供冷范文10篇

供冷范文篇1

[关键词]辐射采暖供冷节能辐射换热

一、辐射换热及国内应用情况

辐射换热与传统散热器或空调送风在传热原理上有所不同，前者以辐射传热为主，对流换热为辅，是一种对房间热微气候进行调节的节能采暖系统；后者则是以对流换热为主，辐射传热为辅，易造成对人体的冷辐射，降低人体舒适度，还会使室内空气急剧流动，增加粉尘飞扬机率，使室内卫生条件变差。因辐射换热具有散热均匀使人热感舒适，而且具有管理方便、不占用使用面积、卫生条件好、无噪声、节能、维修量小等优点，近几年我国很多地区已广泛采用，特别是各种新型保温材料和塑料管材的出现，管材价格的下降，都加速了低温热水地板辐射采暖在我国的发展。该系统特别适用于大开间、矮式窗、热媒温度低、装修要求高的建筑物，因系统可以进行局部调节和分户控制、分户计量的功能，如今在住宅中也得到广泛的应用，已成为目前我国常用的供暖形式之一。

二、辐射采暖与供冷

辐射采暖(供冷)的定义为；主要依靠供热(冷)部件与围护结构内表面之间的辐射换热向房间供热(冷)的采暖(供冷)方式。

辐射采暖时热表面向维护结构内表面和室内设施散发热量，辐射热量部分被吸收，部分被反射，反射到热表面的部分，还要产生二次辐射，二次辐射最终也被围护结构和室内设施所吸收。辐射采暖同对流采暖相比提高了围护结构内表面温度(高于房间空气的温度)，因而与其它散热设施相比可降低供水温度，达到节能，并创造了一个对人体有利的热环境，减少了人体向围护结构内表面的辐射换热量，舒适度增加。

辐射供冷与辐射采暖原理基本相同，辐射供冷时，房间各围护结构内表面温度低于室内空气温度，降低了户内空间、物体和人体的温度，达到了供冷效果。目前最常用的辐射供冷形式是顶面式辐射板——冷却吊顶。这种辐射供冷方式施工安装和维护方便，不影响室内设施的布置，不易破坏辐射板和不易影响其供冷效果。由于冷却吊顶从房间上部供冷，可降低室内垂直温度梯度，避免“上热下冷”的现象，因此，珍重供冷方式能为人们提供较高的舒适感。另外冷却吊顶无除湿功能，不宜单独使用，通常与新风(经冷却去湿处理后的室外空气)系统结合在一起使用。

三、辐射采暖(供冷)与建筑节能的关系

谈建筑节能不研究辐射采暖、供冷是不可能的，建筑节能这里既包含建筑建设时的节能，也包含建筑使用阶段的节能。也就是说，这里既包括建筑的设计技术(优化设计)施工工艺、建筑产品、购件材料的节能，也包括供冷供热方式的节能。在建筑总能耗中，建筑建设能耗约占20%，使用阶段能耗约占80%。二者虽然能耗比例差距很大，但确是互为作用，相辅相成的。既可相互叠加，也能相互抵消。1.辐射采暖(供冷)。合理利用太阳能、潮能、风能、地热能、生物能等一次可再生能源及煤、石油、燃气等一次不可再生能源以及电、余热等二次能源，特别是大力开发利用低品位自然冷热源；科学选择冷热兼容的直燃机热泵，太阳能空调等前端设备，为用户终端夏季提供18℃-22℃中温冷水、冬季提供35℃-45℃低温热水，通过末端模板辐射系统实现冬季辐射供暖，夏季辐射供冷，也可常年供应生活用热水，其中热辐射模板系统已成功地应用在地面辐射供暖的工程实践中。辐射供冷在法国、德国、丹麦、泰国等国家已广泛应用。我国在新疆等地也有应用先例。在限定的供冷温度和供冷时间的条件下，冷辐射的基面未出现任何结露现象。因此本辐射供冷暖系统对于辐射供冷来说，采用提高供冷温度(18℃-22℃)增加辐射面积，加大供冷水流量，缩小供回水温差的办法，达到既能保证供冷冷量满足室内供冷效果，又能不冷凝结露。如果在湿度较大地区或环境温度较高的地区和季节，末端适当配置风机盘管系统，新风置换系统或净化去湿装置，即可提高供冷效果，缓解结露发生，也可改善室内空气质量。公务员之家

另外，用这满足冷负荷的同一供冷辐射面积去辐射供暖，供暖温度可降低20-30%，达到35℃-40℃。比单一的低温辐射地面供暖更加节能。

2.建筑节能。建筑的规划设计、施工图设计的优化组合，施工中新技术、新工艺的应用，建筑结构的构件、新产品、新材料的选择都无不考虑保温、隔热，辐射、防辐射等与辐射紧密相关的因素。

①施工图的优化设计——考虑环保节能，达到环保标准，节能标准。

②屋面的保温、防辐射——由选材与施工保证。

③外墙保温、隔热、防辐射——由选材与施工保证。

④外门窗的热反射、热辐射——由选材与安装来保证。

⑤墙体空心砖，其它轻体材料的选择与施工。

3.相互关系

冷暖辐射——生活能耗(即建筑使用期能耗)与建筑节能——建筑能耗(建筑建设期能耗)是建筑总能耗的两个部分。两者是相互作用，相互弥补的统一体。没有一个高标准的节能显著的建筑围护结构，使用期的能耗既降不下来，也更不会有一个良好的供冷供暖环境。反之，建筑节能标准再高，没有一个低能耗的供冷供暖系统，也达不到理想的供冷供暖的效果。因此，只有深入研究辐射原理及辐射能的应用，把冷暖辐射和建筑节能做为一个完整的课题集中研究，统筹考虑，建筑总能耗才能按照以下趋势:高能耗→低能耗→超低能耗→微能耗→零能耗，发展。

四、辐射换热存在的问题

在当前的应用阶段，辐射换热存在一些问题，以地温地板辐射采暖工程为例，存在一下几种问题:(1)室内偏热；(2)地面温度偏高；(3)地面温度分布不均匀等。经过了解发现设计中存在一些问题，下面对室内温感偏高做一简单分析。

供冷范文篇2

[关键词]辐射采暖供冷节能辐射换热

一、辐射换热及国内应用情况

辐射换热与传统散热器或空调送风在传热原理上有所不同，前者以辐射传热为主，对流换热为辅，是一种对房间热微气候进行调节的节能采暖系统；后者则是以对流换热为主，辐射传热为辅，易造成对人体的冷辐射，降低人体舒适度，还会使室内空气急剧流动，增加粉尘飞扬机率，使室内卫生条件变差。因辐射换热具有散热均匀使人热感舒适，而且具有管理方便、不占用使用面积、卫生条件好、无噪声、节能、维修量小等优点，近几年我国很多地区已广泛采用，特别是各种新型保温材料和塑料管材的出现，管材价格的下降，都加速了低温热水地板辐射采暖在我国的发展。该系统特别适用于大开间、矮式窗、热媒温度低、装修要求高的建筑物，因系统可以进行局部调节和分户控制、分户计量的功能，如今在住宅中也得到广泛的应用，已成为目前我国常用的供暖形式之一。

