基于余熱回收的燃氣熱泵系統高溫制熱特性

胡亞飛，呂杰，韓濤，宋文吉，馮自平

（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，簡稱GHP）是一種基于利用清潔一次能源天然氣的新型高效熱泵技術，近年來因其擁有低碳節能等系列優勢而受到了人們的廣泛關注。相比于電驅動熱泵（EHP），GHP將系統中壓縮機驅動動力源由電動馬達更換為燃氣發動機，從而由燃氣發動機驅動開啟式壓縮機進行熱泵循環。因壓縮機驅動源的改變而使得系統中存在大量的發動機缸套熱和排煙廢熱（統稱為發動機余熱），可通過構建分布式能源系統進行余熱回收實現能源的梯級利用，使得系統的一次能源利用率（primary energy ratio，PER）相比EHP得以顯著提高，具有能效高、制熱能力強、運行費用低等突出優勢。此外，GHP 還可以通過回收發動機余熱實現制熱不停機化霜，耗電極少而無需電力增容，在夏季增加了低谷天然氣消耗而顯著降低高峰電力負荷，從而提高了氣網與電網的設備利用率，并且燃氣發動機的轉速可在較寬運行范圍內調節而方便系統實現變容量調節，具有良好的部分負荷特性。

因燃氣熱泵系統具有眾多顯著優勢，國內外學者將其應用在供冷供暖、除濕、熱泵干燥等領域，主要開展了相關實驗研究、數值模擬研究、運行經濟性分析及與其他熱泵技術或供能方式相結合的混合技術等方面的研究。然而，系列研究中大多使用效率較差的活塞式壓縮機，冷媒使用R22、R407C 或R134a，且較多屬于安裝復雜的水源熱泵，致使熱泵冷媒側能效比偏低或制熱溫度下限偏高，從全年溫度范圍內的實際制冷制熱運行來看，所研究的GHP 機組相比最新技術EHP 機組而言優勢并不明顯。與此同時，針對運行溫度范圍寬且經濟環保的R410A 冷媒GHP 系統相關研究較少，使用運行效率高的開啟式渦旋壓縮機空氣源燃氣熱泵系統的研究也鮮有報道。另外，隨著人們生活水平提高、人口老齡化及不同人體質的差異，近年來過渡季節的高溫制熱特性受到了人們的重點關注，成為了熱泵供暖技術中的重要性能考察指標。基于此，為加快給我國現階段“碳達峰、碳中和”背景下的清潔供暖提供先進節能技術，本文創新性地自行設計并搭建了基于使用R410A 冷媒開啟式渦旋壓縮機配合燃氣發動機的高能效GHP 實驗平臺，進行了GHP 系統在高溫制熱環境下制熱性能的實驗研究。

1 實驗裝置

圖1為燃氣熱泵系統實驗裝置示意圖。該實驗系統主要由七大部分構成，即進氣模塊、動力模塊、控制器模塊、熱泵系統模塊、余熱回收系統模塊、循環水路模塊和數據采集模塊。進氣模塊由天然氣氣瓶組（本次實驗使用的是壓縮天然氣CNG）與燃氣壓力調節器組成；動力模塊為給燃氣熱泵系統提供動力源的燃氣發動機；控制器模塊由壓力、溫度等各種傳感器和控制器本體組成；熱泵系統模塊由開啟式渦旋壓縮機、冷凝器、蒸發器、節流裝置、銅管件等組成；余熱回收系統模塊由冷卻液及相關管路、發動機缸套換熱器和煙氣廢熱回收器等組成；循環水路模塊主要由循環水路管路、循環水流量計、循環水泵、膨脹水箱等組成；數據采集模塊由拓普瑞數據采集儀及上位機數據采集系統組成。其中動力模塊與熱泵系統模塊間通過多楔帶銜接，由燃氣發動機的皮帶輪通過多楔帶帶動開啟式壓縮機的皮帶輪進行動能傳遞，從而保證渦旋壓縮機渦旋盤有動力進行周期性運轉實現冷媒壓縮循環。

