0 引言
当前生活热水耗能约占建筑能耗的三分之一[1],在现今“碳达峰、碳中和”背景下,研究低碳高效节能的热水器势在必行。相比于传统的燃气热水器、电热水器及太阳能热水器,空气能热泵热水器具有运行效率高、热水供量大和运行稳定等优势[2]。燃气热泵（gas engine-driven heat pump, GHP）是一种基于使用清洁能源天然气的新型热泵技术,相比于电热泵（electric-driven heat pump, EHP）,GHP将EHP系统中压缩机驱动动力源由电动马达变更为燃气发动机,进而由燃气发动机驱动开启式压缩机实现热泵循环[3,4],因驱动源的改变而使得系统中存在大量的发动机余热可回收利用,具有能效高、制热能力强、运行费用低等突出优势[5,6]。GHP系统可将热泵冷凝器侧的冷凝热与回收的发动机余热量进行结合而构建高效的燃气热泵热水器,为用户高效地提供生活热水,显著降低制备热水的能耗。
GHP系统具有众多突出优势,学者们针对GHP系统进行了大量相关研究。ELGENDY等[7,8]针对GHP系统进行了制冷与制热的实验研究,发现进水温度对GHP系统性能具有较大的影响。ZHANG等[9]基于R407C的GHP系统,研究了带余热回收的GHP的制热性能,得到发动机余热占总制热量的40% ~ 50%。LIU等[10,11]在使用R134a的空气源GHP实验台上,进行了制冷、制热及生活热水的实验研究,结果表明在制热+生活热水模式下一次能源利用率（primary energy ratio, ${{r}_{\text{PER}}}$）为1.23 ~ 1.48。LIU等[12]将GHP系统发动机余热用以直接驱动有机朗肯循环（organic Rankine cycle, ORC）系统,回收的余热占燃气总能耗55%以上。ZHANG等[13,14]建立了带储能单元（ESGEHP）和PV/T（SESGEHP）的混合能源GHP系统,ESGEHP的年一次能源利用率（annual primary energy ratio, APER）相比传统GHP系统在供暖、制冷和过渡季节分别提高了6.11%、19.11%和34.83%,SESGEHP相比ESGEHP的APER约高20.4%。WAN等[15]和MA等[16]构建了使用R134a的混合动力燃气热泵（hybrid-power gas engine-driven heat pump, HPGHP）系统,系统中具有燃气发动机与电动机两个动力源,系统增加储能电池,提出了优化运行控制策略,研究发现HPGHP的平均${{r}_{\text{PER}}}$比GHP系统约高12.1%。
然而,系列研究中大多使用效率较差的活塞压缩机,冷媒使用R407C或R134a,使构建的GHP系统存在压缩机能效偏低及机组偏大等不足,研究中关于R410A制冷剂涡旋压缩机的GHP系统的数据极少。使用GHP系统制备生活热水多是通过单独回收发动机余热来实现,生活热水的制备严重依赖于冷暖供应侧的负荷运行,不适宜应用于无冷暖需求的过渡季节,当前研究中较少涉及将GHP单独制备生活热水。基于此,本文创新性地设计并搭建了使用R410A制冷剂开式涡旋压缩机的GHP实验平台,进行了GHP系统在过渡季节制备生活热水的性能实验研究,以期取代电空气能热泵热水器的使用,为加快GHP系统在供应生活热水方面实现大规模应用提供理论依据和数据支撑。
1 实验装置
图1为GHP系统的实验装置示意图。
Fig. 1 Experimental setup of the GHP system图1 GHP系统实验装置示意图 |
实验系统主要包含进气模块、动力模块、热泵系统模块、余热回收系统模块、生活热水路模块。进气模块由液化天然气（liquefied natural gas, LNG）气瓶组、汽化器及燃气压力调节阀组成;动力模块为给GHP系统提供动力源的燃气发动机;热泵系统模块由压缩机、冷凝器、蒸发器、节流装置等组成;余热回收系统模块由发动机冷却液、冷却液泵、发动机缸套和烟气废热回收器等组成;生活热水路模块主要由水路管路、循环水流量计、循环水泵等组成。其中部分模块及部件在图1中未全部体现。
Table 1 Technical parameters of the main components of test表1 主要部件的技术参数 |
| 设备名称 | 主要参数 |
|---|---|
| 发动机 | 4D27PNG;2.67 L |
| 压缩机 | TGVE08;86 mL+86 mL |
| 水侧冷凝器 | 板式换热器;换热面积9.31 m2 |
| 蒸发器 | 管翅式换热器 |
| 烟气废热回收器 | 板翅式换热器;40 kW |
