劉煥衛(wèi)

（煙臺大學海洋學院，山東 煙臺 264005）

燃氣熱泵制冷性能試驗及余熱利用分析

劉煥衛(wèi)

（煙臺大學海洋學院，山東 煙臺 264005）

為進一步提高能源利用率和提升低品位余熱的品質，實現(xiàn)能量梯級利用，針對燃氣機熱泵系統(tǒng)開展了制冷性能實驗及余熱驅動的有機朗肯循環(huán)理論仿真研究。結果表明：燃氣機熱泵系統(tǒng)制冷量、發(fā)動機余熱以及發(fā)動機一次能耗均隨燃氣發(fā)動機轉速升高而增大；性能系數(shù)(COP)及一次能源利用率(PER)隨蒸發(fā)器進水溫度的升高而增大，但隨發(fā)動機轉速升高而降低。COP和PER分別高于6.0和1.1。在蒸發(fā)溫度60～86℃范圍內，以R245fa作為有機工質的有機朗肯循環(huán)熱力學第一定律熱力效率為 7.39%～10.95%，熱力學第二定律?效率為 42.65%～52.25%。

燃氣機熱泵；有機朗肯循環(huán)；余熱回收；熱力學；性能試驗；計算機模擬

引 言

燃氣機熱泵系統(tǒng)采用清潔能源天然氣（或其他潔凈能源，如沼氣）為一次能源輸入，為建筑物提供冷、熱及生活熱水的節(jié)能環(huán)保型設備。因有效回收和利用燃氣發(fā)動機產(chǎn)生的缸套和廢氣余熱，其性能系數(shù)COP（coefficient of performance）和一次能源利用率PER（primary energy ratio）較電驅動熱泵有了大幅提高。其中，缸套余熱以冷卻水為介質，水溫一般為70～90℃，廢氣余熱以煙氣為介質，溫度為 450～700℃[1-5]。目前，針對燃氣機熱泵余熱的研究發(fā)現(xiàn)，燃氣發(fā)動機產(chǎn)生的大量的余熱（缸套余熱和廢氣余熱）主要用于輔助供暖或者提供生活熱水，其低品位能源的品質沒有得到進一步的提升[6-8]。

Ji等[9]對采用 LiFePO4電池的燃氣機熱泵與常規(guī)燃氣機熱泵進行了性能分析；Wu等[10]對采用沼氣發(fā)動機熱泵系統(tǒng)進行了實驗研究，最大性能系數(shù)COP和一次能源利用率PER分別為4.2和1.4。Liu等[11]對采用蒸發(fā)式冷凝器的燃氣機熱泵制冷性能進行了實驗研究，對比傳統(tǒng)風冷冷凝器，應用蒸發(fā)式冷凝器的燃氣熱泵性能得到大幅提高。

有機朗肯循環(huán)ORC（organic Rankine cycle）具有效率高、環(huán)境友好、結構簡單等優(yōu)點，是實現(xiàn)低品位熱能品質提升的方法和途徑之一[12-14]。Wang等[15]通過Matlab和REFPORP建立相關模型對有機朗肯循環(huán)的工作流體進行了研究；Zhang等[16]對亞臨界有機朗肯循環(huán)和超臨界發(fā)電的性能進行對比并對參數(shù)進行了優(yōu)化分析；Yamada等[17]對新型制冷劑HFO-1234yf作為循環(huán)工質對低品位能源的有機朗肯循環(huán)進行了熱效率的研究；張紅光等[18]基于有機工質R245fa和單螺桿膨脹劑作為動力輸出裝置，采用有機朗肯循環(huán)ORC對發(fā)動機排氣余熱回收研究。

如前所述，燃氣機熱泵系統(tǒng)可實現(xiàn)制冷和制熱功能。燃氣熱泵系統(tǒng)回收缸套和廢氣余熱可用于輔助供熱和生活熱水。但是，其回收低品位余熱的品質沒有進一步提升，某種程度上限制了其廣泛應用。為進一步實現(xiàn)燃氣熱泵能量的梯級利用，本文將低品位余熱通過 ORC循環(huán)轉化為高品質的電能，實現(xiàn)燃氣熱泵能量的梯級利用。基于此，本文對燃氣熱泵系統(tǒng)進行了制冷性能實驗研究和發(fā)動機余熱驅動的 ORC計算機建模，重點分析了燃氣熱泵制冷量、發(fā)動機余熱、發(fā)動機一次能耗、性能系數(shù)以及一次能源利用率隨燃氣發(fā)動機轉速以及蒸發(fā)器進水溫度的變化規(guī)律；R245fa作為有機工質的有機朗肯循環(huán)熱力學第一定律熱力效率和熱力學第二定律?效率。

