高溫供熱燃氣機熱泵的性能研究

倪海勇，徐櫟亞，宋天琦，何宇佳，張春路*

（1-上海航天能源股份有限公司，上海 201112；2-同濟大學機械與能源工程學院制冷與低溫工程研究所，上海 201804）

0 引言

工業(yè)領域的高溫供熱需求逐年增加，高溫熱泵是替代傳統(tǒng)鍋爐的清潔技術[1-2]。然而高溫熱泵的研制和產業(yè)化還面臨著諸多難題，目前80~100 ℃供熱是商業(yè)熱泵的關鍵技術階段[3]。

高溫熱泵的研究工作主要集中在循環(huán)結構[4]、工質選擇[5]和部件研發(fā)[6-7]上。對于高溫熱泵的大壓比和小過冷度問題，采用噴氣增焓（Enhanced Vapor Injection，EVI）技術可以有效改善系統(tǒng)性能[8-9]。另一方面，研究者們發(fā)現(xiàn)采用具備溫度滑移的制冷劑工質有利于實現(xiàn)超高溫供熱，其中天然工質CO2的跨臨界循環(huán)最具代表性[10]。

燃氣機熱泵（Gas Engine Driven Heat Pump，GHP）與電驅熱泵（Electric Driven Heat Pump，EHP）的主要區(qū)別為壓縮機受發(fā)動機直接驅動，而非電機驅動[11]。此外，燃氣內燃機產生的余熱可進一步用于供熱，熱能轉化效率高。目前燃氣空調[12]、混合動力燃氣熱泵[13]等已受到學者關注，但燃氣機熱泵用于工業(yè)高溫供熱尚待進一步研究。

本文將探索燃氣機熱泵用于高溫供熱的可行性。通過建立數(shù)學模型，與兩種典型電驅熱泵對比，明確燃氣機熱泵的優(yōu)勢運行工況范圍，展示燃氣機熱泵的節(jié)能優(yōu)勢，為熱泵高溫供熱提出新方案。

1 系統(tǒng)原理

本文將燃氣機熱泵與電驅熱泵進行對比。圖1所示為燃氣機熱泵、跨臨界CO2熱泵及噴氣增焓熱泵的系統(tǒng)原理。其中，燃氣機熱泵由熱泵系統(tǒng)、發(fā)動機系統(tǒng)和連動機構組成。發(fā)動機通過連動裝置驅動熱泵循環(huán)工作。發(fā)動機系統(tǒng)中設有冷卻液循環(huán)回路。回水將通過冷凝器、冷卻液換熱器和煙氣換熱器三段加熱升溫至高溫熱水供出。GHP中熱泵僅負責第一段供熱，熱泵的冷凝溫度能夠顯著降低，從而提升熱泵性能系數(shù)。同時熱泵系統(tǒng)可以避免采用高成本的高溫特種壓縮機，降低了機組總成本。此外，高溫煙氣通過煙氣換熱器釋放余熱后，還將通入蒸發(fā)盤管，可以有效緩解盤管結霜情況。

圖1 系統(tǒng)原理

2 模型與評價指標

2.1 熱泵循環(huán)模型

GHP和EHP噴氣增焓系統(tǒng)的制冷劑均為R134a。循環(huán)基于如下假設：1）不考慮換熱過程中流體的熱損失和壓降；2）節(jié)流過程為等焓過程；3）蒸發(fā)溫度與環(huán)境溫度的溫差為15 K；4）壓縮機吸氣過熱度為10 K；冷凝器出口過冷度為10 K。

為了研究供回水溫度對系統(tǒng)性能的影響，冷凝器和氣冷器均采用定UA模型。UA的確定原則為供水80 ℃時換熱器端差為5 K，如式(1)所示：

式中，UA為換熱器換熱能力，kW/K；ΔT為換熱器對數(shù)平均溫差，K。

壓縮機采用效率模型。等熵效率采用壓比的關聯(lián)式，從而可以得到排氣溫度和壓縮機功耗[14-15]：

式中，ηs為壓縮機等熵效率；PR為壓比；Ws為等熵壓縮功，kW；W為壓縮機的實際功耗，kW。

在EVI系統(tǒng)中，經(jīng)濟器出口過冷度取30 K。補氣壓力的不同也會造成壓縮過程的差異，故存在最優(yōu)補氣壓力使系統(tǒng)能效最高[16]。對于跨臨界CO2熱泵，由于超臨界流體特性，系統(tǒng)也需控制在最優(yōu)高壓才能實現(xiàn)性能系數(shù)最大化[17]。因此，本文通過迭代保證各系統(tǒng)在各工況均處于最優(yōu)工作狀態(tài)。

2.2 發(fā)動機模型

由于發(fā)動機內部燃燒過程較為復雜，本文將采用效率模型進行計算。定義發(fā)動機熱效率ηe，即燃氣燃料中所含低熱值Qgas轉變?yōu)橛行Чe的份額：

式中，Gf為每小時燃料消耗量，kg/h；HL為燃氣的低熱值，取值35 496 kJ/kg；本文取熱效率ηe為0.3，同時考慮發(fā)動機帶動壓縮機的傳動效率為0.9。