圖1 燃氣熱泵系統實驗裝置示意圖

本實驗進出水溫度使用PT100鉑電阻測量，其余溫度值由NTC熱敏電阻溫度傳感器及T型熱電偶測量獲得，天然氣的流量使用氣體羅茨流量計獲取。整個燃氣熱泵系統由三個流體循環構成，分別為熱泵系統冷媒循環、余熱回收系統冷卻液循環和熱泵系統水路循環。下面對三個流體循環進行相關解釋說明。

1.1 熱泵系統冷媒循環

對于熱泵系統冷媒循環，低溫低壓的氣態冷媒經開啟式渦旋壓縮機的吸氣口吸入（對應圖2 中1點），由壓縮機的動、靜渦旋盤配合壓縮形成高溫高壓氣態冷媒從壓縮機排氣口排出（對應圖2 中2點），高溫高壓氣態冷媒經油分離器及四通換向閥后流入（對應圖2中3點）冷凝器中冷凝放熱，冷凝后的中溫高壓液態制冷劑（對應圖2中4點）流經節流裝置進行節流降壓降溫，此過程中有一部分冷媒閃發成氣態而形成低溫低壓的氣液兩相態冷媒（對應圖2中5點），該低溫低壓氣液兩相態冷媒流入蒸發器蒸發形成低溫低壓氣態冷媒（對應圖2中6 點），隨后低溫低壓氣態冷媒經氣液分離器回流到壓縮機吸氣口而繼續壓縮形成高溫高壓氣態冷媒從壓縮機排氣口排出，于此循環往復而構成完整的熱泵系統冷媒循環。熱泵系統冷媒循環通過壓縮機的能量補償作用實現了熱量從低溫熱源（蒸發器）向高溫熱源（冷凝器）的轉移，進而達到調節室內環境空氣溫度的目的。

圖2 燃氣熱泵循環系統壓焓圖（lgp-h）

1.2 余熱回收系統冷卻液循環

對于余熱回收系統冷卻液循環，天然氣在燃氣發動機內燃燒后有30%～35%的熱量轉化為軸功輸出并傳遞給壓縮機完成熱泵系統冷媒循環，其余65%～70%的主要熱量（散失的熱量比重較小）一部分轉移到發動機缸套內冷卻液中，另有一部分余熱以高溫煙氣方式排放，煙氣溫度通常為450～700℃，整體上發動機軸功輸出、缸套換熱器回收余熱及高溫煙氣排煙余熱各占總輸入能量的三分之一左右。本實驗臺加有發動機尾氣余熱回收器，將排煙余熱的絕大部分回收到發動機冷卻液中，再通過發動機缸套換熱器及煙氣余熱回收器可將絕大部分余熱回收到發動機冷卻液中而加以利用，冷卻液溫度一般為70～90℃，能量品質高，可根據需要將發動機余熱回收到熱泵系統中或者外接的水系統中而加強熱泵系統的制熱量，還可根據需要外接換熱器回收余熱而為用戶提供免費的生活熱水。

1.3 熱泵系統水路循環

對于熱泵系統水路循環，水路循環水為閉式水系統，循環水路中的水作為載冷劑，作用為將熱泵系統冷媒循環中的熱量或冷量轉移到循環水中從而對末端實現空氣調節。若用戶需要制冷，則系統制取冷水，制取的冷水由水泵泵至室內側風機盤管進行水與空氣的換熱，進而實現室內空氣降溫的目的。若用戶需要供暖，則系統制取熱水，水泵將熱水泵至室內側風機盤管、暖氣片或地暖等末端，從而實現室內空氣舒適溫暖，顯著改善用戶的體感舒適性。

2 數據分析

燃氣熱泵系統供暖循環水的制熱量計算見式(1)。

式中，為燃氣熱泵系統單位時間的總制熱量，kW；c為水的定壓比熱容，kJ/(kg·℃)；供暖循環水的質量流量，kg/s；為供暖循環水的總出水溫度，℃；為供暖循環水的總進水溫度，℃。