| 冷却液-水热交换器 | 板式换热器;换热面积0.95 m2 |
| 油分 | YFLQ-08W;11 L |
| 气液分离器 | QYFLQ-48V;19.67 L |
| 储液罐 | ZYG-12.8*166*V8;8 L |
| 冷却液泵 | BLT4856-24V;6 m3/h |
Table 2 Measurement device and accuracy表2 测量设备及精度 |
| 测量仪器 | 型号 | 范围 | 精度 |
|---|---|---|---|
| 热水流量计 | SE205MM | 0 ~ 50 m3/h | 0.5级 |
| PT100温度传感器 | STT-T/PT100 | -50 ~ 100℃ | ±0.1℃ |
| 热电偶 | T-type | -200 ~ 350℃ | ±0.5℃ |
| 气体罗茨流量计 | RM-25Z-G10 | 0.4 ~ 16 m3/h | 1级 |
| 低压传感器 | Sensata 35CP82-30MD | 0 ~ 2 000 kPa | 1.5级 |
| 高压传感器 | Sensata 35CP82-31MD | 0 ~ 4 600 kPa | 1.5级 |
本实验平台将生活热水进水分为两路,其中生活热水支路水1流经水侧冷凝器而获取热泵系统的冷媒侧制热量,与此同时,生活热水支路水2流经冷却液-水热交换器回收大量发动机余热而显著增加生活热水总制热量。实验台通过加有烟气废热回收器将大部分烟气余热回收到发动机冷却液中,通过缸套换热器及烟气废热回收器将大量发动机余热回收到发动机冷却液中而加以利用,冷却液温度一般为70 ~ 90℃[6],可根据需要将余热回收到热泵系统中或外接的水系统中而加加热泵系统的制热量。
2 数据分析
GHP系统的能量动力源来自燃气发动机,发动机一次能耗功率Pgas计算式为[8]：
${{P}_{\text{gas}}}={{\dot{V}}_{\text{gas}}}\cdot {{Q}_{\text{LHV}}}$ (1)
式中：${{\dot{V}}_{\text{gas}}}$为消耗的天然气体积流量,m3/h;${{Q}_{\text{LHV}}}$为天然气低位热值,此处取${{Q}_{\text{LHV}}}$= 35 540 kJ/m3[4]。
GHP系统生活热水制热量${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$计算式为：
${{\dot{Q}}_{\text{h}}}={{c}_{p\text{,w}}}\cdot {{\dot{M}}_{\text{w}}}\cdot \left( {{t}_{\text{w,out}}}-{{t}_{\text{w,in}}} \right)$ (2)
式中：${{c}_{p\text{,w}}}$为水的比热容,kJ/(kg·℃);${{\dot{M}}_{\text{w}}}$为进水流量,kg/s;tw,in与tw,out为生活热水总进水与出水温度,℃。
生活热水实际测试时测量体积流量${{\dot{G}}_{\text{w}}}$,${{\dot{G}}_{\text{w}}}$与${{\dot{M}}_{\text{w}}}$间转化关系式为：
${{\dot{M}}_{\text{w}}}=\frac{{{\rho }_{\text{w}}}\cdot {{{\dot{G}}}_{\text{w}}}}{3600}$ (3)
${{r}_{\text{PER}}}=\frac{{{{\dot{Q}}}_{\text{h}}}}{{{P}_{\text{gas}}}}$ (4)
GHP系统的生活热水支路水2在冷却液-水热交换器处回收的余热量${{\dot{Q}}_{\text{rec}}}$可通过${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$与${{\dot{Q}}_{\text{h,nrec}}}$的差值来计算实现,计算式为：
${{\dot{Q}}_{\text{rec}}}={{\dot{Q}}_{\text{h}}}-{{\dot{Q}}_{\text{h,nrec}}}$ (5)
式中：${{\dot{Q}}_{\text{h,nrec}}}$为不回收余热时的制热量,对应图1中未开启余热回收电磁阀,GHP系统未回收发动机余热。下文中参数下角标含有nrec代表不回收发动机余热时的参数,不含nrec则为回收余热时的参数。