1 燃氣機熱泵實驗裝置

圖1為燃氣機熱泵及余熱驅動的有機朗肯循環(huán)系統(tǒng)結構原理。本系統(tǒng)是由燃氣機熱泵系統(tǒng)及其余熱 ORC發(fā)電系統(tǒng)組成。主機是由燃氣發(fā)動機驅動一套壓縮式熱泵系統(tǒng)，向用戶供冷或者供暖，燃氣發(fā)動機產(chǎn)生的缸套和廢氣余熱通過換熱器進行回收，并作為ORC循環(huán)的低溫熱源進行發(fā)電。

圖1 燃氣機熱泵及ORC系統(tǒng)原理Fig. 1 Schematic diagram of gas engine heat pump and ORC system

燃氣機熱泵實驗臺實物如圖2所示。

該系統(tǒng)包括兩個相對獨立的循環(huán)：發(fā)動機驅動熱泵循環(huán)及發(fā)動機余熱驅動的 ORC循環(huán)系統(tǒng)。發(fā)動機驅動熱泵循環(huán)工作原理為：制冷劑（R134a）在蒸發(fā)器內吸熱汽化，經(jīng)四通換向閥后進入壓縮機吸氣口，制冷劑氣體在壓縮機被壓縮，其壓力升高后，排入冷凝器。被冷凝為液體的制冷劑經(jīng)膨脹閥后再循環(huán)回到蒸發(fā)器。其中，蒸發(fā)器冷凍水側進出口溫度及流量被實時記錄。發(fā)動機余熱驅動的ORC循環(huán)系統(tǒng)工作原理為：發(fā)動機缸套和廢氣余熱通過缸套換熱器和廢氣余熱換熱器進行回收，作為ORC循環(huán)的驅動熱源。ORC系統(tǒng)包括工質泵、蒸發(fā)器、儲液罐、透平機、發(fā)電機、冷凝器等。有機工質在蒸發(fā)器內定壓與燃氣發(fā)動機產(chǎn)生的缸套和廢氣余熱進行換熱；高溫高壓的氣態(tài)有機工質進入透平機膨脹做功，帶動發(fā)電機進行發(fā)電；透平機尾部排出的有機工質進入冷凝器并定壓冷凝；有機工質冷凝器出口為液態(tài)進入儲液罐；再由工質泵送入蒸發(fā)器完成一次發(fā)電循環(huán)。

圖2 燃氣機熱泵實物照片F(xiàn)ig. 2 Photo of gas engine heat pump system

燃氣熱泵系統(tǒng)的主要設備參數(shù)如表1所示。

表1 燃氣熱泵設備規(guī)格參數(shù)Table 1 Equipment specification parameters of gas engine heat pump system

2 系統(tǒng)數(shù)據(jù)分析

燃氣發(fā)動機的轉速和扭矩保持不變時，發(fā)動機處于穩(wěn)態(tài)工況。燃氣發(fā)動機的一次能耗由天然氣的流量以及其低位熱值通過式（1）計算可得

式中，Qgas為發(fā)動機的一次能耗, kW；mgas為天然氣流量，m3·s?1；LFL為天然氣低位熱值，kJ·m?3。

燃氣機熱泵系統(tǒng)制冷量，在忽略蒸發(fā)器熱損失情況下，系統(tǒng)制冷量如下

式中，Qe為系統(tǒng)制冷量，kW；mw為冷卻水質量流量，kg·s?1；tout和 tin分別為蒸發(fā)器出、進水溫度，K。

系統(tǒng)余熱包括缸套余熱和煙氣余熱。發(fā)動機穩(wěn)定在某一工況時，基于能量守恒原理，通過測量發(fā)動機冷卻水流量、進出口溫度、煙換熱器水流量和進出口溫度，根據(jù)采集的相關數(shù)據(jù)，可得到缸套和廢氣余熱。

燃氣機熱泵缸套余熱量

燃氣機熱泵廢氣余熱量

式中，mcj和mexh分別為缸套換熱器和廢氣換熱器冷卻水流量，kg·s?1；cpw為水的比熱容，kJ·kg?1·K?1；Tcj,in和Tcj,out分別為冷卻水進、出缸套換熱器溫度，K；Texh,in、Texh,out分別為冷卻水進、出廢氣換熱器溫度，K。

