空氣源燃氣熱泵系統多制熱運行模式下余熱回收特性

胡亞飛，馮自平，5，田佳垚，宋文吉

（1 中國科學院廣州能源研究所，廣東 廣州 510640；2 中國科學院大學，北京 100049；3 中國科學院可再生能源重點實驗室，廣東 廣州 510640；4 廣東省新能源和可再生能源研究開發與應用重點實驗室，廣東 廣州 510640；5 中科廣能能源研究院（重慶）有限公司，重慶 401331）

燃氣熱泵（gas engine-driven heat pump，GHP）是一種基于逆卡諾循環原理而直接使用天然氣的熱泵技術，可使用單一系統實現制冷、供暖及生活熱水等多種功能需求。相比于電驅動熱泵（electricdriven heat pump，EHP），GHP 系統不再使用電動馬達驅動壓縮機，而是使用燃氣發動機直接驅動開式壓縮機完成蒸氣壓縮式制冷循環[1-3]。GHP 系統中存在大量發動機余熱，在制冷或制熱模式下均可通過構建分布式能源系統實現能源的梯級高效利用，從而具有一次能源利用率高[4]、制熱能力強[5]、運行費用低[6]及可變容量調節[7]等突出優勢。EHP系統冬天會因環境溫度的降低而制熱量大幅度衰減，并且機組頻繁結霜，極大影響用戶舒適性。而GHP 通過回收發動機余熱使得制熱量遠高于EHP，并且可直接利用發動機余熱作為熱源進行除霜，可實現在用戶室內正常制熱的情況下同時完成室外機換熱器的除霜，極大提高了用戶側的舒適性。GHP技術因具有低碳、環保及節能等系列顯著優勢而受到了人們廣泛關注，并將其應用在區域冷暖供應、除濕、熱泵干燥和生活熱水等場景[8-10]。

國際上針對GHP 技術進行了系列研究，主要包括GHP系統的制冷與制熱性能特性[11-12]、構建數學模型[13-14]及運行經濟性分析[15-16]等。然而，眾多研究的GHP 系統多使用活塞壓縮機，壓縮機的容積效率相比渦旋壓縮機明顯偏低，并且制冷劑也多使用R134a或R407C，較少涉及當前國際主流GHP生產廠家應用的環保制冷劑R410A。GHP 生產廠家主要從產品的角度進行工程應用開發，并且為了技術保密而較少公開使用R410A 制冷劑渦旋壓縮機的GHP 系統的測試數據。R407C 制冷劑因屬于混合非共沸工質，系統的控制穩定性低于R410A的系統。R134a制冷劑的熱泵系統制熱下限溫度通常僅為 -10℃，而R410A 系統通常可達 -20℃及以下，使用R134a 的GHP 系統在低溫環境下的制熱性能遠不及R410A 系統。Elgendy 等[2,6,11]雖對使用R410A 制冷劑的GHP 系統有部分實驗研究，但最低制熱環境溫度不低于 -4℃，對發動機部分的研究僅將發動機當作黑匣子來處理，其研究中未測量或計算出發動機熱效率（ηeng），對GHP系統的性能分析中也無法考慮ηeng的影響，而ηeng是GHP 系統中的重要影響因素。GHP 系統中發動機的余熱可以通過制冷劑與循環水兩種余熱回收載體進行回收，兩種余熱回收載體對余熱的實際回收效果具有差異，當前缺乏相關的具體直觀對比實驗研究?；诖?，為給我國的供暖領域提供低碳節能的熱泵技術，尤其是在北方和長江流域，并有效緩解夏季空調巨大電力需求壓力，在自行設計的使用R410A制冷劑開式渦旋壓縮機的GHP實驗臺上，針對額定制熱（環境溫度7℃）與超低溫制熱（環境溫度 -15℃）進行了GHP 系統的多制熱運行模式下的余熱回收特性研究，為GHP 技術大規模應用提供理論依據和重要數據支撐。