實際測試時測量的是供暖循環水的體積流量，故質量流量需使用進行轉化，計算見式(2)。

式中，為供暖循環水的密度，kg/m；供暖循環水的體積流量，m/h。

燃氣熱泵系統冷媒側與供暖循環水之間的換熱量為計算制熱量，可通過圖2的壓焓圖（lg-）來獲得，計算見式(3)。

式中，為燃氣熱泵系統冷媒側計算制熱量，kW；為系統流經冷凝器的冷媒循環質量流量，kg/s；為冷凝器入口處的冷媒焓值，kJ/kg；為冷凝器出口處的冷媒焓值，kJ/kg。

燃氣熱泵系統的能量動力源來自于燃氣發動機，燃氣發動機在運行期間一次能耗計算見式(4)。

式中，為燃氣發動機的一次能耗功率，也即耗氣功率，kW；為燃氣發動機消耗的天然氣的體積流量，m/h；LHV 為使用天然氣的低位熱值，本研究使用的天然氣為壓縮天然氣CNG，經檢測其低位熱值為33.5MJ/m。

燃氣發動機的一次能耗總熱量（即耗氣功率）有四個去向：①由發動機熱效率而轉化來的有效功；②發動機冷卻液中的缸套余熱功率；③發動機排煙尾氣攜帶的余熱功率；④發動機雜項損失熱功率。即滿足關系式(5)。

其中，式(5)中除去即為發動機總余熱量，滿足關系式(6)。

當燃氣熱泵系統在制熱運行期間回收有發動機余熱，則從發動機總余熱中回收的余熱量為式(7)。

發動機的有效功率表達為式(8)。

式中，為燃氣發動機的輸出扭矩N·m；為燃氣發動機的轉速，r/min。本研究發動機的與均可通過發動機ECU監控軟件進行直接讀取獲得。

發動機與壓縮機間通過多楔帶連接，多楔帶傳動效率為通常為92%～97%，本文取95%，則壓縮機從發動機側得到的功率滿足關系式(9)。

因燃氣熱泵系統壓縮機動力源是直接來自于一次能源天然氣，此處引入一次能源利用率PER（primary energy ratio）來表征系統的總能耗性能特征，如式(10)。

為了表征燃氣熱泵系統壓縮機的性能表現，定義COP 為燃氣熱泵系統的壓縮機性能系數，如式(11)。

3 結果與討論

本文在環境溫度為24℃下，考察了出水溫度（41～50℃）、發動機轉速（1200～1800r/min）和進水流量（5.8～11.5m/h）對制熱量（）、耗氣功率（）、壓縮機功率（）、PER及COP的影響。為了對比得到增加了發動機余熱回收后系統的性能參數變化，在為11.5m/h 時，對為1200r/min 與1500r/min 兩狀態進行了發動機余熱回收的實驗研究。

為了表征發動機的性能特征，對發動機在不同下的空載狀態進行耗氣功率測定，用以綜合評估本文燃氣熱泵系統的性能狀態。空載狀態下，發動機不對外輸出有效機械功，有效熱效率也就為零，此時中一部分能量轉化為指示功率用以全部克服發動機自身內部各運動件的機械摩擦損失，但整體上全部以熱量的形式對外釋放。圖3 為發動機在環境溫度為24℃時不同轉速下空載耗氣量及耗氣功率曲線，從圖中可知，隨著從800r/min增加到2400r/min，燃氣消耗量從1.04m/h 增至3.18m/h，對應為9.68～29.59kW。可見隨著增大，基本呈現線性增加，空載下每800r/min對應耗氣功率10kW左右，說明了在發動機空載不輸出功的情況下，耗氣功率也較為明顯，該部分能量主要為系統的摩擦消耗、發動機缸套熱及煙氣帶走的尾氣余熱，均以發熱的形式會轉移到余熱回收系統中，對于燃氣熱泵系統而言可以進行回收加以利用，并且在壓縮機不運轉的情況下系統也可以對外輸出大量熱量。