壓縮機軸功率可根據(jù)制冷系統(tǒng)制冷劑流量、壓縮機吸氣和排氣口比焓值計算

式中，mr為熱泵系統(tǒng)制冷劑質量流量，kg·s?1；hin和 hout分別為制冷劑在壓縮機吸氣和排氣比焓值，kJ·kg?1；ηm為壓縮機軸效率，0.9。

與常規(guī)電動熱泵相比，由于回收發(fā)動機余熱，對整個燃氣機熱泵系統(tǒng)，定義系統(tǒng)的性能系數(shù)COPt如（6）式所示，一次能源利用率PERt通過式（7）求解。

通過上位機采集的數(shù)據(jù)，聯(lián)立式(5)可對燃氣機熱泵性能參數(shù)進行計算分析。

3 結果與討論

3.1 燃氣熱泵制冷性能結果

在環(huán)境溫度32.0℃的條件下，實驗研究了燃氣熱泵系統(tǒng)性能參數(shù)（制冷量、缸套和廢氣余熱、發(fā)動機一次能耗、性能系數(shù)以及一次能源利用率）隨燃氣發(fā)動機轉速（1200～1800 r·min?1）和蒸發(fā)器進水溫度（12～24℃）的變化規(guī)律。

圖3為制冷量隨蒸發(fā)器進水溫度和發(fā)動機轉速的變化規(guī)律。

圖3 制冷量隨蒸發(fā)器進水溫度和發(fā)動機轉速的變化規(guī)律Fig.3 Variation of cooling capacity versus evaporator water inlet temperature and gas engine speed

隨著蒸發(fā)器進水溫度從 24℃變化到 12℃，蒸發(fā)器冷凍水和制冷劑之間的溫度差將減小。因此，蒸發(fā)溫度和壓力也會隨之降低，導致燃氣熱泵制冷量下降。隨著蒸發(fā)器水入口溫度從 24℃變化到 12℃，發(fā)動機轉速為1200 r·min?1時，系統(tǒng)制冷量由34.48 kW下降到23.76 kW。由此可知，蒸發(fā)器進水溫度對燃氣機熱泵制冷量影響較為明顯。

當蒸發(fā)器進水溫度為 12℃時，發(fā)動機轉速從1200 r·min?1升高到1800 r·min?1，制冷量由23.76 kW增加到35.94 kW，增幅達到51.3%。其原因是隨著發(fā)動機轉速的升高，由燃氣發(fā)動機直接驅動的壓縮機轉速升高，制冷系統(tǒng)中制冷劑體積流量增大，進而導致系統(tǒng)制冷量升高。

圖4和圖5分別表示發(fā)動機一次能耗及發(fā)動機余熱隨蒸發(fā)器進水溫度和發(fā)動機轉速的變化規(guī)律。

圖4 發(fā)動機一次能耗隨蒸發(fā)器進水溫度和發(fā)動機轉速的變化規(guī)律Fig.4 Variation of gas engine energy consumption versus evaporator water inlet temperature and gas engine speed

圖5 發(fā)動機余熱隨蒸發(fā)器進水溫度和發(fā)動機轉速的變化規(guī)律Fig.5 Variation of waste heat versus evaporator water inlet temperature and gas engine speed

由圖4可知，發(fā)動機一次能耗隨發(fā)動機轉速的升高而增大，而受蒸發(fā)器進水溫度的影響較小。由發(fā)動機特性曲線可知，發(fā)動機一次能耗、發(fā)動機輸出功率均隨發(fā)動機轉速的升高而增大。蒸發(fā)器進水溫度升高，制冷系統(tǒng)蒸發(fā)溫度和蒸發(fā)壓力升高，相同冷凝壓力時，壓縮機單位功耗減小，與此同時，壓縮機吸入口處的制冷劑比體積減小，相同工況下，制冷劑質量流量增大，制冷量增大。而壓縮機功耗變化幅度較小。

如圖1所示，發(fā)動機余熱由缸套換熱器余熱和廢氣換熱器余熱兩部分組成。由圖5可知，發(fā)動機余熱受蒸發(fā)器進水溫度的影響較小。隨著蒸發(fā)器進水溫度的升高，余熱量變化呈現(xiàn)減小的趨勢，但變化幅度較小。而隨著發(fā)動機轉速升高，發(fā)動機余熱量顯著升高。進一步分析可知，在發(fā)動機轉速1600 r·min?1，蒸發(fā)器進水溫度 12℃工況下，燃氣熱泵制冷量為30.56 kW，發(fā)動機余熱為26.8 kW，發(fā)動機一次能耗為47.9 kW。回收的發(fā)動機余熱占發(fā)動機一次能耗的比例為55.9%。