二、辐射采暖与供冷

辐射采暖(供冷)的定义为；主要依靠供热(冷)部件与围护结构内表面之间的辐射换热向房间供热(冷)的采暖(供冷)方式。

辐射采暖时热表面向维护结构内表面和室内设施散发热量，辐射热量部分被吸收，部分被反射，反射到热表面的部分，还要产生二次辐射，二次辐射最终也被围护结构和室内设施所吸收。辐射采暖同对流采暖相比提高了围护结构内表面温度(高于房间空气的温度)，因而与其它散热设施相比可降低供水温度，达到节能，并创造了一个对人体有利的热环境，减少了人体向围护结构内表面的辐射换热量，舒适度增加。

辐射供冷与辐射采暖原理基本相同，辐射供冷时，房间各围护结构内表面温度低于室内空气温度，降低了户内空间、物体和人体的温度，达到了供冷效果。目前最常用的辐射供冷形式是顶面式辐射板——冷却吊顶。这种辐射供冷方式施工安装和维护方便，不影响室内设施的布置，不易破坏辐射板和不易影响其供冷效果。由于冷却吊顶从房间上部供冷，可降低室内垂直温度梯度，避免“上热下冷”的现象，因此，珍重供冷方式能为人们提供较高的舒适感。另外冷却吊顶无除湿功能，不宜单独使用，通常与新风(经冷却去湿处理后的室外空气)系统结合在一起使用。

三、辐射采暖(供冷)与建筑节能的关系

谈建筑节能不研究辐射采暖、供冷是不可能的，建筑节能这里既包含建筑建设时的节能，也包含建筑使用阶段的节能。也就是说，这里既包括建筑的设计技术(优化设计)施工工艺、建筑产品、购件材料的节能，也包括供冷供热方式的节能。在建筑总能耗中，建筑建设能耗约占20%，使用阶段能耗约占80%。二者虽然能耗比例差距很大，但确是互为作用，相辅相成的。既可相互叠加，也能相互抵消。1.辐射采暖(供冷)。合理利用太阳能、潮能、风能、地热能、生物能等一次可再生能源及煤、石油、燃气等一次不可再生能源以及电、余热等二次能源，特别是大力开发利用低品位自然冷热源；科学选择冷热兼容的直燃机热泵，太阳能空调等前端设备，为用户终端夏季提供18℃-22℃中温冷水、冬季提供35℃-45℃低温热水，通过末端模板辐射系统实现冬季辐射供暖，夏季辐射供冷，也可常年供应生活用热水，其中热辐射模板系统已成功地应用在地面辐射供暖的工程实践中。辐射供冷在法国、德国、丹麦、泰国等国家已广泛应用。我国在新疆等地也有应用先例。在限定的供冷温度和供冷时间的条件下，冷辐射的基面未出现任何结露现象。因此本辐射供冷暖系统对于辐射供冷来说，采用提高供冷温度(18℃-22℃)增加辐射面积，加大供冷水流量，缩小供回水温差的办法，达到既能保证供冷冷量满足室内供冷效果，又能不冷凝结露。如果在湿度较大地区或环境温度较高的地区和季节，末端适当配置风机盘管系统，新风置换系统或净化去湿装置，即可提高供冷效果，缓解结露发生，也可改善室内空气质量。公务员之家

另外，用这满足冷负荷的同一供冷辐射面积去辐射供暖，供暖温度可降低20-30%，达到35℃-40℃。比单一的低温辐射地面供暖更加节能。

2.建筑节能。建筑的规划设计、施工图设计的优化组合，施工中新技术、新工艺的应用，建筑结构的构件、新产品、新材料的选择都无不考虑保温、隔热，辐射、防辐射等与辐射紧密相关的因素。

①施工图的优化设计——考虑环保节能，达到环保标准，节能标准。

②屋面的保温、防辐射——由选材与施工保证。

③外墙保温、隔热、防辐射——由选材与施工保证。

④外门窗的热反射、热辐射——由选材与安装来保证。

⑤墙体空心砖，其它轻体材料的选择与施工。

3.相互关系

冷暖辐射——生活能耗(即建筑使用期能耗)与建筑节能——建筑能耗(建筑建设期能耗)是建筑总能耗的两个部分。两者是相互作用，相互弥补的统一体。没有一个高标准的节能显著的建筑围护结构，使用期的能耗既降不下来，也更不会有一个良好的供冷供暖环境。反之，建筑节能标准再高，没有一个低能耗的供冷供暖系统，也达不到理想的供冷供暖的效果。因此，只有深入研究辐射原理及辐射能的应用，把冷暖辐射和建筑节能做为一个完整的课题集中研究，统筹考虑，建筑总能耗才能按照以下趋势:高能耗→低能耗→超低能耗→微能耗→零能耗，发展。

四、辐射换热存在的问题

在当前的应用阶段，辐射换热存在一些问题，以地温地板辐射采暖工程为例，存在一下几种问题:(1)室内偏热；(2)地面温度偏高；(3)地面温度分布不均匀等。经过了解发现设计中存在一些问题，下面对室内温感偏高做一简单分析。

出现这种情况主要由以下原因引起:一是负荷确定时未考虑辐射采暖与对流采暖的区别，直接将对流采暖负荷作为辐射采暖负荷进行计算。二是有的设计人员按参考资料提供的地板散热量直接查取管间距，甚至根据经验确定管间距，而忽略了其适用条件。

根据以上两点，可以得出设计时应进行细致的计算，否则不仅偏离设计要求，而且也将造成能源浪费。

参考文献:

[1]陆亚俊.暖通空调(第二版).中国建筑工业出版社.

供冷范文篇3

关键词置换通风，混合送风，节能

AbstractBasedonthedesignandoperationcharacteristicsofdisplacementventilationandmixingairsupply,bymeansofDeSTtool,analysesoperationstatusofdisplacementventilationandmixingairsupplyinanofficebuildinginBeijingincoolairsupplyseasonrespectively.Discussesthehourlyenergyconsumptionofoperationofdisplacementventilationandmixingairsupplyunderfixedairvolumeadvariantairvolumeandthecharacteristicsoffreshairutilizationoutdoor.Resultsshowthatdisplacementventilationcansavemorethan10%ofoperationcostcomparedtomixingairsupply.