圖3 發動機在不同轉速下空載耗氣量及耗氣功率曲線

3.1 出水溫度的影響

圖4 為在環溫24℃制熱時不同出水溫度對燃氣熱泵系統性能的影響，考察了在1200r/min下不考慮余熱回收時不同（41～50℃）對、、、PER和COP的影響規律。

圖4 出水溫度對燃氣熱泵系統制熱性能的影響

從圖4 可知，隨著升高，和越大，、PER和COP則呈現遞減的趨勢。這是因為隨著的升高，系統高壓將逐步升高，而系統控制低壓基本維持不變，此時熱泵系統的壓比不斷增加，壓縮機的容積效率及等熵效率下降，致使壓縮機單位容積冷媒循環流量減小和單位容積耗功增加，而冷媒循環流量減小造成減小，單位容積耗功增加則增大。增大后將使得發動機需輸出更大的功率，對應發動機需要消耗更多的天然氣，因而也逐步增加。由式(10)與式(11)可知，PER 與COP分別為對應和的比值，而隨著的升高而減小，與則隨著的升高而增加，從而PER與COP均隨著的升高而減小。

從圖4 可知，從41℃升至50℃時，減小的幅度為3.12%，和分別增加了11.57%和19.51%， PER 和COP 分別減少了13.17% 和18.92%，PER下降的幅度明顯小于COP。這是因為隨著增加，熱泵壓縮機能效下降顯著，而發動機在更高的時可輸出更大的有效功率，此時系統壓縮機能效雖有下降，但發動機熱效率卻不降反升，從而致使燃氣熱泵整機系統的性能系數PER下降幅度明顯小于熱泵側壓縮機性能系統COP。PER反映的是系統相對于一次能源的能效，COP反映的是系統相對于壓縮機實際使用機械能的能效，說明了在制熱期間隨著的升高，反映燃氣熱泵系統能效特征的PER 下降的幅度要明顯低于電動壓縮機熱泵。可見，在出水溫度升高時，燃氣熱泵系統具有更好的節能優勢，這也是燃氣熱泵相對于電空氣源熱泵的一大顯著優勢。

圖5 為圖4 運行狀態下的實測制熱量（）與計算制熱量（）隨的變化規律及相對于的偏差百分比（），其中是基于圖2 所示的逆卡諾循環的原理計算所得。由圖5可知，與變化趨勢一致，均隨著的增加而減小，兩者之間的偏差值小于3%，偏差值較小。可見，本研究的燃氣熱泵系統基于實驗測試條件并使用式(3)得到的具有較高的準確度，該計算方式可以準確地反映出本文燃氣熱泵系統冷媒側實際換熱效果。

圖5 不同出水溫度下計算與實測制熱量對比圖

3.2 發動機轉速的影響

燃氣熱泵系統的動力源是燃氣發動機，的變化沿皮帶進行傳遞同步引起開啟式渦旋壓縮機轉速的變化，即熱泵側的核心部件壓縮機的變化是由燃氣發動機變化主動引起的。因調速范圍寬，相應可在較寬范圍內變化，從而燃氣熱泵系統具有較好的變容量調節特征，可通過研究對系統性能的影響得到燃氣熱泵系統變容量調節特性。圖6 與圖7 為在環溫24℃制熱時不同對燃氣熱泵系統性能的影響。圖6 考察了在不考慮余熱回收時不同（1200r/min，1500r/min，1800r/min）對、、的影響規律，圖7則為對PER 及COP 的影響。圖8 為對應運行狀態下與隨的變化規律及相對于的偏差百分比。圖6、圖7和圖8中圖例各性能參數后括號中數字代表，如(1200)表示在為1200r/min時的制熱量。

