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燃氣機熱泵供熱過程的計算與分析

作者:亚美真人来源:[亚美真人公司]访问:457时间:2019-12-08

自然氣發動機驅動的熱泵機組(Gas Engine-Driven Heat Pump,以下簡稱燃氣機熱泵)已在日本、美國和歐洲等國家得到了廣泛的利用,然而在我國,這類熱泵尚未開始推廣利用。隨著西氣東輸工程的順利進行,和電力峰穀差日益嚴重,以自然氣作為製冷空調設備能源的燃氣機熱泵的利用開始受到重視。由於燃氣機熱泵冬季供熱時引進了自然氣發動機的缸套和廢氣的餘熱,是以,在供熱模式下燃氣機熱泵與普通的電驅動熱泵有較大的區別。本文對一台自然氣發動機的餘熱產生規律進行了實驗研究,並應用能量守恒的道理建立了燃氣機熱泵係統的穩態計算的模型。通過計算,分析了燃氣機熱泵冬季供熱過程的特點及運行能耗。 2 燃氣機熱泵供熱過程的計算模型

本文所討論的燃氣機熱泵道理和係統循環過程如圖1所示,該燃氣機熱泵屬空氣-水熱泵機組,可進行供熱和製冷循環。進行供熱循環時,三通閥1和2均切換到餘熱回收的位置,熱水吸收板式換熱器熱量後繼續吸收發動機餘熱,然後將熱量輸送到熱用戶。由於燃氣機的餘熱對熱泵的供熱影響較大,是以本文首要討論燃氣機熱泵的供熱循環。

2.1 發動機餘熱計算模型

由於發動機工作過程比較複雜,很難用純粹的數學關係推導出發動機的餘熱計算模型 。一些文獻[1,2]提供了發動機餘熱的計算公式,但這些計算公式的通用性較差,僅適合於某一型式的發動機。本文采用實驗的辦法得到實際利用的燃氣機熱泵係統模型中所需的發動機餘熱數據。通過測出有關物理量,可以間接地計算出發動機的餘熱量。

穩態工況下,發動機的工作狀況同發動機的轉速和轉矩有關。當發動機的轉速和轉矩一定時,發動機的工作狀況便確定。實驗時,將發動機穩定在某一工作狀況,然後測出發動機冷卻水流量,冷卻水進出口溫度,廢氣排氣溫度,自然氣流量,過量空氣係數等數據 。根據這些數據可以計算得到發動機的餘熱數據。圖2~5為實驗數據經過換算後得到的結果。

從實驗結果可知 ,發動機的缸體的餘熱量、廢氣流量和排氣溫度隨著轉速和扭矩的增加而增加。由於發動機冷卻水循環泵由發動機帶動,是以冷卻水的流量僅同轉速有關 。對上述結果通過曲麵插值和線性擬合的辦法可以得到其它非測試狀況點下的物理量 ,從而得到發動機餘熱計算所需的數據 。

在得到有關發動機熱力計算數據的基礎上,可對發動機熱回收係統建立熱平衡關係,若不考慮熱量損失,那麽對缸套熱回收器來說,應滿足式中,Qcj為缸套熱回收器回收的熱量(kW) ,cpw為水的比熱(kJ/kg·℃),mw為供熱熱水的流量(kg/s),tw2、tw3分別為進出缸套熱回收器的供熱熱水溫度(℃),Kcj為缸套熱回收器的傳熱係數(kW/m2·℃),△Tm,,cj為缸套熱回收器的對數均勻溫差(℃),mcj為發動機冷卻水的流量(kg/s),tcj,in、tcj,out為進出缸套熱回收器的發動機冷卻水溫度(℃)。同樣對廢氣熱回收器來說,應滿足式中,Qeg為廢氣熱回收器回收的熱量(kW),tw3 、tw4分別出廢氣熱回收器的供熱熱水溫度(℃) ,Keg為廢氣熱回收器的傳熱係數(kW/m2·℃),△Tm,eg為廢氣熱回收器的對數均勻溫差(℃),meg為廢氣的流量(kg/s),teg,in、teg,out為進出廢氣熱交換器的廢氣溫度(℃)。

