燃氣發(fā)動機與電動機聯(lián)合驅動熱泵供熱工況運行策略研究

(清華大學建筑學院 北京 100084)

近年來建筑能耗不斷增加，2012年與建筑供暖制冷相關的能耗已經(jīng)突破了8億噸標煤[1]。隨著清潔供暖政策的推廣，以及地板輻射供熱等新型末端的舒適性研究[2-3]，空氣源熱泵的應用越來越廣泛。根據(jù)驅動源的不同，空氣源熱泵可以分為電熱泵和燃料驅動熱泵，以燃氣機熱泵為代表的燃料驅動類型的熱泵得到了廣泛的研究。A. Hepbasli等[4]對燃氣機熱泵的發(fā)展歷程進行了總結，Yang Zhao等[5-7]調研了不同系統(tǒng)形式及系統(tǒng)的一次能源效率，指出采用煙氣余熱回收的燃氣機熱泵一次能源效率可超過1.8，進而指出發(fā)展燃氣機熱泵技術具有良好的節(jié)能減排效益。

但燃氣機熱泵也存在一定的不足：1)發(fā)動機選型過大，將導致其在部分負荷率下發(fā)動機輸出功效率較低；2)在制冷運行時發(fā)動機余熱難以利用，導致制冷能效比偏低。

針對第一個問題，東南大學團隊進行了改進，提出混合動力燃氣機熱泵[8-9]，系統(tǒng)中的驅動系統(tǒng)由燃氣發(fā)動機、逆變器、電動機及蓄電池組成，燃氣發(fā)動機與電動機并聯(lián)與壓縮機相連。該系統(tǒng)有4種運行方式，發(fā)動機能夠滿足建筑負荷時單獨驅動。當發(fā)動機的供熱能力大于建筑需求時，發(fā)動機帶動壓縮機的同時為蓄電池充電；當供熱需求較大時發(fā)動機與蓄電池驅動的電動機共同驅動壓縮機，當需求較小時通過蓄電池單獨帶動壓縮機。該系統(tǒng)可以解決發(fā)動機的效率問題，但還存在發(fā)動機選型較大以及由于蓄電池導致的運行控制策略復雜的問題。

針對第二個問題，本研究團隊基于混合動力汽車的工作原理提出了混合動力熱泵系統(tǒng)[10]，系統(tǒng)中發(fā)動機和電動機通過傳動裝置并聯(lián)與壓縮機相連，運行模式為發(fā)動機負責冬季供熱工況，電動機負責夏季供冷工況，充分利用不同的系統(tǒng)分別在供熱和供冷上的優(yōu)勢。但該方案在選型上必須使發(fā)動機和電動機分別滿足建筑的冬夏尖峰負荷，其次混合動力熱泵有多種運行方式，但目前的控制策略并沒有將其充分利用。

針對以上問題，本文提出了一種供熱和供冷均由燃氣發(fā)動機與電動機聯(lián)合驅動的混合動力熱泵(HPHP)。對其供熱工況下采用HPHP的運行控制策略進行研究。通過建立數(shù)學模型，HPHP以發(fā)動機占最大輸出功的60%為典型設計進行變工況性能分析，通過最優(yōu)化的方法對燃氣發(fā)動機與電動機輸出配比的運行控制策略進行優(yōu)化，最終得到HPHP在不同環(huán)境溫度下的一次能源效率及發(fā)動機效率，并與燃氣機熱泵(GEHP)和電熱泵(EHP)進行對比。

1 HPHP工作原理

HPHP由驅動系統(tǒng)、熱泵循環(huán)系統(tǒng)及余熱回收系統(tǒng)3部分組成(如圖1所示)。其中驅動系統(tǒng)包括燃氣發(fā)動機與電動機兩個動力裝置，動力裝置通過傳動部件與變速箱的輸入端相連，變速箱的輸出端與開式壓縮機的輸入軸相連。變速箱的設置考慮到發(fā)動機與電動機的最佳轉速工作區(qū)間，在本文的模型與討論中將驅動裝置的轉速控制在2 500 r/min，通過變速箱不同的變速比實現(xiàn)壓縮機的變轉速，從而滿足建筑在不同溫度下的供熱需求。

圖1 燃氣發(fā)動機與電動機聯(lián)合驅動混合動力熱泵(HPHP)的工作原理Fig.1 The working principle of the hybrid power-driven heat pump

