馬振西 ，劉鳳國 ，張 蕊 ，李 盛

（1.天津城建大學 能源與安全工程學院，天津 300384；2.北京建筑大學 北京未來城市設計高精尖創(chuàng)新中心，北京 102616；3.天津泰達燃氣有限責任公司 工程建設部，天津 300457）

隨著清潔能源利用政策的不斷推進，近年來，燃氣機熱泵因其具有較高的一次能源利用率等特點，受到國內外研究者的廣泛關注[1-4].但是，燃氣機熱泵在制冷模式運行時，通常將燃氣發(fā)動機余熱通過散熱器直接排放至室外環(huán)境中，導致燃氣機熱泵系統(tǒng)在制冷模式運行時的一次能源利用率較低.為此有研究者提出了燃氣壓縮式與單效吸收式耦合熱泵（GECSAHP）[5-8]，采用單效吸收式熱泵回收燃氣發(fā)動機余熱，提高系統(tǒng)的制熱量.孫志高[9]搭建了GECSAHP實驗臺，利用發(fā)動機余熱驅動單效溴化鋰吸收式冷水機組，結果表明，該系統(tǒng)的一次能源利用率達到1.84.Jeong等[10]建立了GECSAHP的仿真模型，對比分析了采用不同控制方法時系統(tǒng)的性能特征.Mohammadi等[11]建立了GECSAHP采用不同冷卻方式的仿真模型，研究結果顯示，燃氣壓縮式熱泵和吸收式熱泵都采用水冷的方式時，系統(tǒng)的一次能源利用率和效率最高.

在單效吸收式熱泵中，由于受發(fā)生器發(fā)生壓力的限制，過高的熱源溫度將會導致發(fā)生器中的濃溶液結晶，從而破壞循環(huán).為了防止結晶產(chǎn)生，通常利用循環(huán)水回收發(fā)動機高溫煙氣和缸套水的熱量，再驅動吸收式熱泵的發(fā)生器.這種余熱回收方法無法直接利用燃氣發(fā)動機煙氣的高溫熱能，導致其損較大.為此，本文將雙效吸收式熱泵系統(tǒng)與燃氣壓縮式熱泵系統(tǒng)相結合，提出一種燃氣壓縮式與雙效吸收式耦合熱泵系統(tǒng)，從而實現(xiàn)燃氣發(fā)動機余熱的梯級利用，通過仿真模擬方法分析變工況下系統(tǒng)的熱力學特性.

1 系統(tǒng)介紹

燃氣壓縮式與雙效吸收式耦合熱泵（GECDAHP）的流程如圖1所示，其中包括燃氣壓縮式熱泵（GEHP）和雙效吸收式熱泵（DAHP）兩部分.圖1中：1-4是GEHP的狀態(tài)參數(shù)；5-24是DAHP的狀態(tài)參數(shù)；25-31是水的狀態(tài)參數(shù)；32-33是翅片式換熱器中空氣進出口的狀態(tài)參數(shù)；34-35是燃氣發(fā)動機煙氣的狀態(tài)參數(shù).在GEHP中，壓縮機由燃氣發(fā)動機直接驅動，其制冷循環(huán)與常規(guī)電動熱泵循環(huán)類似，工質采用R134a.在DAHP中，溴化鋰稀溶液5離開吸收器，并經(jīng)溶液泵加壓后進入低溫溶液換熱器，在低溫溶液換熱器換熱后分成兩路：一路經(jīng)減壓閥3后進入低壓發(fā)生器1，在低壓發(fā)生器1中被缸套熱水解析生成溴化鋰溶液16和過熱制冷劑蒸氣17′；另外一路經(jīng)高溫溶液換熱器后進入高壓發(fā)生器，經(jīng)高溫煙氣解析產(chǎn)生中間濃度溴化鋰溶液12和過熱制冷劑蒸氣11，中間濃度溴化鋰溶液12經(jīng)高溫溶液換熱器和減壓閥2后，進入低壓發(fā)生器2.在低壓發(fā)生器2中，中間濃度的溴化鋰溶液14和16被過熱制冷劑蒸氣11的冷凝熱解析，產(chǎn)生溴化鋰濃溶液19和過熱制冷劑蒸氣17′′.制冷劑17′、17′′和18′在冷凝器中冷凝放熱，經(jīng)節(jié)流閥進入蒸發(fā)器，在蒸發(fā)器中吸收冷凍水的熱量后汽化成水蒸氣24，水蒸氣進入吸收器中被溴化鋰濃溶液21吸收，并放出熱量，從而完成DAHP制冷循環(huán).在制冷模式下，冷凍水先進入DAHP的蒸發(fā)器進行預冷，之后進入GEHP的蒸發(fā)器進一步降溫后供給用戶.GEHP的冷凝器采用翅片式換熱器散熱，DAHP的吸收器和冷凝器采用冷卻塔散熱.