圖6為性能系數(shù)COPt隨蒸發(fā)器進水溫度和發(fā)動機轉速的變化規(guī)律。

蒸發(fā)器進水溫度從 12℃升高到 24℃時，系統(tǒng)COP逐漸增大。這是因為，蒸發(fā)溫度升高，單位質量制冷量增大，系統(tǒng)制冷量大大增加，而壓縮機軸功率隨蒸發(fā)器進水溫度的變化而增幅較小。

COP隨著發(fā)動機的轉速增加而降低，分析原因為制冷量和余熱量的增加幅度比壓縮機軸功率和發(fā)動機一次能耗的增加幅度小。在發(fā)動機轉速 1400 r·min?1時，蒸發(fā)器進水溫度12℃工況下，系統(tǒng)性能系數(shù)COPt約為7.06。

圖6 COPt隨蒸發(fā)器進水溫度和發(fā)動機轉速的變化規(guī)律Fig.6 Variation of COPtversus evaporator water inlet temperature and gas engine speed

圖7為一次能源利用率PERt隨蒸發(fā)器進水溫度和發(fā)動機轉速的變化規(guī)律。

圖7 PERt隨蒸發(fā)器進水溫度和發(fā)動機轉速的變化規(guī)律Fig.7 Variation of PERtversus evaporator water inlet temperature and gas engine speed

燃氣熱泵系統(tǒng)制冷量隨著蒸發(fā)器進水流量的增大而升高，而發(fā)動機一次能耗變化幅度較小，因此，一次能源利用率隨蒸發(fā)器進水溫度的升高而增大。相同蒸發(fā)器進水溫度工況下，系統(tǒng)制冷量和發(fā)動機一次能耗均隨發(fā)動機轉速的升高而增大。但發(fā)動機一次能耗隨發(fā)動機轉速升高的增幅更大。所以，系統(tǒng)一次能源利用率PERt隨發(fā)動機轉速升高而減小。

3.2 燃氣機余熱驅動ORC循環(huán)

燃氣發(fā)動機產(chǎn)生的缸套和廢氣余熱通過換熱器進行回收，并作為 ORC循環(huán)的低溫熱源。燃氣機熱泵余熱ORC系統(tǒng)T-S圖如圖8所示。根據(jù)熱力學第一和第二定律，對燃氣機熱泵余熱 ORC系統(tǒng)建立能量和?計算機仿真模型。在熱力學計算過程中，做如下假設：忽略系統(tǒng)管路、蒸發(fā)器和冷凝器中工質的壓降；每一組成部件認為是一個穩(wěn)態(tài)穩(wěn)定流動系統(tǒng)。

圖8中，1-2為工質在透平內實際膨脹做功過程，1-2s為工質在透平等熵膨脹做功過程；2(2s)-3-4在冷凝器中冷凝的過程；4-5為工質在工質泵中實際壓縮過程，4-5s為等熵壓縮過程；5(5s)-6-1為工質在蒸發(fā)器內加熱到飽和狀態(tài)過程。

圖8 ORC系統(tǒng)T-S圖Fig.8 T-S diagram of ORC system

熱力學第一定律效率

熱力學第二定律效率

式中，Wt為膨脹機輸出功，kW；Wp為工質泵功耗，kW；eQ′為ORC循環(huán)的工質在蒸發(fā)器內吸熱量，kW；TL為冷源的平均溫度，K；TH為熱源的平均溫度，K。

燃氣機熱泵余熱 ORC系統(tǒng)熱力計算過程中，膨脹機等熵效率、機械效率以及膨脹比分別為0.88、0.98和5.5；泵的等熵效率為0.8；冷凝溫度為299 K；環(huán)境溫度為298 K；針對R245fa和R123兩種有機工質，分析了蒸發(fā)溫度對熱力學第一定律熱效率和熱力學第二定律?效率的關系。

圖9為系統(tǒng)熱效率隨蒸發(fā)溫度的變化規(guī)律。由圖可知，熱力學第一定律熱效率隨著蒸發(fā)溫度的升高而升高。在蒸發(fā)溫度 60℃時，有機工質 R245fa和R123的熱效率分別為7.39%和7.89%，而當蒸發(fā)溫度為86℃，熱效率升高至10.95%和11.31%，增幅分別為48.2%和43.3%。