發動機的功率和轉速和轉矩之間存在如下關係

式中 ,P為發動機軸功率(kW),M為轉矩(N·m),n為轉速(kr/min)。

燃料的一次能消耗可以通過燃料的消耗量和燃料的高熱值來計算

式中,Qp為一次能耗(kW) ,mfuel為自然氣的流量(kg/s),r為自然氣的高熱值(kJ/kg)。

2.2 熱泵係統計算模型

熱泵係統的熱力模型首要考慮壓縮機、蒸發器、冷凝器三大部件的能量平衡關係,節流過程以為是盡熱過程 。若忽略係統的熱損失,那麽壓縮機的排熱量、冷凝器的換熱量和熱水的吸熱量應當相等,同樣壓縮機的產冷量、蒸發器的換熱量和室外空氣的放熱量也應當相等。

對壓縮機來說,可以通過製造廠家提供的樣本數據擬合得到壓縮機的產冷量和排熱量同冷凝溫度,蒸發溫度及壓縮機轉速之間的關係。以下是根據某開啟式壓縮機樣本[3]擬合的出壓縮機的計算公式

式中,Qe、Qc分別為產冷量和排熱量(kW),Te、Tc分別為蒸發溫度和冷凝溫度(℃) ,

Q0為壓縮機在標準工況下的製冷量(kW) 。由此可以得到壓縮機的輸進功率

考慮發動機和壓縮機傳動過程功率損失,則

其中,η為傳動效率。

對於翅片管換熱器(蒸發器)和板式換熱器(冷凝器)傳熱過程,應滿足

以上兩式中,K指換熱器的傳熱係數(kW/m2·℃),F為換熱器的傳熱麵積(m2),

△Tm換熱器的對數均勻溫差(℃) ,下標e和c分別代表蒸發器和冷凝器。

經過室外翅片管換熱器的空氣應滿足

式中,cpa為空氣的比熱(kJ/kg·℃) ,ma為空氣的流量(kg/s),ta,in和ta,out分別為進出蒸發器的空氣溫度(℃) 。

而經過板式換熱器的熱水應滿足

式中,tw1為進板式換熱器的熱水溫度(℃)。

對於供熱模式來說,熱泵的供熱量由三個部分構成,一部分是來自熱泵冷凝器(即板式換熱器)的熱量,另兩部分分別來自發動機缸體和廢氣中的餘熱,是以,燃氣機熱泵的總供熱量為

ξ為不同室外溫度下除霜對熱泵製熱量的修正,可采用文獻[4]指出的係數進行修正 。

2.3 模型的求解

在燃氣機熱泵的結構參數確定 ,風機風量和水泵流量已知的情況下,聯立上述所有方程便可以對模型進行求解。該模型有兩種求解方式:(1)如給定發動機的轉速,那麽可以得到該轉速下燃氣機供熱能力;(2)如給定係統要求的供熱能力,那麽可以計算出要求的供熱能力下燃氣機熱泵轉速。然後相應地可以得到燃氣機熱泵能耗、餘熱等其它量。由於風機水泵的能耗占係統能耗的比重相對較小,且固定不變,是以計算中不涉及這部分能耗。

3 燃氣機熱泵供熱過程計算與分析

3.1 供熱季節的熱負荷的計算

本文的目的首要是對燃氣機熱泵在全部供熱季節的工作性能進行計算和分析,是以必須首先確定建築的熱負荷。為便於計算,假設某建築的熱負荷僅僅由室內外溫差引發,那麽在已知室內設計溫度tn和室外設計溫度tout,d和設計負荷Qd的情況下,可以計算出任意室外溫度tout下該建築的熱負荷Qx