为表征GHP系统的余热回收效果,定义Rrec,gas、Rrec,res与Rrec,h分别代表余热回收量占耗气功率、发动机总余热量及系统总制热量的百分比。记本文发动机热效率为30%,则发动机占耗气功率的70%[4]。Rrec,gas、Rrec,res与Rrec,h计算式分别为：
${{R}_{\text{rec,gas}}}=\frac{{{{\dot{Q}}}_{\text{h,rec}}}}{{{P}_{\text{gas}}}}\times 100\%$ (6)
${{R}_{\text{rec,res}}}=\frac{{{{\dot{Q}}}_{\text{h,rec}}}}{70%\cdot {{P}_{\text{gas}}}}\times 100\%$ (7)
${{R}_{\text{rec,h}}}=\frac{{{{\dot{Q}}}_{\text{h,rec}}}}{{{{\dot{Q}}}_{\text{h}}}}\times 100\%$ (8)
3 结果与讨论
3.1 环境温度的影响
图2为在过渡季节不同环境温度对GHP系统制备45℃生活热水时的性能影响,考察了在发动机转速1 800 r/min下,不同环境温度（15℃、20℃和24℃）对${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$、Pgas及${{r}_{\text{PER}}}$的影响。
Fig. 2 Influence of ambient air temperature on performance of GHP system for supplying domestic hot water图2 不同环境温度对GHP系统制备生活热水的性能影响 |
从图2可知,随着环境温度的升高,${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$呈现递增的趋势。GHP系统在相同出水温度下,系统的冷凝压力基本维持不变,而系统蒸发压力随着环境温度升高会有一定程度增加,从而系统的制冷剂循环流量增加,热泵制热量相应同步增加,${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$从93.56 kW增至104.79 kW。当环境温度从15℃升高至20℃,${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$增加了9.42 kW,增加幅度为10.07%,而环境温度从20℃升高至24℃,${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$增加了1.81 kW,增加幅度为1.76%,可见随着环境温度升高,环境温度对${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$的影响明显减弱,${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$增加幅度逐渐减小。
在图2中,随着环境温度的升高,Pgas逐步减小,${{r}_{\text{PER}}}$呈现增加的趋势。此时因环境温度升高使得系统低压升高,系统压比减小,从而系统的功耗有一定程度的减小,故Pgas逐步减小。${{r}_{\text{PER}}}$为${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$与Pgas的比值,环境温度从15℃升高至24℃时,${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$逐步增加而Pgas不断减小,故${{r}_{\text{PER}}}$呈现增加的趋势。${{r}_{\text{PER}}}$从1.687增加至2.004,增加幅度为18.79%,增幅显著。
过渡季节环境温度为20 ~ 24℃,环境温度的小幅度变化对GHP系统制备生活热水能力的影响较小,即GHP系统在过渡季节具备高效制备生活热水能力的同时也具有良好的环境温度适应性。
3.2 进水温度的影响
图3为环境温度20℃下不同进水温度对GHP系统制备生活热水性能的影响,考察了在发动机转速1 800 r/min下,进水温度分别为37.7℃、42.7℃和47.8℃（对应出水温度分别为45℃、50℃和55℃）对${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$、Pgas和${{r}_{\text{PER}}}$的影响。