Keywordsdisplacementventilation,mixingventilation,energysaving

0引言

随着办公自动化设备的开发与利用，新型办公楼室内布局的变化以及智能化建筑的出现，置换通风空调方式以其自身在热环境、空气品质等方面的优点及在施工运行中的灵活性及经济性，历外办公建筑中的应用日趋广泛[1]。目前，置换通风在国内的研究及应用亦已起步。

置换通风形式不同于传统的混合通风形式。置换通风空间分上区和下区，下区的气流为置换气流，空气品质明显优于混合式通风。与混合通风相比[2～4]，置换通风还有通风效率高、工作区负荷低、室内垂直温度分层明显等特点，但它是否节能学术界沿有争议。因为尽管工作区负荷低可相对提高置换通风的送风温度，扩大室外新风的利用率，使冷水温度相应提高，从而降低AHU负荷并提高制冷机的COP；但基于控制工作区温度梯度的要求以及AHU回风温度显著升高的现实情况，亦有可能增加AHU负荷。Seppanen（1989年）对美国的办公建筑做了置换通风和混合送风的能耗比较[5]，就美国4个典型的气候带、两种典型的通风控制策略（VAV，CAV）、带有不同热回收部件的AHU系统等方面作了研究，内区平均冷负荷14W/m2，最大冷负荷负荷24W/m2,外区负荷约120W/m2。研究发现：置换通风的能耗很大程度上取决于控制策略和空调箱系统。一个带有热回收器、采用VAV控制的置换通风系统的能耗和混合通风系统的能耗几乎一样。Zhivov（1998年）比较了不同气候下美国一餐厅使用置换通风和混合送风的能耗[6]。考虑了两种室外空气的控制策略：定室外空气量、变室外空气量，结果发现：当定室外空气量时，置换通风节省12%～18%的能量；当变室外空气量时，置换通风节省16%～26%的能量。陈清焰等考察了美国5种典型气候条件下办公室、教室、工业厂房使用置换通风的能耗情况[4]，结果发现：与混合通风相比，置换通风系统可能消耗更多的风机能量、较少的制冷机和锅炉的能量。置换通风的总体能耗稍微小于混合通风。国内有学者曾作过上送风与下送风方式的耗冷量比较[7]，但只是基于定性分析，并没有进行逐时计算，也缺乏对不同空调系统运行模式的全面讨论。为此本文拟通过计算机逐时模拟，对此问题进行更为深入的探讨。

1研究方法

研究对象为北京某写字楼一标准办公楼层。如图1所示。室内空调设计温度为24±2℃，相对湿度为50%±10%。建筑外墙为370mm保温砖墙，屋顶采用加气混凝土保温屋面。夏季办公室内设备负荷为20W/m2，照明负荷为15m2，人员密度约0.1人/m2。混合通风楼层高度为3.5m，房间面积：Ar3-1=Ar3-3=Ar3-4=Ar3-5=700m2;Ar3-2=460m2。

以建筑热环境设计模拟软件DeST分别计算采用混合送风和置换通风两种方式供冷季的逐时负荷，并对不同的空调系统模式（定风量、变风量；定新风比、变新风比以及定送风状态或变送风状态等）进行逐时模拟。模拟结果包括AHU的逐时送风状态、送风量、新风比例β、逐时能耗以及各房间的逐时风量及室内温度等。根据AHU负荷，对冷水侧取一固定的综合COP（一般为1.8～2.5，本文取为2），即可得到水侧的总能耗；在风侧，分别考虑定风量系统和变风量系统下风机的效率以及风机压头，根据逐时的总送风量即可得到风机的侧总能耗；由此可得整个系统的总能耗并进行分析比较。

模拟计算说明如下：

①混合送风和置换通风两种方式所处理的房间总负荷相同。

②不同情况下进行模拟计算时，室外逐时气象情况相同。

③考虑到置换通风效率较高，因此其所需的新风量应小于混合送风，本文取置换通风和混合送风的效率分别为1.25和1。根据空调办公房间的空气品质要求，不同系统类型下混合送风和置换通风的新风设定如表1。

表1新风比的设定

混合送风置换通风

定风量系统

固定新风比β2520

可变新风比β最小25最大100最小20最大100

变风量系统

固定新风比β2520

可变新风比β最小25最大100最小20最大100

④置换通风最大送风温差为5℃，混合送风的最大送风温差为8℃，即二者相应的最低送风温度分别为19℃和16℃；在定风量系统中置换通风和混合送风的送风量相同；在变风量系统中二者风量的变化范围相同，最小送风量为最大送风量的30%。

⑤假定通过配置风口整个数及类型，置换通风可达到ASHRAE5592的标准，即离地1.8m和0.1m之间的温差在3℃以内。

⑥混合送风的回风温度应控制在26℃以下，而置换通风的回风温度则应控制在27℃左右[3]；超过这一温度即认为该房间处于不满意工况。

以房间r3-1和r3-2为例，图2给出了在供冷季的逐时负荷，时间从6月1日到9月14日。

2结果分析

2．1定风量系统中，固定新风比β时的能耗比较

需要指出，在定风量系统中，AHU的送风状态是可变的。图3所示为定风量系统中固定新风比β时混合送风和置换通风方式下AHU的逐时负荷，从中可以看出，除了6月约20天的时间以外，多数时间内置换通风的AHU负荷要比混合送风的AHU负荷低。在这段时间内，置换通风的AHU总负荷为59039kWh，而混合送风AHU总负荷为67080kWh；比较可知，置换通风在AHU侧可节能约12%。由于二者送风量相同，因此风机侧面的能耗可认为相同（实际上由于置换通风没有管路，静压箱压力低，因此风机能耗应相对略低[3]）。

图3CAV定β的AHU负荷比较

在此段时间内，以房间r3-5为例，混合送风方式下不满意小时百分数为4.5%；而置换通风方式下不满意小时百分数为4%。可认为二者的热舒适效果相近。

在采用置换通风的定风量系统中，置换通风的AHU负荷与β并非存在线性关系。研究中分别考虑了β为15%，18%，20%及23%的情况，发现相应的AHU侧的负荷为混合送风的AHU负荷（保持不变）的90%，88%，92%及96%。这一结果与文献[7]不同。原因可能在于定风量空调系统中，固定β后使得在不同气象条件下，AHU对回风或新风的利用不足。整个供冷季置换通风AHU处理的新风总量为混合送风的80%。

2．2定风量系统中，β可变的能耗比较

图4比较了定风量系统中可变时的AHU负荷。新风比的设定如前所述。可见置换通风的AHU负荷始终低于混合送风。但与β固定时不同的是，在整个供冷期间置换通风AHU负荷降低的幅度始终相对较小。

图4CAV变β的AHU负荷比较

置换通风的AHU总负荷为62470kWh，而混合送风AHU总负荷为67237kWh；置换通风在AHU侧可节能约7%。在这种空调模式

下，降低置换通风的最低新风比β，可降低AHU的负荷。最低新风比β为17.5%，20%，22.5%时，相应的AHU总负荷分别为混合送风的91%，93%和95%。可见最小新风比越小时，AHU总负荷也相对越少。

整个供冷季混合送风的AHU采用全新风小时数为62h；而置换通风的AHU采用全新风小时数为87h，占总供冷小时数的11%。可见置换通风对自然能源的利用率高于混合送风（回风温度高并非是惟一原因，室外温度适宜才是主要推动力）。