1 實驗裝置

GHP 系統實驗裝置如圖1 所示，主要由進氣、動力、熱泵系統、余熱回收系統和循環水路等模塊構成。進氣模塊用于給GHP 系統的燃氣發動機提供燃料天然氣，本實驗使用的是液化天然氣（LNG），LNG經氣化器氣化并通過壓力調節閥提供到發動機；動力模塊為給GHP系統中開式壓縮機提供驅動力的燃氣發動機，負責將天然氣在內燃機內燃燒后的熱能轉化成機械動力輸出；熱泵系統模塊的作用完成GHP 系統制冷劑的蒸氣壓縮式制冷循環，制冷劑的循環原理同EHP 系統一樣，主要由開式渦旋壓縮機、兩器（含蒸發器與冷凝器）、電子膨脹閥、直流風機、控制器等組成；余熱回收系統模塊用于將發動機的余熱進行回收利用，該熱量可以通過制冷劑或者水進行余熱回收，主要由發動機冷卻液、余熱回收器1、余熱回收器2、煙氣廢熱回收器、缸套換熱器和冷卻水泵組成；循環水路模塊用以將整個GHP 系統的可利用熱量通過載冷劑水進行輸出，主要由循環水泵、水流量計、膨脹水箱等組成。

圖1 燃氣熱泵系統實驗裝置

如圖1所示，本文GHP系統制冷劑可分為兩個支路（制冷劑支路1與制冷劑支路2），兩個支路的制冷劑在對應電子膨脹閥開啟時進行蒸發吸熱，支路1為熱泵系統從空氣側的吸熱量，支路2為系統從余熱回收器2進行回收余熱；GHP系統的供暖水也分為兩個支路（供暖水支路1 與供暖水支路2），其中熱泵系統制冷劑冷凝器側的熱量全部轉移至供暖水支路1，通過開啟電磁閥SV1可以使用供暖水支路2大量回收發動機余熱。

通過使用Pt100 鉑電阻獲取進水與出水溫度，其他測量點的溫度值均通過使用T 型熱電偶得到，系統的高壓壓力、低壓壓力通過使用Sensata 壓力傳感器獲取，實驗消耗的天然氣體積流量使用羅茨流量計讀取。表1列出了GHP系統的主要測量設備及相關不確定度。整個GHP 系統由熱泵系統冷媒循環（圖2所示的lgp-h）、余熱回收系統冷卻液循環和熱泵系統水路循環共3個流體循環構成，各流體循環相互影響而構建整個GHP 系統熱量傳遞，3個流體循環的具體介紹參見本文作者課題組前期的研究[17]。

表1 測量設備及不確定度

圖2 燃氣熱泵冷媒循環系統壓焓圖

2 數據分析

GHP 系統回收的發動機余熱最終主要轉移到制取的供暖循環水中，供暖循環水的制熱量（Q?h）的計算如式(1)。

式中，cp,w為水的比熱容，kJ/(kg·℃)；M?w為水的質量流量，kg/s；tw,in與tw,out分別為如圖1 中所示的系統的總進水和總出水溫度，℃。

供暖循環水在實測中體積流量G?w，將G?w轉化為質量流量（M?w）如式(2)。

式中，ρw為水的密度，kg/m3；G?w為水的體積流量，m3/h。

基于圖2可計算得到GHP系統中供暖循環水從熱泵冷凝器側得到的熱量，該熱量記為計算制熱量（Q?h,cal），Q?h,cal如式(3)。

式中，M?ref為制冷劑循環質量流量，kg/s；h3與h4分別為熱泵冷凝器的進口和出口處的單位制冷劑質量流量的焓值，kJ/kg。

為表征Q?h與Q?h,cal的偏差，定義兩者間偏差率為Rdevi，如式(4)。

GHP 系統的耗能直接來自于天然氣，一次能源的功率Pgas如式(5)。

式中，V?gas為天然氣的體積流量，m3/h；LHV為天然氣的低位熱值（本文使用LNG 的LHV=35540kJ/m3）。

GHP 系統的燃氣發動機消耗天然氣后，Pgas中有30%～35%的能量轉化為機械軸功Peng，其余的都以熱量釋放（此處記為系統的總余熱量Pres），故Pgas還滿足式(6)。

GHP系統在制熱運行使用供暖水支路2與發動機冷卻液進行熱交換而回收發動機余熱時，此時使用供暖水支路2回收的余熱量為式(7)。

燃氣發動機有效功率Peng如式(8)[17]。

式中，ηeng為燃氣發動機熱效率；Ttq為發動機傳遞壓縮機的扭矩，N·m；Neng為發動機的轉速，r/min。

GHP系統的壓縮機功率Pcomp如式(9)。

式中，ηt為GHP系統發動機與壓縮機間的機械傳動效率，本文GHP系統使用多楔帶進行連接，ηt取95%[17]。

GHP 系統基于使用一次能源的總能效特征可使用一次能源利用率（primary energy ratio，PER）來進行表征[18]，如式(10)。

此處使用性能系數（coefficient of performance，COP）來表征本文GHP系統熱泵的性能，如式(11)。

GHP系統的發動機余熱可通過制冷劑與供暖水兩種載體進行熱回收，為表征系統冷凝器側的制冷劑對供暖水的制熱量的性能影響，定義COPcal為系統制熱量基于Q?h,cal得到的熱泵性能系數，如式(12)。