圖1 GECDAHP系統(tǒng)流程

2 系統(tǒng)模型

圖2所示為燃氣發(fā)動機在不同轉速和負載率下的輸出功率和燃氣消耗量.采用數(shù)據(jù)擬合軟件得到燃氣消耗量和輸出功率的表達式為

式中：QPE為燃氣發(fā)動機的燃氣消耗量，kW；nEng為燃氣發(fā)動機轉速，r/min；φ為燃氣發(fā)動機負載率；PEng為燃氣發(fā)動機的輸出功率，kW；aij、bij為系數(shù)，其值見表1.

采用模塊化建模的思路，將GECDAHP中的每個設備劃分為各個模塊，對各模塊分別建立質量平衡、能量平衡以及LMTD模型，并根據(jù)各模塊的輸入、輸出參數(shù)之間的邏輯關系，組成整個系統(tǒng)的仿真模型.系統(tǒng)各關鍵部件的能量平衡方程如表2所示.

表2中：c為比熱容，kJ/（kg·℃）；m為質量流量，kg/s；h為比焓，kJ/kg；t為溫度，℃；下標 a、r、exh、w分別對應空氣、制冷劑、煙氣、水；下標數(shù)字對應圖1中的狀態(tài)點.

圖2 燃氣發(fā)動機模型

表 1 式（1）-（2）中各系數(shù)的值

表2 系統(tǒng)各關鍵部件能量平衡方程

GECDAHP系統(tǒng)的性能評價參數(shù)包括的制冷量（QE）、壓縮式熱泵制冷系數(shù)（COPC）、吸收式熱泵制冷系數(shù)（COPA）和一次能源利用率（PER）.

式中：QE為GECDAHP的制冷量，kW；QEC為GEHP的制冷量，kW；QEA為DAHP的制冷量，kW；Pcom為GEHP中壓縮機的耗功率，kW（假定PEng=Pcom）；Qcy1為燃氣發(fā)動機缸套的熱回收量，kW；Qexh為燃氣發(fā)動機煙氣的熱回收量，kW；Wfan為GEHP中冷凝器風機的耗電量，kW；Wpump為DAHP中溶液泵的耗電量；ψ為燃氣發(fā)電效率，取值0.35.

3 結果與分析

3.1 額定工況下系統(tǒng)性能參數(shù)分析

定義額定工況為：發(fā)動機轉速1 600 r/min，室外空氣溫度35℃，相對濕度60%，冷凍水出水溫度7℃.基于EES仿真軟件計算圖1各點的狀態(tài)，結果見表3.

表3 額定工況下系統(tǒng)各點的狀態(tài)參數(shù)

將表3中的狀態(tài)參數(shù)代入表2中的計算模型，可得出，DAHP的制冷量為29.30 kW，GEHP的制冷量為45.94kW，二者制冷量比為1∶1.5.此外可以看出，采用DAHP可直接將煙氣溫度從580℃降至136.6℃，充分回收了燃氣發(fā)動機煙氣的余熱.額定工況下，GEHP、GECSAHP和GECDAHP的性能對比見表4.

由表4可知：相比于GEHP和GECSAHP，本文提出的GECDAHP制冷能力分別提高了57%和10%，一次能源利用率分別提高了35%和11%.