圖6 發動機轉速對燃氣熱泵系統制熱各能量性能的影響

圖7 發動機轉速對燃氣熱泵系統制熱能效的影響

圖8 不同發動機轉速下計算與實測制熱量對比圖

從圖6 可知，隨著升高，、與呈現遞增的變化趨勢。這是因為隨著的升高而增大，相應系統冷媒循環量增大，從而使得增大。另外，隨著的升高系統高壓逐步增大，而低壓有一定程度下降，從而壓縮機壓比增大，壓縮機的耗功相應增加，即逐步增加，進而導致提供動力源的也對應增大。以圖6 中的50℃出水為例，以下進行說明從1200r/min 升至1800r/min 期間、和的變化幅度情況。當從1200r/min 升到1500r/min 與1800r/min 時，分別增加了15.11kW 和29.69kW，增加幅度分別為25.98%和51.03%；對而言，分別增加了9.95kW 和19.71kW，增加幅度分別22.20% 和43.98%；對而言，分別增加了3.41kW 和6.71kW，對應增加了28.17%和55.37%。可見的變化對、和三者的影響均較為顯著，其中對與的影響幅度相對更大，增加幅度相對較小，這是因為增加幅度還受到發動機有效熱效率的影響，而在輸出更高負荷時通常更高，在此處三種下滿足更高時具有更大的，因而增加幅度相比與較小。

從圖7可知，對系統COP的影響幅度較小，但從眾多出水溫度對應的COP數值影響整體來看，越高，COP會略低。這是因為越高，在增加幅度上通常要大于所致。而對PER 而言，1500r/min和1800r/min兩轉速相比1200r/min具有更高的PER，這是因為PER 是熱泵側壓縮機軸效率與發動機有效熱效率兩者耦合導致的結果，在本文制熱工況下，在1500r/min 和1800r/min時相對更高，從而導致隨著的變化PER出現與COP 變化趨勢相反的結果，而在1500r/min 與1800r/min 兩轉速時PER 數值接近，可見此時兩種下的與兩者的耦合綜合效率接近，也說明了1500r/min 與1800r/min 是發動機的經濟運行轉速。

圖8 列出了變化時與的變化規律及相對于的偏差百分比。從圖8 可知，與變化趨勢一致且同外界條件下數值接近，兩者之間的偏差值最大滿足不超過3%，偏差值較小，也進一步說明本文采用的制熱量計算方式所得數值準確可靠。

3.3 進水流量的影響

圖9 與圖10 為在環境溫度24℃制熱時不同進水流量（）對燃氣熱泵系統性能的影響。圖9考察了在1200r/min 下不考慮余熱回收時不同（5.8m/h，8.8m/h，11.5m/h）對、、的影響規律；圖10 則為對PER 及COP 的影響。圖11為對應運行狀態下的與隨的變化規律及相對于的偏差百分比。圖9、圖10 和圖11 中圖例各性能參數后括號中的數字代表進水流量，如(8.8)表示在進水流量為8.8m/h 下的實測制熱量。

圖9 進水流量對燃氣熱泵系統制熱各能量性能的影響

圖10 進水流量對燃氣熱泵系統制熱能效的影響

圖11 不同進水流量下計算與實測制熱量對比圖

從圖9 可知，在相同下，隨著的升高，整體呈現微弱減小的趨勢，但在8.8m/h 與11.5m/h兩流量時則十分接近。這是因為在保證相同的條件下，隨著升高，系統進出水溫差Δ（Δ=-）逐步減小，即進水溫度逐步增大，而直接影響板式換熱器冷媒側冷凝后的過冷度，越大將導致冷凝過冷度越小，從而導致單位質量流量制冷劑的焓差值Δ（圖2中Δ=-）減小，也即單位換熱量減小。系統高壓在相同下基本無差別，并且的變化對系統高、低壓幾乎無影響，即冷媒質量流量相近，而隨著的增大冷凝器側單位質量流量制冷劑Δ減小，故在一定的范圍內增大呈現遞減的趨勢。然而，增大將引起換熱器側換熱系數的增大，進而引起增大，這與前文所述因增大使得換熱器冷凝過冷度減小所引起換熱量減小的變化趨勢相反，故的大小是兩種相反影響作用綜合影響的結果。在低流量5.8m/h 時，冷凝過冷度引起增大的幅度大于換熱系數減小引起減小的幅度，綜合導致此時的更大，而在8.8m/h 與11.5m/h 兩流量時，引起向不同趨勢變化的兩種作用影響幅度相當，故在不同狀態下時兩者的大小關系略有變化，且未有嚴格一致的大小關系。由圖9可知，隨著的增加，呈現微量遞增的趨勢，則幾乎無變化。可見對的影響作用小，而微量遞增是由于在更小時發動機具有相對更高的所致。