由于HPHP采用兩種動力聯(lián)合驅動，故其供熱與供冷的運行方式有多種形式。

1)供熱運行時，有3種模式。(1)燃氣發(fā)動機獨立驅動壓縮機：適用于當燃氣發(fā)動機有能力單獨帶動壓縮機且燃氣發(fā)動機工作在較高效率的場合；(2)電動機單獨驅動壓縮機：主要適用于系統(tǒng)供熱量不高，且電動機單獨驅動時的效率高于燃氣發(fā)動機驅動時的場合；(3)燃氣發(fā)動機與電動機聯(lián)合驅動壓縮機：適用于供熱量需求較大的場合，此時壓縮機轉速高，需求扭矩大，系統(tǒng)需要通過燃氣發(fā)動機提供主要動力，同時電動機輔助提供部分動力。

2)制冷運行時同樣具有制熱運行時的3種模式，但由于發(fā)動機的余熱及輸出功效率較低導致供冷時一次能源效率較低，因此在滿足建筑供冷需求的前提下，盡量采用電動機直接驅動模式。

本文僅針對冬季供熱時的HPHP變工況性能進行分析。

由于設計工況考慮的是在設計氣溫與尖峰負荷下，壓縮機按最大轉速5 000 r/min運轉以保證室內的供熱需求，在實際運行過程中可采用部分轉速滿足建筑需求的熱量。為實現(xiàn)這一功能，系統(tǒng)中增加了變速箱。通過變速箱的設置，一方面維持發(fā)動機與電動機組成的HPHP的轉速恒定為2 500 r/min，高效且便于控制，另一方面是為了使系統(tǒng)能夠在氣溫升高后的部分負荷工況下的調節(jié)更加靈活。具體的轉速控制策略如表1所示。

表1 實際運行中變速箱變速比控制策略Tab.1 The relationship between the compressor rotation speed with the gear ratio

2 計算模型與評價指標

HPHP的換熱器、壓縮機及對應的燃氣發(fā)動機與電動機的設計選型會根據(jù)兩種驅動裝置所占輸出功比例不同而有所調整。本文HPHP以發(fā)動機占最大輸出功60%的選型為例進行重點分析及對比，同時燃氣熱泵與電熱泵不同部件的選型一并列入表2。

2.1 驅動系統(tǒng)模型

驅動系統(tǒng)的模型主要通過實際樣本得到燃氣發(fā)動機與電動機的萬有特性曲線(圖2)，通過不同選型下燃氣發(fā)動機與電動機的最大輸出扭矩的改變更改其選型。圖2(a)中數(shù)據(jù)代表燃氣發(fā)動機輸出功率與單位時間內輸入燃氣的低位熱量的比值，圖2(b)中數(shù)據(jù)代表電動機的輸出功率與輸入電功率的比值。變工況運行中考慮了兩種設備在輸出扭矩改變時的輸出功效率，對于燃氣發(fā)動機與電動機的扭矩分配及發(fā)動機排煙溫度按如下公式計算：

Tren=Trcoγη

(1)

Trmo=Trcoγ(1-η)

(2)

Tfg=c1+c2n+c3n2+c4Tren+c5Tren2+c6nTren+c7nTren2+c8n2Tren+c9n2Tren2

(3)

表2 不同發(fā)動機輸出動力占比下的各部件的選型信息

圖2 燃氣發(fā)動機與電動機萬有特性曲線Fig.2 The characteristic curve of the gas engine and electrical motor

式中：Tren為燃氣發(fā)動機承擔扭矩，N·m；Trmo為電動機承擔扭矩，N·m；Trco為壓縮機所需扭矩，N·m；γ為變速比；η為發(fā)動機的動力輸出占比；Tfg為發(fā)動機煙氣溫度，℃;n為動力設備轉速，r/min；c1～c9為常數(shù)系數(shù)[11]。

基于表2中各部件的容量配置，通過傳動比的變換并考慮一定的運行安全裕量，選擇不同型號的燃氣發(fā)動機與電動機。對于HPHP，燃氣發(fā)動機在2 500 r/min的最大輸出扭矩為31 N·m，電動機為21 N·m。GEHP的燃氣發(fā)動機的最大輸出扭矩選擇為45 N·m，EHP中電動機的最大輸出扭矩確定為68 N·m。將對應的效率模型寫入熱泵的程序中進行后續(xù)變工況性能的計算。