Fig. 3 Influence of water inlet temperature on performance of GHP system for supplying domestic hot water图3 进水温度对GHP系统制备生活热水性能的影响 |
从图3可知,随着进水温度的升高,${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$呈现小幅度下降趋势。进水温度从37.7℃升高至47.8℃时,${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$从102.98 kW降低至101.38 kW,下降百分比仅为1.56%,可见该环境温度下进水温度对${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$影响较小,即对过渡季节而言,在常见的热水出水温度变化区间（45 ~ 55℃）内,进水温度的变化对燃气热泵系统制备生活热水的能力几乎无影响。可见,过渡季节燃气热泵系统具备高效制备生活热水能力的同时也具有良好的进水温度适应性。
如图3所示,随着进水温度的升高,Pgas呈现递增的趋势,Pgas从54.98 kW增至63.32 kW。这是由于随着进水温度的升高,系统高压不断增加,而系统的低压几乎不变化,从而压缩机的压比不断增大,系统高压的增加和压缩机压比的增大使得GHP系统耗功增加,故Pgas随着进水温度的升高而不断增大。进水温度从37.7℃升高至47.8℃时,${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$仅有微幅下降,而Pgas显著增加,使得${{r}_{\text{PER}}}$随着进水温度的升高呈现下降的趋势,此时${{r}_{\text{PER}}}$从1.873降至1.601,能效降幅为14.52%,降幅明显。
3.3 余热回收的影响
GHP系统在制备生活热水时可大量回收发动机余热,使得系统不仅可从空气侧大量吸热,同时可大量回收发动机缸套热和排烟废热,从而使得GHP系统具有高效制备生活热水的能力。
3.3.1 不同环境温度下余热回收的影响
Fig. 4 Influence of recovery and non-recovery of engine waste heat on performance of GHP system for supplying domestic hot water under different ambient air temperatures图4 不同环境温度下回收与不回收发动机余热对GHP系统制备生活热水性能的影响 |
从图5可知,随着环境温度的升高,回收的发动机余热占GHP系统制备的生活热水总制热量的比例逐渐减小。这是由于随着环境温度升高,制冷剂与环境的换热温差增大,制冷剂换热量增加,从而GHP系统从空气侧吸收的热量比例更大,但此时变化幅度较小。15℃、20℃和24℃三种温度下的Rrec,h分别为26.96%、25.88%和25.00%,此时系统中发动机余热回收量与从空气侧的吸热量之比约为1∶3。此外,在图5中,随着环境温度增加,Rrec,gas与Rrec,res呈现递增的趋势,这是由于随着环境温度的升高,余热回收系统向外界环境中散失的热量减少,可以将更多的余热加以回收利用,使得余热回收的比重增大。15℃、20℃和24℃三种温度下${{\dot{Q}}_{\text{rec}}}$占对应Pgas百分比分别为45.48%、48.48%和50.09%,约占Pgas的一半。同时,三种环境温度下${{\dot{Q}}_{\text{rec}}}$占发动机总余热的百分比分别为64.98%、69.25%和71.56%,可见本研究的GHP系统具有较优的余热回收效果。
Fig. 5 Variations of Rrec,gas, Rrec,res, and Rrec,h at different ambient air temperatures图5 不同环境温度下Rrec,gas、Rrec,res与Rrec,h的变化 |
3.3.2 不同进水温度下余热回收的影响