系統(tǒng)?效率是基于熱力學第二定律的一種性能表示，圖10為在冷凝溫度299K條件下，系統(tǒng)?效率隨蒸發(fā)溫度的變化規(guī)律。由圖可知，熱力學第二定律?效率隨著蒸發(fā)溫度的升高而升高。在圖示蒸發(fā)溫度范圍內，有機工質R245fa和R123的系統(tǒng)?效率范圍為 42.65%～52.25%和 43.26%～54.24%，提高系統(tǒng)蒸發(fā)溫度和降低冷凝溫度可使有機朗肯循環(huán)?效率升高。

圖9 系統(tǒng)熱效率隨蒸發(fā)溫度的關系Fig.9 Variation of system thermal efficiency with evaporative temperature

圖10 系統(tǒng)?效率隨蒸發(fā)溫度的關系Fig.10 Variation of system exergy efficiency with evaporative temperature

4 結 論

為進一步提高能源利用率和提升低品位余熱的品質，實現(xiàn)能量梯級利用。本文針對燃氣機熱泵系統(tǒng)開展了制冷性能實驗及余熱驅動的有機朗肯循環(huán)理論仿真研究。對燃氣機熱泵制冷性能進行了實驗研究，并針對 ORC循環(huán)分析了熱力學第一定律熱效率和熱力學第二定律?效率。主要結論如下。

（1）提出了一種燃氣機熱泵與余熱驅動的ORC系統(tǒng)。燃氣機熱泵系統(tǒng)制冷量、發(fā)動機余熱以及發(fā)動機一次能耗均隨燃氣發(fā)動機轉速升高而增大，性能系數(shù)及一次能源利用率隨蒸發(fā)器進水溫度的升高而增大，隨發(fā)動機轉速升高而降低。

（2）燃氣熱泵性能系數(shù) COP和一次能源利用率PER在實驗條件范圍內分別高于6.0和1.1。與此同時，發(fā)動機余熱占發(fā)動機一次能耗的55%左右。

（3）在蒸發(fā)溫度范圍內，有機工質 R245fa的熱力學第一定律熱力效率為7.39%～10.95%，熱力學第二定律?效率為42.65%～52.25%。

[1]LIU H W, ZHOU Q S, ZHAO H B, et al. Experiments and thermal modeling on hybrid energy supply system of gas engine heat pumps and organic Rankine cycle[J]. Energy and Buildings, 2015, 87(1): 226-232.

[2]王明濤, 劉煥衛(wèi), 張百浩. 燃氣機熱泵供熱性能規(guī)律的理論和實驗研究[J]. 化工學報, 2015, 66(10): 3834-3840. WANG M T, LIU H W, ZHANG B H. Theoretical and experimental study on heating performance of gas engine-driven heat pump[J]. CIESC Journal, 2015, 66(10): 3834-3840.

[3]劉煥衛(wèi), 楊昭, 王明濤. 燃氣機熱泵系統(tǒng)的制冷性能[J]. 天津大學學報, 2011, 44(7): 645-649. LIU H W, YANG Z, WANG M T. Cooling performance of gas engine-driven heat pump system[J]. Journal of Tianjin University, 2011, 44(7): 645-649.

[4]王明濤,劉煥衛(wèi), 張百浩. 燃氣機熱泵變容量調節(jié)制冷性能試驗[J].農業(yè)工程學報, 2015,31(18): 107-113. WANG M T, LIU H W, ZHANG B H. Performance of cooling capacity adjustment in gas engine-driven heat pump [J]. Transactions of the CSAE, 2015, 31(18): 107-113.

[5]吳集迎. 沼氣熱泵系統(tǒng)設計及其經(jīng)濟性分析[J].農業(yè)機械學報, 2006, 37(12): 114-117. WU J Y. System design and economic analysis of absorption heat pump driven by biogas[J]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2006, 37(12): 114-117.

[6]劉煥衛(wèi), 楊昭, 王明濤. 燃氣機熱泵部分負荷特性的實驗研究[J].熱能動力工程, 2011, 26(5): 523-527. LIU H W, YANG Z, WANG M T. Experimental study of gas engine heat pump part-load[J]. Journal of Engineering for Thermal Energy and Power, 2011, 26(5): 523-527.