2.2 HPHP模型

制冷劑采用R410A，不同設計模式下的蒸發(fā)器與冷凝器根據(jù)換熱能力給定換熱能力UA值(見表2)，首先根據(jù)管外側參數(shù)確定蒸發(fā)、冷凝溫度，計算蒸發(fā)壓力與冷凝壓力，蒸發(fā)器與冷凝器的計算滿足制冷劑與管外介質能量守恒的傳熱方程，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為換熱量，kW；ma為管外側介質質量流量，kg/s；ha,in、ha,out分別為管外側介質進、出口焓值，kJ/kg；mr為制冷劑質量流量，kg/s；hr,in、hr,out分別為換熱器內制冷劑進、出口焓值，kJ/kg; UA為換熱器換熱能力，kW/K；ΔTm為換熱器的對數(shù)平均溫差，K。

壓縮機采用效率模型，根據(jù)容積效率與壓比的關系及壓縮機進口5 ℃過熱，計算壓縮機的出口焓值及制冷劑流量，再根據(jù)等熵效率計算排氣焓值及壓縮機的實際功耗，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為壓縮機容積效率；PR為壓縮機壓縮比；ηise為等熵壓縮效率；ρr為制冷劑吸氣密度，kg/m3；V為壓縮機的理論輸氣量，m3；n為壓縮機轉速，r/min;Wco為壓縮機功耗，kW;Δh為壓縮機進出口焓差，kJ/kg。

系統(tǒng)過冷度設定為5 ℃，節(jié)流閥根據(jù)等焓過程計算，即冷凝器出口制冷劑的焓值與蒸發(fā)器的入口狀態(tài)點的焓值相同。

2.3 熱回收模型

燃氣發(fā)動機的過量空氣系數(shù)取1.2，因此可以根據(jù)化學反應計算煙氣中的各組分分壓力，然后計算不同溫度下煙氣的焓值與露點溫度[10]。同時結合發(fā)動機輸出的轉速與扭矩計算發(fā)動機的排煙溫度[11]，進而計算煙氣的熱回收量，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為煙氣質量流量，kg/s；hfg,in、hfg,out分別為煙氣進、出口焓值，kJ/kg；mw為煙氣熱回收器水流量，kg/s；cpw為水的定壓比熱容，kJ/(kg·K)；tw,in、tw,out分別為換熱器內水進、出口溫度，℃; UAfg為煙氣換熱器換熱能力，kW/K；ΔTm為換熱器的對數(shù)平均溫差，K。

2.4 系統(tǒng)性能指標

對于燃料驅動的熱泵系統(tǒng)，主要采用一次能源效率PER對系統(tǒng)性能進行評價。由于HPHP中增加了電動機，此時將電動機的耗電量以天然氣發(fā)電效率為0.45轉換為相應的一次能源消耗量。因此，對于不同系統(tǒng)形式的性能指標有統(tǒng)一的表達式，系統(tǒng)供熱量與PER如式(14)和式(15)所示：

Q供熱量=Q冷凝器+Q余熱

(14)

(15)

式中：Q供熱量為不同系統(tǒng)的供熱能力，kW；Q冷凝器為冷凝器提供的供熱量，kW；Q余熱為余熱換熱器的換熱量，kW；Q發(fā)動機為燃氣發(fā)動機消耗的燃料對應的熱量，kW；W電動機為電動機消耗的電能，kW。

3 結果與分析

3.1 不同環(huán)境溫度下的HPHP的運行策略

HPHP在同一個溫度點的運行方式上具有不同的組合，即當環(huán)境溫度相同時，通過改變發(fā)動機燃氣的輸入量及電動機的電流可實現(xiàn)轉速相同時的不同扭矩配比，此時由于發(fā)動機的輸出能力變化，對應的余熱量發(fā)生變化，因此系統(tǒng)供熱量輸出不同，同時發(fā)動機和電動機由于扭矩不同導致輸出功效率也不同，這一指標也將影響PER。為了簡化計算，系統(tǒng)供熱量與PER的計算溫度區(qū)間為-9～15 ℃，每隔2 ℃作為一個工況點進行計算，同時假設建筑負荷與環(huán)境溫度呈線性衰減關系。對于每個溫度點，通過計算篩選出既滿足當前的供熱需求，又能夠使系統(tǒng)PER最高的動力配比方式，控制策略的優(yōu)化過程如圖3所示。

圖3 不同工況下動力系統(tǒng)配比優(yōu)化邏輯圖Fig.3 The diagram of the driving system optimization under different conditions

