即同一工況下，存在一個使COP最大的最佳冷卻水量。

⑵系統一次能源利用率（PER）隨蒸發溫度及冷卻水量的增大而增大，但是，隨著冷卻水量增大PER 的增幅反而減小，因此，需要通過合理調節冷卻水量來提高系統的能源利用效率。

⑶相同冷凝溫度下，壓縮機軸功率、沼氣燃燒熱隨著蒸發溫度升高而減小；系統總供熱量、COP和PER 則增大。顯然，蒸發溫度升高提高了沼氣機風冷熱泵系統的運行經濟性和節能效果。

⑷增大冷卻水量，可以提高冷凝器水側傳熱系數，增大冷凝器總負荷及系統總供熱量；同時還可以減小冷卻水和沼氣機排煙的傳熱溫差，提高沼氣機余熱的回收率，減少煙氣對環境造成的熱污染。