[7]王明濤, 楊昭, 陳軼光. 燃氣機熱泵余熱利用理論分析[J]. 農業(yè)機械學報, 2011, 42(1): 35-38. WANG M T, YANG Z, CHEN Y G. Recovery of waste heat of gas engine heat pump[J]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2011, 42(1): 35-38.

[8]CHEN Y G, YANG Z, WU X, et al. Theoretical simulation and experimental research on the system of air source energy independence driven by internal-combustion engine[J]. Energy and Buildings, 2011, 43: 1352-1358.

[9]JI W X, CAI L, MENG Q K, et al. Experimental research and performance study of a coaxial hybrid-power gas engine heat pump system based on LiFePO4battery[J]. Energy and Buildings, 2016, 113: 1-8.

[10]WU J Y, MA Y M. Experimental study on performance of a biogas engine driven air source heat pump system powered by renewable landfill gas[J]. International Journal of Refrigeration, 2016, 62(2):19-29.

[11]LIU H W, ZHOU Q S, ZHAO H B. Experimental study on cooling performance and energy saving of gas engine-driven heat pump system with evaporative condenser[J]. Energy Conversion and Management, 2016, 123(1): 200-208.

[12]FREDY V, SWGOVIA J J, MARTIN M C, et al. A technical, economical and market review of organic Rankine cycles for the conversion of low-grade heat for power generation[J]. Renewable and Sustainable Energy Reviews, 2012, 16: 4175-4189.

[13]GUZOVIC Z, LONCAR D, FERDEIJI N. Possibilities of electricity generation in the Republic of Croatia by means of geothermal energy[J]. Energy, 2010, 35: 2429-2440.

[14]FRANCO A. Power production from a moderate temperature geothermal resource with regenerative organic Rankine cycles[J]. Energy for Sustainable Development, 2011, 15: 411-419.

[15]WANG E H, ZHANG H G, FAN B Y, et al. Study of working fluid selection of organic Rankine cycle (ORC) for engine waste heat recovery[J]. Energy, 2011, 36: 3406-3418.

[16]ZHANG S J, WWANG H X, GUO T. Performance comparison and parametric optimization of subcritical organic Rankine cycle (ORC) and transcritical power cycle system for low-temperature geothermal power generation[J]. Applied Energy, 2011, 88: 2740-2754.

[17]YAMADA N, MOHAMD M N A, KIEN T T. Study on thermal efficiency of low-to medium-temperature organic Rankine cycles using HFO-1234yf[J]. Renewable Energy, 2012, 41: 368-375.

[18]張紅光, 劉彬, 陳研, 等. 基于單螺桿膨脹機的發(fā)動機排氣余熱回收系統(tǒng)[J].農業(yè)機械學報, 2012, 43(5): 27-31. ZHANG H G, LIU B, CHEN Y, et al. Engine waste heat recovery based on single screw expander[J]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2012, 43(5): 27-31.

Cooling performances of gas engine heat pump system and analysis of waste heat utilization

LIU Huanwei
(School of Ocean, Yantai University, Yantai 264005, Shandong, China)

In order to improve the energy efficiency, convert the low-grade waste heat into the high-grade electricity and achieve the purpose of energy cascade utilization, the experiments on cooling performance of gas engine heat pump system (GHEP) and theoretical simulation of organic Rankine cycle (ORC) were investigated. The results showed that the cooling capacity, gas engine waste heat and gas engine energy consumption were increased with the increasing of gas engine speed, the coefficient of performance (COP) and primary energy ratio (PER) were increased with the increasing of evaporator water inlet temperature, but decreased with the increasing of gas engine speed. On the other hand, the energy and exergy of the first and the second laws of thermodynamics with R245fa as working fluid were 7.39%—10.95% and 42.65%—52.25%, respectively in the range of evaporating temperature 60—86℃.

gas engine heat pump; organic Rankine cycle; waste heat recovery; thermodynamics；performance testing; computer simulation

LIU Huanwei, hwliu@ytu.edu.cn

TK 11

：A

：0438—1157（2017）01—0050—07

10.11949/j.issn.0438-1157.20160763

2016-06-02收到初稿，2016-07-26收到修改稿。

聯(lián)系人：劉煥衛(wèi)（1982—），男，博士，講師。

山東省自然科學基金項目（ZR2015EL033，ZR2014EL029）。

Received date: 2016-06-02.

Foundation item: supported by the Natural Science Foundation of Shandong Province (ZR2015EL033, ZR2014EL029).