發(fā)動機輸出功率發(fā)生變化時，可回收的高溫余熱量也會隨之變化。因此，本文將依據(jù)文獻推薦公式計算實際煙氣量。燃氣的過剩空氣系數(shù)取1.3，并根據(jù)化學反應計算煙氣的焓濕量[18]。發(fā)動機出口高溫煙氣溫度取450 ℃[19]。

燃料熱能傳給冷卻系統(tǒng)的比例通常為25%，一般發(fā)動機本體出口處冷卻液溫度控制在85 ℃左右最佳[20]。發(fā)動機進出水溫差Δt取8 ℃，由此可以計算出冷卻液流量：

2.3 評價指標

采用一次能源利用率（E）來評價GHP的系統(tǒng)性能。對于EHP，將壓縮機耗電量以0.45的天然氣發(fā)電效率轉化為一次能源消耗量。因此，GHP和EHP的E定義為：

式中，Qh為GHP的總供熱量，kW。

3 結果與分析

通過變工況計算分析GHP應用于高溫供熱的可行性。在計算中，3種系統(tǒng)保持相同的總供熱量。

3.1 變供回水溫度性能對比

圖2所示為不同回水溫度下，3種系統(tǒng)的一次能源利用率對比。可知當供水溫度為80 ℃時，GHP總體優(yōu)于EVI熱泵，而跨臨界CO2熱泵性能隨回水溫度波動較大。當回水溫度較低時，CO2熱泵的一次能源利用率（Primary Energy Ratio，PER）最高，這得益于跨臨界CO2流體的溫度滑移和熱水溫升的匹配。隨著回水溫度上升，CO2熱泵的性能顯著衰減，當回水大于40 ℃時CO2熱泵的PER不及EVI熱泵。總體而言，當回水溫度高于30 ℃時，GHP的一次能源利用率最高。

圖2 變回水溫度不同系統(tǒng)一次能源利用率對比

回水溫度為40 ℃時，不同供水溫度下的系統(tǒng)性能如圖3所示。此時CO2熱泵的溫度滑移不再具有優(yōu)勢，其系統(tǒng)性能不及GHP。而EVI熱泵的PER隨供水溫度變化較為顯著。當供水溫度低于65 ℃時，EVI熱泵性能優(yōu)于GHP。這是因為低供水溫度時，GHP的高溫煙氣余熱回收量較低，同時發(fā)動機效率不及天然氣發(fā)電效率，故一次能源率不及EHP。然而，在大于70 ℃的高溫供熱區(qū)域，GHP明顯優(yōu)于CO2系統(tǒng)和EVI系統(tǒng)。

圖3 變供水溫度不同系統(tǒng)PER對比

圖4所示為供回水溫度同時變化時的綜合對比。由圖4可知，3種系統(tǒng)在不同工況下各有優(yōu)勢。其中，跨臨界CO2熱泵在回水溫度低于30 ℃時具有明顯優(yōu)勢，適合直熱式制熱模式。EVI熱泵更適用于供回水溫差小，同時供水溫度低于70 ℃的工況。相比之下，GHP適用于高供水和高回水溫度的應用場景，適合循環(huán)式高溫制熱，能夠彌補EHP能效低的劣勢，同時節(jié)省高溫壓縮機的成本。當供回水溫度為90 ℃/50 ℃時，GHP的PER較CO2熱泵和EVI熱泵分別提升了16%和9%。因此，在高溫供熱領域中，GHP具有明顯的技術和成本優(yōu)勢。

圖4 變供回水溫度不同系統(tǒng)PER對比

3.2 變環(huán)境溫度性能對比

另一方面，對比不同環(huán)境工況下的系統(tǒng)性能，如圖5所示。供回水溫度為80 ℃/40 ℃時，GHP在環(huán)境溫度-10~30 ℃的范圍內均保持了領先的系統(tǒng)性能。隨著環(huán)境溫度的降低，GHP的PER較EHP的提升幅度更為顯著。當環(huán)境溫度降至-10 ℃時，GHP相比于CO2熱泵和EVI熱泵性能分別提升了17%和18%。同時，GHP還可將熱回收后的中溫煙氣通入蒸發(fā)盤管，有效延緩結霜。因此，GHP尤其適應低環(huán)溫工況，能夠實現(xiàn)穩(wěn)定高效供熱。

圖5 變環(huán)境溫度不同系統(tǒng)PER對比

4 結論

本文研究了燃氣機熱泵用于高溫供熱領域的性能特性，通過建立數(shù)學模型，與兩種典型電驅熱泵對比，明確了燃氣機熱泵的優(yōu)勢工況范圍，得出如下結論：

1）與電驅熱泵相比，燃氣機熱泵能夠利用發(fā)動機的高溫余熱實現(xiàn)超高溫供熱水，提高熱泵系統(tǒng)能效，同時利用中溫煙氣延緩蒸發(fā)盤管結霜，實現(xiàn)穩(wěn)定供熱；

2）燃氣機熱泵在回水溫度高于30 ℃，供水溫度高于70 ℃的工況范圍內具有明顯的節(jié)能優(yōu)勢；當供回水溫度為90 ℃/50 ℃時，燃氣機熱泵的PER較電驅熱泵最大可提升16%；

3）燃氣機熱泵較電驅熱泵更適應低環(huán)溫工況，-10 ℃時PER最高可提升18%。