從圖10 可知，隨著的增大，PER 在整體趨勢表現為越小。這是因為在圖9中已有越大時整體趨勢上越小，并且越大，從而作為與比值的PER 越小。另外，由圖10 可知，系統COP在為5.8m/h時要大于8.8m/h與11.5m/h兩狀態，但8.8m/h 與11.5m/h 兩流量下的COP 較為接近。這是因為三種流量下較為接近，但在5.8m/h時更大，從而此時的COP 更大，而8.8m/h 與11.5m/h 兩流量的較為接近，差異也較小，故兩者的COP也相近。

圖11 列出了變化時與的變化規律及相對于的偏差百分比。從圖11可知，此時與變化趨勢一致，并且三種流量下的與共計6個值十分接近，整體上對的影響作用微弱。另外與兩者之間的偏差值最大不超過3%，偏差值較小，更進一步說明了本文采用的制熱量計算方式所得數值準確可靠。

3.4 余熱回收的影響

圖12 與圖13 為在環溫24℃制熱時回收與不回收發動機余熱對燃氣熱泵系統性能的影響。圖12考察了在1200r/min 與1500r/min 兩轉速下考慮回收與不回收發動機余熱對、和的影響規律，圖13則為對PER及COP的影響。圖14為對應運行狀態下的與在回收與不回收余熱時的變化規律。圖15 為考慮余熱回收后余熱回收量的數值及余熱占比圖。圖12～圖15中圖例各參數后括號中的數字均代表發動機轉速。

圖12 余熱回收對燃氣熱泵系統制熱各能量性能的影響

圖13 余熱回收對燃氣熱泵系統制熱能效的影響

圖14 回收與不回收余熱時計算與實測制熱量對比圖

圖15 回收余熱下余熱回收量及余熱占比圖

從圖12 可知，在相同和下，回收發動機余熱后對與幾乎無影響，但對有顯著增大的影響。這是因為發動機的熱效率為30%～35%，余下65%～70%能量以余熱的形式釋放，本文的燃氣熱泵系統加有發動機余熱回收模塊，可將大量余熱回收到熱量載體循環水供暖使用，從而將顯著提升，而冷媒側與循環水的換熱相對獨立，余熱回收幾乎不影響到冷媒側的熱量交換，從而使得在回收發動機余熱后與幾乎沒有變化。以41℃出水為例，在1200r/min時回收與不回收發動機余熱的數量分別為78.76kW 和60.04kW，在1500r/min 時則分別為92.94kW 和76.89kW，兩種下回收余熱后增加的數量分別為18.72kW和16.05kW，增加的幅度分別為31.18%和20.87%，幅度增長顯著。從圖12 中可知，在1200r/min時回收余熱的(1200)與在1500r/min時不回收余熱的(1500)相當，而由圖3可知與耗氣功率密切相關，這使得回收余熱狀態下消耗更小的能量便可制得相同的熱量。

從圖13 可知，相比于不回收發動機余熱，回收后的PER 與COP 會得以顯著提升。這是因為回收余熱后的顯著增大，但與幾乎無差別，從而PER與COP得以顯著提升。以41℃出水為例，在1200r/min 不回收發動機余熱時的PER 和COP 分別為1.49 和5.99，回收余熱后的PER 和COP 分別為1.96 和8.15，增加的幅度分別為31.54% 和36.06%。同理在1500r/min 不回收余熱時的PER 和COP分別為1.58和5.68，回收余熱后的PER和COP則分別為1.99 和7.75，增加的幅度分別為25.95%和36.44%。從壓縮機的能效比COP 來看，GHP 回收余熱后相比于EHP 能效比提升了36.44%，可見增加余熱回收后，燃氣熱泵系統的節能優勢明顯，這也是燃氣熱泵系統相對于電動熱泵最大的節能優勢。