以房间r3-5为例，混合送风方式下不满意小时百分数为6.5%；而置换通风方式下不满意小时百分数为5%。置换通风的效果应略好于混合送风。

2．3变风量系统中，定送风状态、固定β时的能耗比较

图5比较了变风量系统定送风状态、固定新风比β时的AHU负荷。新风比β的设定如前所述。混合送风的送风状态点参数为16℃，70%；置换通风的送风状态点参数为19℃，60%。

图5VAV定送风状态定β时的AHU负荷比较

如图5所示，置换通风AHU负荷始终低于混合送风。但是二者AHU侧的负荷都大为增加。置换通风的AHU总负荷为79569kWh，而混合送风AHU总负荷为93696kWh；置换通风在AHU侧可节能约15%。在这一空调模式下降低置换通风的最低新风比β，同样可减轻AHU的负荷。最低新风比β为17.5%，20%，22.5%时，相应的AHU总负荷分别为混合送风的83%，85%和87%。

此时置换通风AHU所处理的风量将大于混合送风，如图6所示。统计可知，混合送风在供冷季总风量为1420万m3，而置换通风在供冷季的总风量为1787万m3，后者为前者的1.26倍。但需要指出的是，在此空调模式下采用了置换通风和混合送风后，房间温度的不满意率均为0。而置换通风回风温度在26℃以上的小时百分数也仅仅为3%；即在使用置换通风的多数的时间内，房间内的温度偏低的。如果考虑采用置换通风时工作区负荷较小，重新进行模拟（在模拟中假定房间允许的最高温度为27℃），所得结果如下：置换通风AHU负荷百分比为混合送风的75%，总送风量百分比为100.2%。

图6VAV定送风状态定β时的AHU风量比较

混合送风和置换通风的AHU逐时处理的新风量如图7所示。混合送风AHU处理的新风量高于置换通风的。

图7VAV定送风状态定β时AHU新风量比较

2．4变风量系统中，定送风状态，变β时的AHU新风量比较

规律与固定β时类似，不过节能比例和风量比略有变化。采用全新风的小时数置换通风高于混合通风，前者为46h，刚好为后者的2倍。详细结果见表2。

表2不同空调运行模式下的模拟结果汇总

AHU总负荷

/%AHU总风量

/%制冷机侧能耗

/%风机侧能耗

/%系统总能耗/%AHU采用新风量/%AHU采用全新风小时数/h

置换混合

CAV，固定β8810088100918000

CAV，可变β931009310094918762

VAV，定送风状态点，定β85126851269594.600

VAV，定送风状态点，变β9012690126911034724

VAV，变送风状态点，变β1161181161181171138070

VAV，定送风状态点，定β☆75100.275100.278.58100

VAV，变送风状态点，定β☆961059610597.31059070

注：1☆表示考虑了置换通风工作区负荷比混合送风要低，其它栏表示二者工作区负荷相同。

2对冷水侧取一固定的综合COP，均取为2。

3风机侧能耗计算：根据文献[8]的建议，取风机压头为1000Pa，风机全压效率0.6，以单风机系统计算；变风量运行时，考虑控制策略为供回风管压不变，则功率可近似认为与风量成线性关系。

4模拟中，房间温度的不满意率均控制在7%以下；在变风量系统中，房间温度的不满意率控制在4%以下。

5百分数=置换通风/混合送风

2.5变风量系统中，变送风状态、变β时的能耗比较

如果不考虑采取置换通风时工作区负荷低，如图8所示，则统计模拟结果可得：混合送风AHU总负荷为59685kWh；置换通风AHU总负荷为64586kWh，后者为前者的116%。混合送风AHU总风量为1529万m3；而置换通风AHU总风量为1863万m3，是混合送风的118%。混合送风和置换通风的房间不满意率均为0。而置换通风房间温度高于26℃的小时数也仅仅为4%。

图8VAV系统变送风状态变β时的AHU负荷比较

考虑置换通风工作负荷较低，其他设定不变而假定房间允许最高温度为27℃重新进行模拟，则结果为（混合送风结果不变）：置换通风AHU总负荷53205kWh，是混合送风的96%；置换通风AHU总风量为1609万m3，是混合送风的105%。其余结果见表2。

从以上的模拟计算结果来看，置换通风在绝大多数情况下较混合送风节能，节能幅度在5%～10%左右。如果考虑了置换通风工作区负荷比混合送风要小，置换通风风管阻力要比混合送风要低，以及提高送风温度可提高制冷机侧的COP，则置换通风节能的幅度可望再提高5%～10%，即总节能效果达到10%以上。

对于变风量系统而言，利用计算机来逐时模拟置换通风的能耗情况还需要更深入地结合置换通风的特点如工作区负荷低、存在垂直温度梯度来进行，否则可能会忽视置换通风的节能效果。

3结论

以DeST模拟一典型办公楼层分别采用置换通风和混合送风方式，在不同空调系统运行模式下的逐时能耗、新风量及新风比情况，经比较分析得到以下结论：

3．1在定风量系统中，无论是否固定新风比，采用置换通风的空调系统都较混合送风系统节能，整个系统的能耗（包括冷冻机侧和风机侧）可减少约5%～10%左右；并且当室外温度较高时，考虑置换通风效率高而适当降低最小新风比，可减少更多的能耗。

3．2在变风量系统中，采用置换通风时制冷机侧（也即AHU侧）可节能约10%～15%左右，但风机侧可能会消耗稍多的能

量，约15%～25%；二者结合起来看，系统仍可节能约5%以上。

3．3如果考虑置换通风工作区负荷低的情况，以上节能指标可能会更高。

置换通风作为一种极具潜力的空调送风方式，以其自身在热环境、空气品质、节能以及施工和运行方面的灵活性与经济

性，正日益受到各方青睐。相信置换通风这种空调形式会在国内有越来越多的应用。

参考文献

1SandbergM,BlomqvistC.Displacementventilationsystemsinofficerooms.ASHRAETrans,1989,95.

2马仁民，置换通风的通风效率及其微热环境评价，暖通空调，1997，27（4）

3范存养，办公室下送风空调方式的应用，暖通空调，1997，27（4）

4ChenQ.Performanceevaluationanddevelopmentofdesignguidelinesfordisplacementventilation.FinalReporttoASHRAETC5.3-RoomAirDistributiononASHRAEResearchProject-RP-949,1998.