聯立式(8)～式(11)可得PER 和COP 間關系如式(13)。

可認為ηt保持定值95%不變，可見GHP的一次能效PER 受到熱泵性能系數與發動機熱效率的雙重影響。

聯立式(8)、式(9)可得Pgas和Pcomp間滿足式(14)。

3 結果與討論

在自行設計的基于使用R410A 制冷劑的高能效空氣源GHP 系統實驗平臺上，進行了制熱運行時的余熱回收特性研究。為了得到GHP 系統使用制冷劑與供暖水這兩種余熱回收載體的余熱回收效果，針對GHP 系統在額定制熱（7℃）與超低溫制熱（-15℃）兩種環境溫度下，進行了制熱運行的余熱回收特性的研究。GHP 系統的余熱回收特性研究有4 種制熱運行模式（mode-1～mode-4）：① mode-1 指不進行余熱回收的制熱運行模式；② mode-2指僅使用制冷劑為余熱回收載體的制熱運行模式；③ mode-3指同時使用制冷劑與供暖水兩種余熱回收載體的制熱運行模式；④ mode-4指僅使用供暖水為余熱回收載體的制熱運行模式。表2顯示出了mode-1～mode-4各運行模式對應相關閥體開關及使用的吸熱換熱器的情況，將表2與圖1結合起來便可以清楚知道4種制熱模式的具體運行方式。

表2 不同制熱運行模式的換熱器使用及相關閥體開關情況

3.1 額定制熱下余熱回收特性

圖3 為熱泵系統在額定制熱環境溫度為7℃下保持相同進水流量12.20m3/h 的不同制熱運行模式（mode-1～mode-4）對GHP 系統制熱性能的影響。在Neng為1700r/min和tw,in為39.2℃下，研究了不同制熱運行模式對Q?h、Pgas、Pcomp、PER、COP 和COPcal的影響規律。圖4 為對應運行狀態下的Q?h、Q?h,cal、Q?h,rec、Rdevi、Rrec,res、Rrec,h及ηeng在不同制熱運行模式下的變化。

圖3 額定制熱下不同制熱運行模式對燃氣熱泵系統制熱性能的影響

圖4 額定制熱下不同制熱運行模式對計算與實測制熱量對比、余熱回收效率及發動機熱效率的變化

如圖3 所示，隨著制熱模式由mode-1 變化至mode-4，Q?h、PER與COP呈現增大的趨勢，4種運行模式下Pgas與Pcomp的變化幅度小，其中Pgas與Pcomp的最大偏差率分別為5.66%和9.20%。COPcal呈現先增后減的趨勢，其中mode-2 與mode-3 的COPcal數值明顯大于mode-1 與mode-4。mode-1 變化至mode-4 改變的是發動機余熱通過制冷劑與供暖水兩種余熱回收載體的余熱回收比例變化過程，期間GHP 系統的冷凝器側制冷劑一直與供暖水進行熱交換，余熱部分從不進行余熱回收（mode-1），到僅使用制冷劑余熱回收（mode-2），到制冷劑與供暖水同時余熱回收（mode-3），最后到僅使用供暖水進行余熱回收（mode-4）。從mode-1 變化至mode-4，Q?h分別為58.38kW、63.90kW、71.52kW和83.39kW，PER分別為1.127、1.245、1.406和1.552，COP 分別為3.712、4.294、4.861 和5.191。相比于mode-1，mode-2～mode-4 的Q?h分別增加了9.46%、22.51%和42.84%，PER分別增加了10.47%、28.41%和37.73%，COP 分別增加了15.67%、30.95%和39.83%。在制冷劑與供暖水這兩種余熱回收載體中，mode-4相比于mode-2在Q?h與PER上分別增加了30.50%和24.68%?？梢姡瑢HP系統的余熱通過循環水進行回收可以使GHP 系統達到更優的綜合制熱效果，并且以供暖水作為余熱回收載體時余熱回收效果更顯著。

