高温供热燃气机热泵的性能研究

倪海勇，徐栎亚，宋天琦，何宇佳，张春路*

（1-上海航天能源股份有限公司，上海 201112；2-同济大学机械与能源工程学院制冷与低温工程研究所，上海 201804）

0 引言

工业领域的高温供热需求逐年增加，高温热泵是替代传统锅炉的清洁技术[1-2]。然而高温热泵的研制和产业化还面临着诸多难题，目前80~100 ℃供热是商业热泵的关键技术阶段[3]。

高温热泵的研究工作主要集中在循环结构[4]、工质选择[5]和部件研发[6-7]上。对于高温热泵的大压比和小过冷度问题，采用喷气增焓（Enhanced Vapor Injection，EVI）技术可以有效改善系统性能[8-9]。另一方面，研究者们发现采用具备温度滑移的制冷剂工质有利于实现超高温供热，其中天然工质CO2的跨临界循环最具代表性[10]。

燃气机热泵（Gas Engine Driven Heat Pump，GHP）与电驱热泵（Electric Driven Heat Pump，EHP）的主要区别为压缩机受发动机直接驱动，而非电机驱动[11]。此外，燃气内燃机产生的余热可进一步用于供热，热能转化效率高。目前燃气空调[12]、混合动力燃气热泵[13]等已受到学者关注，但燃气机热泵用于工业高温供热尚待进一步研究。

本文将探索燃气机热泵用于高温供热的可行性。通过建立数学模型，与两种典型电驱热泵对比，明确燃气机热泵的优势运行工况范围，展示燃气机热泵的节能优势，为热泵高温供热提出新方案。

1 系统原理

本文将燃气机热泵与电驱热泵进行对比。图1所示为燃气机热泵、跨临界CO2热泵及喷气增焓热泵的系统原理。其中，燃气机热泵由热泵系统、发动机系统和连动机构组成。发动机通过连动装置驱动热泵循环工作。发动机系统中设有冷却液循环回路。回水将通过冷凝器、冷却液换热器和烟气换热器三段加热升温至高温热水供出。GHP中热泵仅负责第一段供热，热泵的冷凝温度能够显著降低，从而提升热泵性能系数。同时热泵系统可以避免采用高成本的高温特种压缩机，降低了机组总成本。此外，高温烟气通过烟气换热器释放余热后，还将通入蒸发盘管，可以有效缓解盘管结霜情况。

图1 系统原理

2 模型与评价指标

2.1 热泵循环模型

GHP和EHP喷气增焓系统的制冷剂均为R134a。循环基于如下假设：1）不考虑换热过程中流体的热损失和压降；2）节流过程为等焓过程；3）蒸发温度与环境温度的温差为15 K；4）压缩机吸气过热度为10 K；冷凝器出口过冷度为10 K。

为了研究供回水温度对系统性能的影响，冷凝器和气冷器均采用定UA模型。UA的确定原则为供水80 ℃时换热器端差为5 K，如式(1)所示：

式中，UA为换热器换热能力，kW/K；ΔT为换热器对数平均温差，K。

压缩机采用效率模型。等熵效率采用压比的关联式，从而可以得到排气温度和压缩机功耗[14-15]：

式中，ηs为压缩机等熵效率；PR为压比；Ws为等熵压缩功，kW；W为压缩机的实际功耗，kW。

在EVI系统中，经济器出口过冷度取30 K。补气压力的不同也会造成压缩过程的差异，故存在最优补气压力使系统能效最高[16]。对于跨临界CO2热泵，由于超临界流体特性，系统也需控制在最优高压才能实现性能系数最大化[17]。因此，本文通过迭代保证各系统在各工况均处于最优工作状态。

2.2 发动机模型

由于发动机内部燃烧过程较为复杂，本文将采用效率模型进行计算。定义发动机热效率ηe，即燃气燃料中所含低热值Qgas转变为有效功We的份额：

式中，Gf为每小时燃料消耗量，kg/h；HL为燃气的低热值，取值35 496 kJ/kg；本文取热效率ηe为0.3，同时考虑发动机带动压缩机的传动效率为0.9。

发动机输出功率发生变化时，可回收的高温余热量也会随之变化。因此，本文将依据文献推荐公式计算实际烟气量。燃气的过剩空气系数取1.3，并根据化学反应计算烟气的焓湿量[18]。发动机出口高温烟气温度取450 ℃[19]。