5SeppanenOA,FiskWJ,Eto,J,parisonofconvectionalmixinganddisplacementair-conditioningandventilatingsystemsinUScommercialbuildings.ASHRAETrans,1995,(2),VA-89-19-3

6ZhivovAM,Rymkevich,parisonofheatingandcoolingenergyconsumptionbyHVACsystemwithmixinganddisplacementairdistributionforarestaurantdiningareaindifferentclimates.ASHRAETrans,1998,104(2)

供冷范文篇4

关键词：热电冷联供经济性影响因素

一．引言

近几年来，国内一些城市开始酝酿建设热电冷联供系统，即在原有热电联产系统基础上增设吸收式制冷机装置，利用供热汽轮机组的抽汽或背压排汽制冷，使得整个系统不但可以发电和供热，还可在夏季向用户提供空调用冷。由于热电冷联供系统规模和投资大，系统复杂，运行期间能源消耗多，因而对热电冷联供系统的经济性进行全面深入地分析和研究是非常必要的。本文从国家或一个地区的角度，分析和探讨影响热电冷系统经济性的主要技术因素。

二．影响热电冷联供系统经济性的技术因素分析

关于热电联产经济性的研究目前已很成熟，故本文仅讨论在热电联产基础上加入制冷系统后影响热电冷系统经济性的有关技术因素。以下就系统的几个组成部分，即热电厂、热力输送系统和制冷站，以及冷负荷特性、蓄能装置等几方面对各主要技术因素加以分析。

1．热电厂包括热电厂机组的型式、容量、初蒸汽参数、抽汽或背压排汽参数等。

1)机组型式机组型式对系统初投资和运行费的影响很大。燃煤热电厂主要包括背压机或抽凝机两种型式。由于背压机组初投资低，能量转换效率高，因而对于新建热电厂来讲，背压机组经济性显然好于抽凝机组。

再看一下在原有热电厂基础上扩建的热电冷系统。假设空调负荷峰谷变化与电力负荷一致。从整体角度看，背压机组由于制冷负荷的加入而增加了背压排汽量，进而增加了空调峰期的发电容量。这会减少电网相应容量的电厂初投资，从而使整体系统的投资大幅度降。而抽凝机组在电力高峰期一般会满功率发电，故在增加制冷用热负荷后不会减少电网投资。因此，就初投资而言，背压机组经济性更具优势。在运行费方面，抽凝机组所具有的经济性则好于背压机组，因为抽凝机组由于供冷而增加的抽汽发电代替了效率低的本机组纯凝汽发电，而背压机组则是代替了效率相对较高的电网机组发电量。由于背压机组初投资减少对经济性的影响大于运行费方面的劣势，使得由背压汽轮机组成的热电冷系统经济性好于抽凝汽轮机组成的系统[1]。顺便指出，冷负荷一天之中变化幅度较大，这给热电厂的运行调节带来困难。由于锅炉负荷调节范围和惯性的限制，背压机组如何满足冷负荷的变化是一个殛待解决的问题。抽凝机组因抽汽调节较为灵活而使该问题不那么突出。

随着人们现代文明和环境保护意识的不断增强，以油、气等相对清洁的燃料代替污染严重的煤而作为城市使用的主要一次能源以成为必然趋势，其中包括燃气轮机、内燃机等型式的热电厂在城市供热方面的应用。这种热电联产装置在西方国家使用较为普遍。其特点是热电比小，发电效率高，单位容量投资少。如果燃料价格较为合理，以这种热电厂为热源的热电冷联供系统有较好的经济性。

2)机组容量主要指系统热化系数的合理选取。空调负荷变化幅度大，可选取适当容量的锅炉蒸汽在负荷高峰期作为式制冷机的热源，进而减小供热机组的容量。这样，不仅可降低系统的初投资，而且还可提高系统运行效率，使热电厂运行工况更加稳定。

3)热电厂初蒸汽参数初蒸汽参数越高，系统的发电效率越高，热电比越小，会使热电冷的经济性越好。当热电冷系统系统和所代替的发电机组所用燃料的价格在正常波动范围内时，热电冷系统年运行成本是随着热电比的降低而减小的。因此，热电冷系统应优先选用高参数的热电厂为热源。

4)热电厂抽汽或背压排汽参数的降低，会使系统的发电效率增加，热电比减小，有利于提高热电冷系统的经济性。对于吸收式制冷机而言，抽汽或背压排汽参数在一定范围内变化对其热力系数影响不大，但对冷机的出力有较大影响。当蒸汽压力每降低0.1MPa时，蒸汽型双效机制冷量减少9%-11%[2]。这表明，当蒸汽压力降低时，为保证制冷量要选择内部传热面积更大的制冷机，从而增加了制冷站的初投资。因此，热电厂抽汽或背压排汽参数对于不同的具体系统应有其最优值。

2．热力输送系统包括供热管网和供冷管网，影响因素主要有输送介质种类及其热力参数、输送系统运行方式等。

1)输送介质种类由于技术条件的限制，供冷管网的输送介质只能采用冷水。但该介质输送冷量的能力小，管网初投资及输送电耗巨大。近年来国外正在研制以冰浆或在冷水中加入相变材料作为输冷介质，可使管网输送冷量的能力大大提高，较大幅度地降低管网初投资，但这种输送技术目前仍处于试验阶段[3]。

输热介质主要指蒸汽或热水。当以蒸汽作为作为热网的输送介质时，供冷系统可采用热力系数高的双效制冷机。同时，蒸气在输送中电耗低，不需要设置热力首站换热设备及泵等。但是，蒸汽在较远距离的热网输送中，压力损失大，导致供热机组抽汽或背压排汽压力较高，热电厂热电比大，且热网的热效率较低。这会对系统的经济性产生不利影响。以热水作为热网的输送介质，可使供热机组抽汽或背压排汽压力较低。同时，热网热效率较高。但是，由于管道成本的限制，通常采用直埋管道的热水网供水温度大都在120℃以下，供冷系统只能采用热力系数低的单效机。这会大幅度地增加供冷系统的初投资以及整个系统的运行费。另外，热水网还有输送耗电大等缺点。

2)输送介质热力参数对于蒸汽网而言是指蒸汽压力，亦即指汽轮机抽汽或背压排汽压力，上文对此已作分析。

对于热水网而言，输送介质的热力参数主要是指热网供回水温度，该参数对输送系统仍至整个热电冷系统的影响都很大。供水温度选择的小,热电厂供热机组抽汽或排汽压力可以降低。但热水温度低会使制冷机制冷效率降低，制冷设备的投资及耗电量高。供回水温差增大,无疑会节省热网初投资及输送能耗。但这会导致制冷系数降低，制冷设备初投资增加。因此，从系统的经济性看，热网供回水温度应有最佳选择。

3)输送系统运行方式为保证制冷机的出力及运行效率，不希望降低热网供水温度，热网的运行基本上依靠量调节完成。由于用户热负荷变化频繁，导致热网水的循环流量在很大范围内变化，且大部分时间在低负荷下运行，常规热网运行方式将使主循环泵的电耗很大。因此，输送系统的运行方式对于热网的低能耗和安全运行有重要作用[4][5]。