由圖4可知，隨著mode-1變化至mode-4，Q?h,cal呈現先增后減的趨勢，ηeng處于30.46%～31.95%之間微小波動。Q?h,cal是GHP系統通過制冷劑吸收的總熱量，將系統中的制冷劑分一支路（圖1中制冷劑支路2）流經余熱回收器2 可以使系統中制冷劑吸收的總熱量得以提高。mode-1～mode-4 對應的Q?h,cal分別為59.11kW、63.81kW、62.47kW和59.23kW，其中全部使用制冷劑進行余熱回收的mode-2 相比mode-1 僅提高7.94%，對應實測Q?h，mode-2 相比mode-1提高9.45%，可見使用制冷劑進行余熱回收系統制熱量提升幅度較小。主要原因是使用制冷劑進行余熱回收后，系統的低壓得以提高，流經蒸發器的制冷劑支路1 從空氣中吸收的熱量明顯減小，制冷劑支路2的余熱回收作用使得系統總制熱量雖有提升，但提升不足10%，提升幅度較小。此外，mode-1 與mode-4 的Q?h,cal相近，說明了僅使用供暖水進行余熱回收對熱泵系統制冷劑側的換熱量影響較小。從圖4中可知，對于僅使用制冷劑進行熱交換的mode-1與mode-2，實測制熱量與基于圖2中壓焓圖并使用式(3)的計算制熱量偏差百分比分別為1.25%與-0.14%，偏差值極小，說明了GHP系統制冷劑與冷凝器的換熱量使用式(3)的計算結果準確度較高，也說明了式(7)中針對供暖水支路2實際回收的余熱量Q?h,rec的計算結果可靠。在圖4中，mode-3與mode-4均有供暖水支路2參與余熱回收，該部分余熱回收量占余熱量的百分比Rrec,res分別為25.04%和64.15%，供暖水余熱回收量占總制熱量的百分比Rrec,h分別為12.65%和28.97%，在mode-4下回收的余熱量為24.16kW，可見僅使用供暖水進行余熱回收的mode-4 為4 種制熱運行模式中最優的制熱方式，此時GHP系統的實際余熱回收效果最佳。

3.2 超低溫制熱下余熱回收特性

圖5 為熱泵系統在超低溫制熱環境溫度為-15℃下保持相同進水流量12.20m3/h的不同帶余熱回收的制熱運行模式（mode-2～mode-4）對GHP系統的制熱性能的影響。在Neng為2400r/min 和tw,in為40.7℃時，研究了不同制熱運行模式對Q?h、Pgas、Pcomp、PER、COP 和COPcal的影響規律。在上文得到mode-1 與mode-4 的Q?h,cal相近，可見mode-1 的制熱量可通過計算mode-4 的Q?h,cal得到，故本部分的研究未進行mode-1 的實驗測試，僅測試實際進行了余熱回收的mode-2～mode-4的實驗研究。圖6為對應運行狀態下的Q?h、Q?h,cal、Q?h,rec、Rdevi、Rrec,res、Rrec,h及ηeng在不同制熱運行模式下的變化規律。

圖5 超低溫制熱下不同制熱運行模式對燃氣熱泵系統制熱性能的影響

圖6 超低溫制熱下不同制熱運行模式對計算與實測制熱量對比、余熱回收效率及發動機熱效率的變化

如圖5 所示，由mode-2 變化至mode-4，Q?h、PER 與COP 呈現增大的趨勢，COPcal呈現遞減的趨勢，Pgas與Pcomp的變化幅度較小，其中Pgas與Pcomp的最大偏差率分別為3.73%和1.28%。從mode-2變化至mode-4，Q?h分別為51.15kW、59.17kW和63.21kW，PER分別為0.773、0.887和0.983，COP分別為2.712、3.137 和3.394。相比于mode-2，mode-3 與mode-4的Q?h分別增加了15.68%和23.58%，PER 分別增加了14.86%和27.28%，COP 分別增加了15.69%和25.17%?？梢?，相比于僅使用制冷劑作為余熱回收載體，將GHP系統的余熱通過供暖水支路2進行回收可達到更優的綜合制熱效果。