表4 額定工況下三種燃氣機熱泵系統(tǒng)的性能對比

3.2 變工況下系統(tǒng)性能分析

3.2.1 環(huán)境溫度的影響

當燃氣發(fā)動機轉速為1 600 r/min、空氣相對濕度為60%時，GEHP、GECSAHP和 GECDAHP三種熱泵系統(tǒng)的制冷量、COP和PER隨環(huán)境溫度的變化見圖3.

圖3 GEHP、GECSAHP和GECDAHP的性能隨環(huán)境溫度的變化曲線

由圖3可知，隨著環(huán)境溫度的升高，GEHP、GECSAHP和GECDAHP三種熱泵系統(tǒng)的總制冷量、COP和PER都呈現(xiàn)降低的趨勢.這是由于環(huán)境溫度升高導致燃氣壓縮式熱泵和吸收式熱泵的冷凝溫度和冷凝壓力升高，制冷循環(huán)惡化，進而使壓縮機耗功和燃氣消耗量的增加.由圖3a可以看出，采用吸收熱泵與燃氣壓縮式熱泵耦合可使制冷量有明顯的提高；當環(huán)境溫度從26℃增加到40℃時，GEHP的制冷量從51.2 kW降低到42.5 kW，GECSAHP的制冷量從 70.8 kW降低到61.1 kW，GECDAHP的制冷量從78.1 kW降低到68.1 kW.此外還可以看出，采用GECDAHP可使燃氣機熱泵的制冷量提升約60%，采用GECSAHP可使燃氣機熱泵的制冷量提升約40%.由圖3b可知，當環(huán)境溫度從26℃增加到40℃時，GEHP、SAHP和DAHP的 COP分別降低17%、14%和13%.由圖 3c可知，GECDAHP的PER比GEHP高約35%，比GECSAHP高約10%.因此，燃氣機熱泵在制冷模式下，采用DAHP回收燃氣發(fā)動機余熱可有效提高系統(tǒng)的制冷量和PER.

3.2.2 冷凍水出水溫度的影響

當燃氣發(fā)動機轉速為1 600 r/min、空氣相對濕度為60%時，GEHP、GECSAHP和GECDAHP三種熱泵系統(tǒng)的制冷量、COP和PER隨冷凍水出水溫度的變化如圖4所示.

圖4 GEHP、GECSAHP和GECDAHP的性能隨冷凍水出水溫度的變化曲線

由圖4可知，隨著冷凍水出水溫度的升高，GEHP、GECSAHP和GECDAHP三種熱泵系統(tǒng)的制冷量、COP和PER都呈現(xiàn)升高的趨勢.這是由于冷凍水出水溫度升高導致了燃氣壓縮式熱泵和吸收式熱泵的蒸發(fā)溫度和蒸發(fā)壓力的升高，對制冷循環(huán)更加有利.由圖4a可知，當冷凍水供水溫度從5℃增加到12℃時，GEHP的制冷量從41.7 kW增加到57.1kW，GECSAHP的制冷量從59.7 kW增加到78.8 kW，GECDAHP的制冷量從66.5 kW增加到86.6 kW.由圖4b-4c可知，當冷凍水供水溫度從5℃增加到12℃時，GEHP、SAHP和 DAHP的 COP分別提高 20%、6%和 5%；GEHP、GECSAHP和GECDAHP三種熱泵系統(tǒng)的PER分別提高21%、14%和13%.

4 結論

（1）對現(xiàn)有的燃氣壓縮式與單效吸收式耦合熱泵（GECSAHP）系統(tǒng)進行改進，提出燃氣壓縮式與雙效吸收式耦合熱泵（GECDAHP），采用雙效吸收式熱泵回收燃氣發(fā)動機余熱，可實現(xiàn)余熱的梯級利用，制冷量可在GECSAHP的基礎上提高10%.

（2）在額定工況下，相比于燃氣壓縮式熱泵（GEHP）和GECSAHP，本文提出的GECDAHP的一次能源利用率分別提高了35%和11%.從能源高效利用角度，該系統(tǒng)具有較大的節(jié)能潛力.

（3）環(huán)境溫度和冷凍水出水溫度均對GECDAHP的性能有顯著影響，因此在滿足用戶末端冷負荷情況下，適當提高冷凍水出水溫度有利于系統(tǒng)節(jié)能.