不同環(huán)境溫度時HPHP的最優(yōu)運行控制策略如圖4所示。為滿足建筑的熱需求，同時兼顧熱泵系統(tǒng)的高效運行，壓縮機的轉速隨著環(huán)境溫度的升高而逐漸降低。在供熱量與建筑需求的關系上，采用系統(tǒng)制熱量大于建筑需求熱量的所有動力匹配中效率最高的配比方式。由于系統(tǒng)制熱量僅略高于建筑熱需負荷，因此認為系統(tǒng)制熱量能夠較好的滿足供熱需求。隨著壓縮機轉速的降低，壓縮機需求扭矩也逐漸降低，使系統(tǒng)在運行策略上具有更多的選擇。

圖4 不同環(huán)境溫度時HPHP的最優(yōu)運行控制策略Fig.4 The optimal operation control method of the hybrid power-driven heat pump under different environment temperatures

具體而言，首先在環(huán)境溫度為-9 ℃與-7 ℃時，燃氣發(fā)動機與電動機由于最大輸出扭矩的原因，導致設備只能在燃氣發(fā)動機和電動機分別占總需求扭矩的60%和40%的工況下運行，此時壓縮機的轉速分別為5 000 r/min和4 500 r/min。其次當環(huán)境溫度為-5～1 ℃時，燃氣發(fā)動機余熱對系統(tǒng)的一次能源效率的貢獻較大，因此在此區(qū)間的每個工況點上，應當盡量滿足燃氣發(fā)動機的輸出動力比例；由于壓縮機轉速的降低導致輸出扭矩的降低，因此在滿足總扭矩需求的情況下，燃氣發(fā)動機的輸出動力占比隨環(huán)境溫度的升高依次提高。當環(huán)境溫度在3～11 ℃時，此時發(fā)動機可單獨帶動壓縮機工作，且制熱效率較高，因此在該區(qū)間內驅動燃氣發(fā)動機單獨驅動熱泵的工作模式。而隨著環(huán)境溫度的繼續(xù)升高，較低的傳動比使發(fā)動機的輸出扭矩降低，導致發(fā)動機輸出功效率衰減嚴重，同時電動機單獨驅動熱泵時的制熱量能夠滿足建筑需求，并且效率比燃氣發(fā)動機單獨驅動時高，因此采用電動機單獨驅動壓縮機的工作模式可獲得更高的運行能效。

3.2 發(fā)動機效率對比

根據(jù)3.1的計算結果，提取HPHP在不同環(huán)境溫度下對應的發(fā)動機效率，并與發(fā)動機單獨驅動的熱泵系統(tǒng)的發(fā)動機效率進行對比，結果如圖5所示。HPHP的發(fā)動機效率在-9～-1 ℃溫度區(qū)間相比于GEHP高出較多，當環(huán)境溫度為-9 ℃時，與GEHP相比，HPHP的發(fā)動機效率提升0.03，提高了9.4%；當環(huán)境溫度為-1 ℃時，混合動力熱泵的發(fā)動機效率提升0.01，提高了3.2%，因此該溫度區(qū)間發(fā)動機效率提高了3.2%～9.4%。原因是GEHP采用定傳動比，其燃氣發(fā)動機在高轉速高扭矩下輸出時效率降低。由于電動機的引入，可使燃氣發(fā)動機在更長的時間以及更高的環(huán)境溫度下運行在更高效區(qū)間內。隨著環(huán)境溫度升高到-1～11 ℃時，燃氣發(fā)動機承擔的輸出扭矩在不斷減小，發(fā)動機的輸出功效率衰減，但基本與GEHP的發(fā)動機效率持平，與GEHP相比，HPHP的發(fā)動機效率提高了0.4%～3.2%，最小值與最大值分別出現(xiàn)在9 ℃與-1 ℃的運行工況。當環(huán)境溫度高于11 ℃時，由于發(fā)動機輸出扭矩過小導致發(fā)動機效率衰減嚴重，因此HPHP的燃氣發(fā)動機不工作而采用發(fā)電效率更高的電動機進行驅動。

但是從建筑的熱需求的角度而言，在環(huán)境溫度的低溫區(qū)間，提高發(fā)動機的效率具有更大的意義，原因是低溫下建筑負荷大，且運行時間也較長，在此區(qū)間內提高發(fā)動機的效率可以實現(xiàn)更大的節(jié)能潛力。相反當環(huán)境溫度逐漸升高之后由于建筑負荷下降明顯，此時發(fā)動機的天然氣消耗將比低溫時總量減小較多。因此考慮全供熱季運行的節(jié)能性時，采用聯(lián)合驅動的混合動力熱泵系統(tǒng)具備更大的節(jié)能潛力。