图6为不同进水温度下回收与不回收发动机余热对GHP系统制备生活热水性能的影响。由图6可知,回收与不回收发动机余热两种模式下,Pgas和${{r}_{\text{PER}}}$具有相同的变化趋势,分别为随进水温度的升高呈现递增和递减的趋势。随着进水温度由37.7℃ 变化至47.8℃,${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$与${{\dot{Q}}_{\text{h,nrec}}}$分别减小了1.55%和7.23%,这是由于回收的余热量弥补了热泵系统从空气侧吸收热量的衰减,使得回收余热后GHP系统的制热量随进水温度变化时衰减程度明显减小。两种模式下Pgas的差异可以忽略不计,可见增加的余热回收系统对发动机耗功几乎无影响。37.7℃、42.7℃ 和47.8℃三种进水温度对应回收的${{\dot{Q}}_{\text{rec}}}$分别为26.65 kW、25.72 kW和30.58 kW,即37.7℃与42.7℃两种进水温度下的总余热回收量相近,当进水温度升高至47.8℃,${{\dot{Q}}_{\text{rec}}}$得以显著提升。
Fig. 6 Influence of recovery and non-recovery of engine waste heat on performance of GHP system for supplying domestic hot water under different water inlet temperatures图6 不同进水温度下回收与不回收发动机余热对GHP系统制备生活热水性能的影响 |
由图7可知,随着进水温度的升高,Rrec,h呈现先几乎不变化后递增的趋势,这是由于进水温度从37.7℃升高至42.7℃时,系统处于高效制热水状态且进水温度不敏感区间,${{\dot{Q}}_{\text{rec}}}$与${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$均变化较小,两者的比值相应也基本不变。但随着进水温度从42.7℃ 升高至47.8℃,系统高压明显增加,压比增大,耗气功率增加,余热量也增加,从而${{\dot{Q}}_{\text{rec}}}$明显增加,增幅达18.88%,而此时${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$仅有1.04%的微小幅度减小,从而使得Rrec,h增加了5.05%。
Fig. 7 Variations in Rrec,gas, Rrec,res, and Rrec,h with water inlet temperature图7 不同进水温度下Rrec,gas、Rrec,res与Rrec,h的变化 |
图7中,随着环境温度升高,Rrec,gas呈现先减小后增大的趋势,这是由于进水温度为37.7℃与42.7℃时的余热回收量相近,但后者的Pgas增加,从而Rrec,gas减小,但随着进水温度升高至47.8℃,${{\dot{Q}}_{\text{rec}}}$增加幅度大于Pgas,使对应的Rrec,gas增加。37.7℃、42.7℃和47.8℃三种进水温度下Rrec,gas分别为48.48%、43.52%和48.29%,约占Pgas的一半。此时三种进水温度下的Rrec,res分别为69.25%、62.17%和68.98%,余热回收率高,进一步说明了本研究的GHP系统的余热回收效果良好。
4 结论
对GHP系统在过渡季节制备生活热水的性能进行了实验研究,考察了不同环境温度（15 ~ 24℃）、进水温度（37.7 ~ 47.8℃）及余热回收三因素对系统性能的影响,得到以下结论：
（1）随着环境温度的升高,Pgas逐步减小,而${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$和${{r}_{\text{PER}}}$呈现递增的趋势,在24℃的环境温度下${{r}_{\text{PER}}}$高达2.004。
（2）随着进水温度的升高,Pgas增加,而${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$和${{r}_{\text{PER}}}$呈现递减的趋势。其中进水温度由37.7℃升高至47.8℃时,${{r}_{\text{PER}}}$减小幅度为14.52%。
（3）在研究工况下,Rrec,h介于25.00% ~ 30.16%之间,回收的余热量占总制热量的比重较大。Rrec,gas与Rrec,res分别介于43.52% ~ 50.09%与62.17% ~ 71.56%之间,可见本研究GHP系统具有良好的余热回收效果。
（4）环境温度20 ~ 24℃和进水温度37.7 ~ 47.8℃为GHP系统制热量的不敏感温度区间,此时${{\dot{Q}}_{\text{h}}}$变化幅度最大仅为1.76%,可见GHP系统在过渡季节具备高效制备生活热水能力的同时具有良好的环境温度及进水温度适应性。