燃料热能传给冷却系统的比例通常为25%，一般发动机本体出口处冷却液温度控制在85 ℃左右最佳[20]。发动机进出水温差Δt取8 ℃，由此可以计算出冷却液流量：

2.3 评价指标

采用一次能源利用率（E）来评价GHP的系统性能。对于EHP，将压缩机耗电量以0.45的天然气发电效率转化为一次能源消耗量。因此，GHP和EHP的E定义为：

式中，Qh为GHP的总供热量，kW。

3 结果与分析

通过变工况计算分析GHP应用于高温供热的可行性。在计算中，3种系统保持相同的总供热量。

3.1 变供回水温度性能对比

图2所示为不同回水温度下，3种系统的一次能源利用率对比。可知当供水温度为80 ℃时，GHP总体优于EVI热泵，而跨临界CO2热泵性能随回水温度波动较大。当回水温度较低时，CO2热泵的一次能源利用率（Primary Energy Ratio，PER）最高，这得益于跨临界CO2流体的温度滑移和热水温升的匹配。随着回水温度上升，CO2热泵的性能显著衰减，当回水大于40 ℃时CO2热泵的PER不及EVI热泵。总体而言，当回水温度高于30 ℃时，GHP的一次能源利用率最高。

图2 变回水温度不同系统一次能源利用率对比

回水温度为40 ℃时，不同供水温度下的系统性能如图3所示。此时CO2热泵的温度滑移不再具有优势，其系统性能不及GHP。而EVI热泵的PER随供水温度变化较为显著。当供水温度低于65 ℃时，EVI热泵性能优于GHP。这是因为低供水温度时，GHP的高温烟气余热回收量较低，同时发动机效率不及天然气发电效率，故一次能源率不及EHP。然而，在大于70 ℃的高温供热区域，GHP明显优于CO2系统和EVI系统。

图3 变供水温度不同系统PER对比

图4所示为供回水温度同时变化时的综合对比。由图4可知，3种系统在不同工况下各有优势。其中，跨临界CO2热泵在回水温度低于30 ℃时具有明显优势，适合直热式制热模式。EVI热泵更适用于供回水温差小，同时供水温度低于70 ℃的工况。相比之下，GHP适用于高供水和高回水温度的应用场景，适合循环式高温制热，能够弥补EHP能效低的劣势，同时节省高温压缩机的成本。当供回水温度为90 ℃/50 ℃时，GHP的PER较CO2热泵和EVI热泵分别提升了16%和9%。因此，在高温供热领域中，GHP具有明显的技术和成本优势。

图4 变供回水温度不同系统PER对比

3.2 变环境温度性能对比

另一方面，对比不同环境工况下的系统性能，如图5所示。供回水温度为80 ℃/40 ℃时，GHP在环境温度-10~30 ℃的范围内均保持了领先的系统性能。随着环境温度的降低，GHP的PER较EHP的提升幅度更为显著。当环境温度降至-10 ℃时，GHP相比于CO2热泵和EVI热泵性能分别提升了17%和18%。同时，GHP还可将热回收后的中温烟气通入蒸发盘管，有效延缓结霜。因此，GHP尤其适应低环温工况，能够实现稳定高效供热。

图5 变环境温度不同系统PER对比

4 结论

本文研究了燃气机热泵用于高温供热领域的性能特性，通过建立数学模型，与两种典型电驱热泵对比，明确了燃气机热泵的优势工况范围，得出如下结论：

1）与电驱热泵相比，燃气机热泵能够利用发动机的高温余热实现超高温供热水，提高热泵系统能效，同时利用中温烟气延缓蒸发盘管结霜，实现稳定供热；

2）燃气机热泵在回水温度高于30 ℃，供水温度高于70 ℃的工况范围内具有明显的节能优势；当供回水温度为90 ℃/50 ℃时，燃气机热泵的PER较电驱热泵最大可提升16%；

3）燃气机热泵较电驱热泵更适应低环温工况，-10 ℃时PER最高可提升18%。