圖14 列出了回收與不回收發動機余熱時與的變化規律。由前文可知，通過冷媒側計算的換熱量與基于水側實測的換熱量偏差值不超過3%，準確度高，從而回收余熱時的可以較為準確的反映燃氣熱泵系統冷媒側釋放給循環水的熱量，則實測包含了余熱回收的熱量，兩者的差值（=－）可以真實地反映系統實際回收的發動機余熱量。由圖14 可知，回收余熱時的與不回收時的和相近，說明了回收的余熱對燃氣熱泵系統自身冷媒側與循環水的熱交換基本無影響。

圖15 列出了在1200r/min 與1500r/min 兩轉速下回收余熱時的余熱回收量及在系統總制熱量和發動機總余熱量中的占比（與）情況。從圖15 可知，在處于41～50℃區間，=1200r/min 下的為16.94～19.33kW，與分別為22.43%～24.54%和51.28%～63.39%。相應=1500r/min下的在15.97～18.27kW間，與分別為17.48%～19.80%和44.16%～50.88%。如圖15 中，在不大于47℃下，=1200r/min 比=1500r/min 時的相對更大。這是因為雖然=1200r/min 時的發動機總余熱量相對較小，但此時余熱回收比例相對更大，故為1200r/min下可比為1500r/min時更大。

4 誤差分析

本文燃氣熱泵系統高溫制熱性能研究中可最直觀反映系統的性能特征的參數量有、和PER，此三參數量均為間接測量量，其不確定性由相關直接測量量通過誤差傳播定律獲得。若=（,, …, p），其中～p為直接測量量，則間接測量量的誤差計算如式(12)。

由式(1)與式(2)可知，為和Δ的函數（Δ=－），故滿足式(13)。

由式(4)可知，為的函數，故滿足式(14)。

由式(10)可知，PER 由與兩參數決定，再結合式(13)和式(14)，則滿足式(15)。

、和PER 三參數的誤差計算如式(16)～式(18)。

上述式中，e為循環供暖水流量計的測量誤差，選用的流量計誤差為±0.5%，即e=0.5%；為循環供暖水的出水與進水溫度差值的誤差，因兩溫度傳感器為同種規格PT100 鉑電阻，精度為±0.1℃，本文實測出口與進口的最小溫差為4.35℃左右，則由誤差傳遞理論可知最大的=(0.1× 2)/4.35=4.60%；e為燃氣流量計的測量誤差，本研究選用的燃氣流量計誤差為±1.0%，即e=1%。將e、和e的數值分別代入到式(16)～式(18)，則、和PER 三參數的誤差分別為3.29%、1.00%和3.44%，誤差均小于5%，可見，本文GHP 關鍵性能參數值準確度高，數據可靠。三關鍵性能參數中誤差最大量是Δ，也即PT100 鉑電阻溫度傳感器的測量準確度是整個誤差分析中的最大決定因素，實驗過程中需要重點關注，盡可能每次開機前都進行精度校準，提高測試數據的可靠性。

5 結論

本文創新性設計并搭建了基于使用R410A 冷媒開啟式渦旋壓縮機配合燃氣發動機的高能效GHP 實驗平臺，進行了帶有余熱回收模塊的燃氣熱泵系統在高溫制熱下的機組性能實驗研究，在環境溫度為24℃下，考察了（41～50℃）、（1200～1800r/min）、（5.8～11.5m/h）及是否余熱回收對、、、PER及COP的影響，并對關鍵性能參數、和PER 進行了誤差分析，得到了以下結論。