3．制冷站包括供冷站位置与规模，吸收式制冷机型式、容量和运行方式等。

1)制冷站位置与规模由于冷水管道的供回水温差通常在10℃以内，供冷管道输送能量的能力远小于供热管道，相同距离下供热管道的投资要小于供冷管道。从这一点看，制冷站应尽量靠近用户。但用户负荷在地理上是分散的，位置靠近用户会使单个制冷站规模变小，数量增多，导致制冷设备容量增加，整个系统的制冷站占用空间增大，而且用户附近的制冷站建筑造价往往更加昂贵。因此，位置靠近用户又会使热电冷系统制冷站的投资增大。合理选取制冷站位置与规模是一个较复杂的问题，应从整体供冷系统考虑，全面加以优化。

2)吸收式制冷机的型式、容量和运行方式制冷机的型式主要指单效或双效。毫无疑问，在条件允许的情况下应尽量使用双效机。由于空调负荷变化幅度大，制冷站内单台制冷机容量的选择，制冷机的运行方式，包括各制冷机之间的负荷分配、启停顺序等，都会影响系统的经济性。

4．供冷负荷特性包括负荷因子、负荷密度、用户负荷性质、年最大供冷负荷小时数等。

1)负荷因子指平均负荷与最大负荷之比。负荷因子越小，则设备利用率越低，单位制冷容量的供冷系统初投资越大。与采暖负荷相比，空调日负荷因子要小得多，这会使系统的容量无法得到充分利用。同时，也会给设备的运行效率和调节手段带来不利。解决问题的有效办法包括合理选取系统热化系数和适当设立蓄能装置。

2)负荷密度指单位社区面积所拥有的冷负荷量。负荷密度大，则输送系统单位负荷投资小，有利于区域供冷的经济性。当负荷密度过小，采用区域冷热联供的单位负荷初投资过大，就会被分散的供冷方式取代。

3)用户负荷性质由于建筑物使用功能不同，用户负荷性质，即用户之间最大空调负荷出现的时刻，会有所不同。这将使区域供冷系统与用户独立设置空调系统相比，设备容量减小。工程上采用系统供冷负荷峰值与各用户最大冷负荷之和的比值，即负荷同时使用系数以体现这一减小量。各用户负荷性质将直接影响制冷站的规模和分布，进而影响热电冷系统的经济性。

4)年最大供冷负荷小时数年最大供冷负荷小时数主要取决于当地的气候条件和用户负荷性质。年最大供冷负荷小时数越大，越有利于运行费低的供冷系统发展。5．蓄能装置

当负荷因子较小时，增设蓄能装置可以大幅度减小系统容量，提高系统运行效率和安全稳定性。对于在已有热电厂基础上扩建的热电冷系统，设置蓄能设备还可提高系统的供冷能力。蓄能装置对系统经济性的影响主要取决于该装置的形式、位置和性能等。

1)蓄能装置形式如图1所示，对于热电冷系统，蓄能装置有蓄热和蓄冷两种形式。

蓄热按蓄存介质的不同有直接蓄存和间接蓄存。间接蓄存采用某种中间介质作为蓄存介质来蓄热。这种蓄热方式的蓄热温度较高，如岩和油组成的蓄存介质蓄热温度达304℃，而用一种熔化的硝酸盐作为蓄热介质蓄热温度可达566℃[6]，但间接储存方式的投资大，而采暖空调所用热量温度相对较低，故不宜采取这种蓄热方式。

直接蓄热可将待蓄存的热水或蒸汽直接储存在蓄热容器内。直接蓄热又可分为无压蓄热和有压蓄热。无压蓄热方式最高蓄热温度可达95℃，且投资低。有压蓄热方式是将蒸汽或高温热水直接存蓄在球状或圆柱形压力容器内，蓄热温度最高可达200℃，适宜于向双效吸收式制冷机供热。但有压蓄热方式投资大，相当于无压方式的2至5倍[7]。

蓄冷装置主要有水蓄冷和冰蓄冷两种方式。冰蓄冷装置具有蓄冷量大，结构紧凑等优点。但如果供冷系统采用的是溴化锂吸收式制冷机，其最低制冷温度只能达到5℃，无法使用冰蓄冷装置。

空调用水蓄冷是将冷水直接蓄存于蓄冷容器的显热蓄冷方式。主要有分层式蓄冷和隔膜法蓄冷等型式。水蓄冷温度一般为5℃至7℃，可用于蓄存溴化锂吸收式制冷机所制取的冷量。但由于以显热蓄冷，蓄冷温度差小(约10℃左右)，因而蓄冷空间较大。

2)蓄能装置位置蓄能设备的位置对供能系统的经济性有较大影响。在热电冷联供系统中，夏季供冷时蓄能设备可安置在热电厂中作为蓄热器，也可安置在冷暖房中作蓄冷器，也可将蓄冷设置在用户处。蓄能装置的设立，可使热源至蓄能装置之间的系统容量降低和运行效率提高，而蓄能装置至用户之间的系统则无改观。从这一点讲，应尽量将蓄能装置的位置靠近用户侧。但这样又使蓄能装置因过于分散而加大了投资。

3）蓄能装置性能包括装置容量、蓄能功率、泄能功率和蓄能热效率等因素。蓄能装置容量增大有利于蓄能效果的提高，但会增大蓄能的投资。蓄能容量的大小取决于热电冷系统的构成和负荷特性，需经优化计算确定。蓄能、泄能功率则主要与蓄能容量和负荷变化频率等因素有关。

从宏观的角度看，热电冷系统的经济性还与电力系统有关参数密切相连，主要指所代替的电网其它发电机组初投资和发电效率。所代替的发电机组初投资越大、发电效率越低，则热电冷系统的经济性越好。除技术因素外，一些政策性和市场因素也对热电冷系统经济性有较大影响，例如热电冷系统和代替发电机组所用的燃料价格等。热电冷系统所用燃料的价格越低，代替发电机组所用燃料的价格越高，与压缩式制冷形式的经济性相比，热电冷联供系统越有利。由于篇幅所限，不再详述。

三．结束语

热电冷联供系统庞大，影响经济性的因素众多。目前国内对热电冷系统的认识和研究还处于初级阶段。本文仅对一些影响系统经济性的主要技术参数做了定性分析，对该问题更深入认识还需作进一步的定量研究。

参考文献

1．付林江亿热电冷系统三联供系统的经济性分析（待发）

2．戴永庆溴化锂吸收式制冷技术及应用机械工业出版社

3．GoranMornhedInnovationsinDistrictHeatingandCooling1984-1994andTheirEconomicImpactASHRAETransaction1995

4．付林江亿承担冷负荷的热水网水力工况模拟计算及其应用热能动力工程1999.4

5．江亿冷热联供热水网的用户回水加压泵方案区域供热1996.2

6．G.培克曼等著蓄热技术及其应用机械工业出版社

7．S.HORIIetl.OptimalPlanningofGasTurbineCogenerationPlantsBasedonMixed-integerlinearLinearProgramming.IaternationalJournalofEnegyResearchVol.11.1987