圖5 不同環(huán)境溫度下的發(fā)動機效率的對比Fig.5 The comparison of gas engine efficiency in GEHP and HPHP under different temperatures

3.3 一次能源效率(PER)對比

根據(jù)表2的選型結果，將EHP、GEHP與HPHP的各個部件選型寫入程序中進行變工況計算，可得到在不同氣溫下，系統(tǒng)制熱量滿足建筑負荷時不同動力匹配的最高PER，計算結果如圖6所示。為了評價標準的一致性，在此將電熱泵耗電功率按照發(fā)電效率為0.45折算PER。

對于GEHP和EHP，EHP的PER在計算區(qū)間內始終比GEHP高，原因主要是電動機的發(fā)電效率為0.45，而在GEHP中，燃氣發(fā)動機的轉速隨壓縮機變化，因此無法利用發(fā)動機的高效工作區(qū)，導致其輸出功效率僅為25%～29%，因此燃氣熱泵的一次能源效率將低于電熱泵，且由于隨著氣溫的升高而導致熱泵系統(tǒng)COP的提高，EHP的效率相比于GEHP提高更多。

由于HPHP的性能與電熱泵比較接近，因此只對比HPHP與EHP系統(tǒng)即可。當環(huán)境溫度為-9～3 ℃時，EHP的性能差于HPHP，原因是環(huán)境溫度較低時系統(tǒng)的制熱COP也較低，發(fā)動機的余熱對PER的貢獻較大，同時由于采用變傳動比的控制方法，發(fā)動機的輸出功效率較高。在此溫度區(qū)間內，與EHP相比，HPHP的PER提高了1.2%～9.5%，當環(huán)境溫度為-5 ℃時，PER提高了5.4%。當環(huán)境溫度為3～11 ℃時，EHP的性能與HPHP較為接近，運行方式上HPHP主要采用燃氣發(fā)動機單獨驅動的模式；并且當環(huán)境溫度為7～11 ℃時，由于COP的提高和發(fā)電效率較高的，導致EHP的PER大于HPHP的。當環(huán)境溫度大于11 ℃時，HPHP的PER將略高于EHP，由于HPHP在該溫度區(qū)間內由電動機直接驅動，且換熱器與壓縮機選型更合理而導致了相對較高的效率，但此時HPHP的PER僅比EHP平均高出0.01以內，超出百分比僅在0.5%以內，可以認為該區(qū)間內的效率相當。由于低溫區(qū)間的運行時間更長且建筑負荷更大，因此可以推斷，HPHP在全供暖季運行時具有更好的節(jié)能效果。

圖6 不同環(huán)境溫度下的一次能源效率對比Fig.6 The comparison of primary energy ratio under different temperatures

4 結論

本文提出了供熱和供冷均由燃氣發(fā)動機與電動機聯(lián)合驅動的混合動力熱泵(HPHP)，建立了HPHP數(shù)學模型，通過模型計算對設計工況下HPHP(以發(fā)動機占最大輸出功的60%為例)在不同環(huán)境溫度下的供熱運行策略進行優(yōu)化，并將其HPHP的一次能源效率(PER)與燃氣機熱泵(GEHP)和電熱泵(EHP)進行對比，得到以下結論：

1)HPHP可以減小機組選型，并可使發(fā)動機持續(xù)高效運行，當環(huán)境溫度為-9～-1 ℃時，與燃氣機熱泵相比，HPHP的發(fā)動機效率提高了3.2%～9.4%。

2)通過對不同環(huán)境溫度下的運行控制策略進行優(yōu)化，HPHP與EHP的PER相比于GEHP有較大的提高；HPHP與EHP相比，當環(huán)境溫度為-9～3 ℃時，HPHP具有一定的節(jié)能優(yōu)勢，HPHP的PER比EHP提高了1.2%～9.5%；當環(huán)境溫度為3～11 ℃時，EHP的PER將由于COP的提高而略高于HPHP；當環(huán)境溫度大于11 ℃時，HPHP的性能略高于EHP，PER提升百分比在0.5%以內。

3)可以推斷，當HPHP在應用到全冬季的供暖時，相比于GEHP以及EHP將有更大的節(jié)能潛力。