圖6中，mode-2變化至mode-4，Q?h,cal呈現遞減趨勢，ηeng處于29.77%～30.49%間微小波動。mode-2～mode-4 對應的Q?h,cal分別為51.29kW、48.91kW 和40.09kW。以額定制熱下的Q?h,cal變化情況可知，可使用mode-4 的Q?h,cal直接代替未進行余熱回收的mode-1的Q?h,cal，即可認為此時超低溫制熱下mode-1的Q?h,cal為40.09kW，則mode-2相比mode-1提高了27.95%，遠高于額定制熱時的提升幅度7.94%。由圖6可知，對于僅使用制冷劑進行熱交換的mode-2，實測制熱量與使用式(3)的計算制熱量偏差百分比為0.29%，偏差值極小，也進一步說明了本文計算制熱量Q?h,cal計算結果準確度高。圖6中，mode-3與mode-4 的供暖水支路2 回收的余熱量占余熱量的百分比Rrec,res分別為21.45%和50.63%，供暖水余熱回收量占總制熱量的百分比Rrec,h分別為17.34%和36.58%，進一步說明了mode-4為3種帶余熱回收模式中最優的制熱運行方式。其中mode-4 下回收的余熱量為23.12kW。對比額定制熱與超低溫制熱下的Rrec,res與Rrec,h，可得超低溫制熱下回收的余熱占余熱中的比例相對較小，而占總制熱量的比例相對較高。這是因為超低溫下余熱回收系統向環境中散失的熱量增加，并且此時熱泵側制冷劑從空氣中的吸熱量明顯下降?？梢奊HP 系統在超低溫時制熱量提升比例更大，低溫時GHP 系統具有更大的性能優勢。

4 不確定度分析

本研究中Q?h、Pgas和PER 這3 個間接測量參數可直觀反映系統性能特征，其不確定度可基于直接測量量由誤差傳播定律獲得。間接測量量y與直接測量量x1-xn的表達式記為式(15)。

則y的不確定度Uy可使用xi的不確定度Uxi來表示，如式(16)[19-20]。

基于式(1)與式(2)可知Q?h為G?w、tw,in和tw,out的函數，為簡化表述，記?tw=tw,out-tw,in，故Q?h滿足如式(17)。

由式(5)可知，Pgas滿足式(18)。

由式(10)、式(17)及式(18)則有式(19)。

綜合以上表達式可得Q?h、Pgas和PER 三參數的不確定度計算式為式(20)～式(22)。

Q?h、Pgas和PER 的相對不確定度最大值在?tw取最小值時取得，?tw最小值為3.64℃?；诒?與式(20)～式(22)可得Q?h、Pgas和PER 的最大相對不確定度分別為3.92%、1.00%與4.04%，最大不確定度不到5%，本文GHP系統的數據測量準確度高。

5 結論

本文創新性設計并搭建了基于使用R410A制冷劑的高能效GHP 系統實驗平臺，在額定制熱（環境溫度7℃）與超低溫制熱（環境溫度-15℃）下，研究了不同制熱運行模式（mode-1～mode-4）對系統制熱性能參數的影響，研究了空氣源GHP 系統多制熱運行模式下的余熱回收特性，得到以下結論。

（1）相比于不進行余熱回收的mode-1，進行余熱回收的mode-2～mode-4這3種制熱運行模式均可明顯提升GHP 系統的制熱性能，在額定制熱下Q?h分別增加了9.46%、22.51%和42.84%，PER分別增加了10.47%、28.41%和37.73%。可見mode-4提升效果最為顯著，其是4種制熱模式中最優的制熱運行模式。

（2）對比mode-2 與mode-4 的實測性能數據，mode-4相比于mode-2在額定制熱與超低溫制熱下PER 分別增加了24.68%和27.28%?？梢娫谥评鋭┡c供暖水這兩種余熱回收載體中，以供暖水作為余熱回收載體時余熱回收效果更顯著。

（3）在mode-4 下，當環境溫度為7℃和-15℃時，PER分別為1.552和0.983，余熱回收量分別為24.16kW和23.12kW，Rrec,res分別為64.15%和50.63%，Rrec,h分別為28.97%和36.58%，可見本文GHP 系統的實際余熱回收效果優良。

（4）對比額定制熱與超低溫制熱下的Rrec,res與Rrec,h，超低溫制熱下回收的余熱量占發動機余熱中的比例相對較小，而占總制熱量的比例相對較高?？梢奊HP 系統在超低溫時制熱量提升比例更大，低溫時具有更大的性能優勢。