AnalysisofEcononicFactorsImpactingonCombinedHeating，

CoolingandElectricitySystem

供冷范文篇5

关键词：热电冷联供经济性影响因素

一．引言

近几年来，国内一些城市开始酝酿建设热电冷联供系统，即在原有热电联产系统基础上增设吸收式制冷机装置，利用供热汽轮机组的抽汽或背压排汽制冷，使得整个系统不但可以发电和供热，还可在夏季向用户提供空调用冷。由于热电冷联供系统规模和投资大，系统复杂，运行期间能源消耗多，因而对热电冷联供系统的经济性进行全面深入地分析和研究是非常必要的。本文从国家或一个地区的角度，分析和探讨影响热电冷系统经济性的主要技术因素。

二．影响热电冷联供系统经济性的技术因素分析

关于热电联产经济性的研究目前已很成熟，故本文仅讨论在热电联产基础上加入制冷系统后影响热电冷系统经济性的有关技术因素。以下就系统的几个组成部分，即热电厂、热力输送系统和制冷站，以及冷负荷特性、蓄能装置等几方面对各主要技术因素加以分析。

1．热电厂包括热电厂机组的型式、容量、初蒸汽参数、抽汽或背压排汽参数等。

1)机组型式机组型式对系统初投资和运行费的影响很大。燃煤热电厂主要包括背压机或抽凝机两种型式。由于背压机组初投资低，能量转换效率高，因而对于新建热电厂来讲，背压机组经济性显然好于抽凝机组。

再看一下在原有热电厂基础上扩建的热电冷系统。假设空调负荷峰谷变化与电力负荷一致。从整体角度看，背压机组由于制冷负荷的加入而增加了背压排汽量，进而增加了空调峰期的发电容量。这会减少电网相应容量的电厂初投资，从而使整体系统的投资大幅度降。而抽凝机组在电力高峰期一般会满功率发电，故在增加制冷用热负荷后不会减少电网投资。因此，就初投资而言，背压机组经济性更具优势。在运行费方面，抽凝机组所具有的经济性则好于背压机组，因为抽凝机组由于供冷而增加的抽汽发电代替了效率低的本机组纯凝汽发电，而背压机组则是代替了效率相对较高的电网机组发电量。由于背压机组初投资减少对经济性的影响大于运行费方面的劣势，使得由背压汽轮机组成的热电冷系统经济性好于抽凝汽轮机组成的系统[1]。顺便指出，冷负荷一天之中变化幅度较大，这给热电厂的运行调节带来困难。由于锅炉负荷调节范围和惯性的限制，背压机组如何满足冷负荷的变化是一个殛待解决的问题。抽凝机组因抽汽调节较为灵活而使该问题不那么突出。

随着人们现代文明和环境保护意识的不断增强，以油、气等相对清洁的燃料代替污染严重的煤而作为城市使用的主要一次能源以成为必然趋势，其中包括燃气轮机、内燃机等型式的热电厂在城市供热方面的应用。这种热电联产装置在西方国家使用较为普遍。其特点是热电比小，发电效率高，单位容量投资少。如果燃料价格较为合理，以这种热电厂为热源的热电冷联供系统有较好的经济性。

2)机组容量主要指系统热化系数的合理选取。空调负荷变化幅度大，可选取适当容量的锅炉蒸汽在负荷高峰期作为式制冷机的热源，进而减小供热机组的容量。这样，不仅可降低系统的初投资，而且还可提高系统运行效率，使热电厂运行工况更加稳定。

3)热电厂初蒸汽参数初蒸汽参数越高，系统的发电效率越高，热电比越小，会使热电冷的经济性越好。当热电冷系统系统和所代替的发电机组所用燃料的价格在正常波动范围内时，热电冷系统年运行成本是随着热电比的降低而减小的。因此，热电冷系统应优先选用高参数的热电厂为热源。

4)热电厂抽汽或背压排汽参数的降低，会使系统的发电效率增加，热电比减小，有利于提高热电冷系统的经济性。对于吸收式制冷机而言，抽汽或背压排汽参数在一定范围内变化对其热力系数影响不大，但对冷机的出力有较大影响。当蒸汽压力每降低0.1MPa时，蒸汽型双效机制冷量减少9%-11%[2]。这表明，当蒸汽压力降低时，为保证制冷量要选择内部传热面积更大的制冷机，从而增加了制冷站的初投资。因此，热电厂抽汽或背压排汽参数对于不同的具体系统应有其最优值。

2．热力输送系统包括供热管网和供冷管网，影响因素主要有输送介质种类及其热力参数、输送系统运行方式等。

1)输送介质种类由于技术条件的限制，供冷管网的输送介质只能采用冷水。但该介质输送冷量的能力小，管网初投资及输送电耗巨大。近年来国外正在研制以冰浆或在冷水中加入相变材料作为输冷介质，可使管网输送冷量的能力大大提高，较大幅度地降低管网初投资，但这种输送技术目前仍处于试验阶段[3]。

输热介质主要指蒸汽或热水。当以蒸汽作为作为热网的输送介质时，供冷系统可采用热力系数高的双效制冷机。同时，蒸气在输送中电耗低，不需要设置热力首站换热设备及泵等。但是，蒸汽在较远距离的热网输送中，压力损失大，导致供热机组抽汽或背压排汽压力较高，热电厂热电比大，且热网的热效率较低。这会对系统的经济性产生不利影响。以热水作为热网的输送介质，可使供热机组抽汽或背压排汽压力较低。同时，热网热效率较高。但是，由于管道成本的限制，通常采用直埋管道的热水网供水温度大都在120℃以下，供冷系统只能采用热力系数低的单效机。这会大幅度地增加供冷系统的初投资以及整个系统的运行费。另外，热水网还有输送耗电大等缺点。

2)输送介质热力参数对于蒸汽网而言是指蒸汽压力，亦即指汽轮机抽汽或背压排汽压力，上文对此已作分析。

对于热水网而言，输送介质的热力参数主要是指热网供回水温度，该参数对输送系统仍至整个热电冷系统的影响都很大。供水温度选择的小,热电厂供热机组抽汽或排汽压力可以降低。但热水温度低会使制冷机制冷效率降低，制冷设备的投资及耗电量高。供回水温差增大,无疑会节省热网初投资及输送能耗。但这会导致制冷系数降低，制冷设备初投资增加。因此，从系统的经济性看，热网供回水温度应有最佳选择。

3)输送系统运行方式为保证制冷机的出力及运行效率，不希望降低热网供水温度，热网的运行基本上依靠量调节完成。由于用户热负荷变化频繁，导致热网水的循环流量在很大范围内变化，且大部分时间在低负荷下运行，常规热网运行方式将使主循环泵的电耗很大。因此，输送系统的运行方式对于热网的低能耗和安全运行有重要作用[4][5]。