3.2 燃氣機熱泵供熱過程特點

燃氣機熱泵一個突出的優點是就是燃氣機有良好的調速性能,即當負荷變動時,可以通過調節燃氣機的供氣量來調節燃氣機熱泵的轉速,以實現部分負荷下燃氣機熱泵供熱能力的調節。需要指出的是,燃氣機熱泵的速度調節是有限製的,並不能任意調節,這與發動機和壓縮機的工作特性有關。

實驗得到的發動機速度-轉矩特性曲線 ,即發動機的外特性曲線 ,和計算得到壓縮機的速度-轉矩特性曲線。圖中實線表示發動機在不同轉速下能提供的最大轉矩,而虛線表示負荷變動時壓縮機正常工作需要的轉矩。從圖中看出,當發動機轉速低於1200r/min時,發動機的最大轉矩已不足於提供壓縮機所需的轉矩,此時燃氣機熱泵已無法正常工作 。是以,實際應用中,發動機存在一個最小穩定轉速,燃氣機熱泵通過轉速進行能量調節時,轉速不能低於這一最小穩定轉速。根據這一情況,為保證機組的穩定性,本文計算中最小穩定轉速取1400r/min,而低於這一轉速時采用壓縮機卸缸的辦法進行壓縮性能量調節。

不同室外溫度下的燃氣機熱泵熱負荷 、供熱量、發動機的餘熱量、係同一次能耗的變化關係。圖8表示一次能利用率的變化規律,其中一次能源利用率PER的定義為係統實際所獲得的熱量與係統消耗一次能的比值

(19)上式中 ,min(Qx,Qtotal)表示當係統供熱量大於熱負荷時,以熱負荷作為實際獲得的熱量,而供熱量小於熱負荷時,以係統供熱量作為實際獲得的熱量。從圖7和圖8中可以看出:

(1)燃氣機熱泵供熱量中,發動機的廢熱占相當大的份額(約占總供熱量的1/3) 。是以,即使在溫度很低的情況下,燃氣機熱泵仍能滿足供熱要求,不會出現供熱量不足的情況 。廢熱量的大小同發動機的負荷和工作狀況很有關係。

(2)由於發動機存在最小穩定轉速題目,燃氣機熱泵在室外溫度高於2℃時出現了供熱量和熱負荷不能匹配的現象。這時候,發動機已無法通過轉速來調節係統的供熱量。計算表明,熱負荷率較高時,燃氣機熱泵具備較好的負荷調節特性,供熱量和熱負荷能較好匹配 ,係統也有較高的一次能利用率 。但隨著負荷率的降低,發動機轉速被限製在最小轉速下運行,係統的一部分供熱量被浪費,一次能利用率降低 。

(3)在負荷率較低時,采用的壓縮機卸缸的辦法進行能量調節對燃氣機熱泵能耗的改善不明顯。從本文的計算結果來看,采用壓縮機卸缸的能量調節方式後,一定程度上克服了能耗上升的趨勢。進一步分析表明,能耗不能降低的啟事仍然是由於轉速被穩定在最低轉速下運行所致。是以在部分負荷較低的情況下 ,燃氣機熱泵的一次能源利用率較低 。為使機組在低負荷下節能,采用啟/停控製方式進行能量調節仍然非常必要。

3.3 燃氣機熱泵供熱的季節能耗及運行用度分析比較

若考慮各個溫度下空調運行的累積時間,可以計算出燃氣機熱泵冬季運行時的能耗。根據上海地區空調運行期間室外溫度頻率表[5]計算的燃氣機熱泵在冬季各個溫度下的運行能耗。可以看出能耗較高的點集中在室外溫度為5~10℃的區域,這是由於這個溫度區域空調運行小時數很多。將各個溫度下的能耗值累加起來,可得到全部供熱季節燃氣機熱泵的能耗量。

燃氣機熱泵能耗計算的另一目的是考<1頁

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