（1）隨著增大，和增加，、PER和COP 逐漸減小，但PER 下降的幅度明顯小于COP。PER 反映的是系統相對于一次能源的能效，COP反映的是壓縮機實際使用機械能的能效，也即隨著的升高，燃氣熱泵系統能效衰減幅度明顯小于電動熱泵，具有明顯的節能優勢。

（2）隨著增加，、與均顯著增大，其中因受到的影響而使得其增加幅度相對更小。在整體上，越高則COP 越低，但影響幅度較小。PER在變化時受到與雙重作用耦合綜合影響，使得PER(1500)與PER(1800)比PER(1200)更高，且PER(1500)與PER(1800)十分接近。

（3）隨著升高，微量增加，幾乎無影響，而、PER 與COP 整體呈現小幅度下降的趨勢，整體上系統性能受的變化不敏感。其中，增加時，系統冷凝過冷度引起的增大與換熱器換熱系數減小引起的減小兩種作用綜合影響著的變化。

（4）系統考慮余熱回收后，、PER與COP均顯著增加，與幾乎無變化。系統回收余熱量占總制熱量和發動機總余熱量的比例分別為17.48%～24.54% 和44.16%～63.39%。其中在=1200r/min 下考察余熱回收后保持41℃出水溫度時系統PER 高達1.96，相比非余熱回收時增加31.54%，能效增加顯著。

（5）反映燃氣熱泵系統三大關鍵性能參數、和PER 的誤差分別為3.29%、1.0%和3.44%，可見本文測試結果具有較高的準確度。其中影響誤差最大量是Δ，即PT100 鉑電阻溫度傳感器的測量準確度是影響測試結果的最大決定因素，研究時需要重點關注。

c—— 水的定壓比熱容，kJ/(kg·℃)

COP—— 壓縮機性能系數，kW/kW

—— 供暖循環水的進水體積流量，m/h

—— 冷凝器入口處的冷媒焓值，kJ/kg

—— 冷凝器出口處的冷媒焓值，kJ/kg

LHV—— 天然氣的低位熱值，MJ/m

—— 系統流經冷凝器的冷媒循環質量流量，kg/s

—— 供暖循環水的質量流量，kg/s

—— 壓縮機的轉速，r/min

—— 燃氣發動機的轉速，r/min

—— 壓縮機功率，kW

—— 發動機冷卻液中的缸套余熱功率，kW

—— 發動機的有效功率，kW

—— 發動機排煙尾氣攜帶的余熱功率，kW

—— 耗氣功率，kW

—— 發動機雜項損失熱功率，kW

—— 發動機總余熱量，kW

PER—— 一次能源利用率，kW/kW

—— 熱泵制熱量，kW

—— 燃氣熱泵系統基于壓焓圖的冷媒側計算制熱量，kW

—— 系統不回收余熱時的制熱量，kW

—— 系統回收余熱時的制熱量，kW

—— 系統回收余熱時的冷媒側計算制熱量，kW

—— 系統實際回收的發動機余熱量，kW

—— 系統計算制熱量相對于實測制熱量的偏差，%

—— 實際余熱回收量占總制熱量的比，%

—— 實際余熱回收量占總發動機余熱量的比，%

—— 燃氣發動機的輸出扭矩，N·m

，—— 分別為供暖循環水的總進水溫度、總出水溫度，℃

—— 燃氣發動機消耗的天然氣的體積流量，m/h

Δ—— 冷凝器入口處與出口處的冷媒焓值差，kJ/kg

Δ—— 供暖循環水的總出水與總進水的溫度差，℃

—— 供暖循環水的密度，kg/m

—— 壓縮機軸效率，%

—— 發動機有效熱效率，%

—— 發動機與壓縮機間的傳動效率，%

下角標

cal—— 計算值

comp—— 壓縮機

cyl—— 缸套

devi—— 偏差

eng—— 發動機

exh—— 排煙廢氣

gas—— 天然氣

h—— 制熱

in—— 入口

loss—— 損失

nrec—— 非余熱回收

out—— 出口

rec—— 余熱回收

ref—— 冷媒

res—— 余熱

t—— 傳動

tq—— 扭矩

w—— 水