3．制冷站包括供冷站位置与规模，吸收式制冷机型式、容量和运行方式等。

1)制冷站位置与规模由于冷水管道的供回水温差通常在10℃以内，供冷管道输送能量的能力远小于供热管道，相同距离下供热管道的投资要小于供冷管道。从这一点看，制冷站应尽量靠近用户。但用户负荷在地理上是分散的，位置靠近用户会使单个制冷站规模变小，数量增多，导致制冷设备容量增加，整个系统的制冷站占用空间增大，而且用户附近的制冷站建筑造价往往更加昂贵。因此，位置靠近用户又会使热电冷系统制冷站的投资增大。合理选取制冷站位置与规模是一个较复杂的问题，应从整体供冷系统考虑，全面加以优化。

2)吸收式制冷机的型式、容量和运行方式制冷机的型式主要指单效或双效。毫无疑问，在条件允许的情况下应尽量使用双效机。由于空调负荷变化幅度大，制冷站内单台制冷机容量的选择，制冷机的运行方式，包括各制冷机之间的负荷分配、启停顺序等，都会影响系统的经济性。

4．供冷负荷特性包括负荷因子、负荷密度、用户负荷性质、年最大供冷负荷小时数等。

1)负荷因子指平均负荷与最大负荷之比。负荷因子越小，则设备利用率越低，单位制冷容量的供冷系统初投资越大。与采暖负荷相比，空调日负荷因子要小得多，这会使系统的容量无法得到充分利用。同时，也会给设备的运行效率和调节手段带来不利。解决问题的有效办法包括合理选取系统热化系数和适当设立蓄能装置。

2)负荷密度指单位社区面积所拥有的冷负荷量。负荷密度大，则输送系统单位负荷投资小，有利于区域供冷的经济性。当负荷密度过小，采用区域冷热联供的单位负荷初投资过大，就会被分散的供冷方式取代。

3)用户负荷性质由于建筑物使用功能不同，用户负荷性质，即用户之间最大空调负荷出现的时刻，会有所不同。这将使区域供冷系统与用户独立设置空调系统相比，设备容量减小。工程上采用系统供冷负荷峰值与各用户最大冷负荷之和的比值，即负荷同时使用系数以体现这一减小量。各用户负荷性质将直接影响制冷站的规模和分布，进而影响热电冷系统的经济性。

4)年最大供冷负荷小时数年最大供冷负荷小时数主要取决于当地的气候条件和用户负荷性质。年最大供冷负荷小时数越大，越有利于运行费低的供冷系统发展。1|2

5．蓄能装置

当负荷因子较小时，增设蓄能装置可以大幅度减小系统容量，提高系统运行效率和安全稳定性。对于在已有热电厂基础上扩建的热电冷系统，设置蓄能设备还可提高系统的供冷能力。蓄能装置对系统经济性的影响主要取决于该装置的形式、位置和性能等。

1)蓄能装置形式如图1所示，对于热电冷系统，蓄能装置有蓄热和蓄冷两种形式。

蓄热按蓄存介质的不同有直接蓄存和间接蓄存。间接蓄存采用某种中间介质作为蓄存介质来蓄热。这种蓄热方式的蓄热温度较高，如岩和油组成的蓄存介质蓄热温度达304℃，而用一种熔化的硝酸盐作为蓄热介质蓄热温度可达566℃[6]，但间接储存方式的投资大，而采暖空调所用热量温度相对较低，故不宜采取这种蓄热方式。

直接蓄热可将待蓄存的热水或蒸汽直接储存在蓄热容器内。直接蓄热又可分为无压蓄热和有压蓄热。无压蓄热方式最高蓄热温度可达95℃，且投资低。有压蓄热方式是将蒸汽或高温热水直接存蓄在球状或圆柱形压力容器内，蓄热温度最高可达200℃，适宜于向双效吸收式制冷机供热。但有压蓄热方式投资大，相当于无压方式的2至5倍[7]。

蓄冷装置主要有水蓄冷和冰蓄冷两种方式。冰蓄冷装置具有蓄冷量大，结构紧凑等优点。但如果供冷系统采用的是溴化锂吸收式制冷机，其最低制冷温度只能达到5℃，无法使用冰蓄冷装置。

空调用水蓄冷是将冷水直接蓄存于蓄冷容器的显热蓄冷方式。主要有分层式蓄冷和隔膜法蓄冷等型式。水蓄冷温度一般为5℃至7℃，可用于蓄存溴化锂吸收式制冷机所制取的冷量。但由于以显热蓄冷，蓄冷温度差小(约10℃左右)，因而蓄冷空间较大。

2)蓄能装置位置蓄能设备的位置对供能系统的经济性有较大影响。在热电冷联供系统中，夏季供冷时蓄能设备可安置在热电厂中作为蓄热器，也可安置在冷暖房中作蓄冷器，也可将蓄冷设置在用户处。蓄能装置的设立，可使热源至蓄能装置之间的系统容量降低和运行效率提高，而蓄能装置至用户之间的系统则无改观。从这一点讲，应尽量将蓄能装置的位置靠近用户侧。但这样又使蓄能装置因过于分散而加大了投资。

3）蓄能装置性能包括装置容量、蓄能功率、泄能功率和蓄能热效率等因素。蓄能装置容量增大有利于蓄能效果的提高，但会增大蓄能的投资。蓄能容量的大小取决于热电冷系统的构成和负荷特性，需经优化计算确定。蓄能、泄能功率则主要与蓄能容量和负荷变化频率等因素有关。

从宏观的角度看，热电冷系统的经济性还与电力系统有关参数密切相连，主要指所代替的电网其它发电机组初投资和发电效率。所代替的发电机组初投资越大、发电效率越低，则热电冷系统的经济性越好。除技术因素外，一些政策性和市场因素也对热电冷系统经济性有较大影响，例如热电冷系统和代替发电机组所用的燃料价格等。热电冷系统所用燃料的价格越低，代替发电机组所用燃料的价格越高，与压缩式制冷形式的经济性相比，热电冷联供系统越有利。由于篇幅所限，不再详述。

三．结束语

热电冷联供系统庞大，影响经济性的因素众多。目前国内对热电冷系统的认识和研究还处于初级阶段。本文仅对一些影响系统经济性的主要技术参数做了定性分析，对该问题更深入认识还需作进一步的定量研究。

参考文献

1．付林江亿热电冷系统三联供系统的经济性分析（待发）

2．戴永庆溴化锂吸收式制冷技术及应用机械工业出版社

3．GoranMornhedInnovationsinDistrictHeatingandCooling1984-1994andTheirEconomicImpactASHRAETransaction1995

4．付林江亿承担冷负荷的热水网水力工况模拟计算及其应用热能动力工程1999.4

5．江亿冷热联供热水网的用户回水加压泵方案区域供热1996.2

6．G.培克曼等著蓄热技术及其应用机械工业出版社

7．S.HORIIetl.OptimalPlanningofGasTurbineCogenerationPlantsBasedonMixed-integerlinearLinearProgramming.IaternationalJournalofEnegyResearchVol.11.1987

AnalysisofEcononicFactorsImpactingonCombinedHeating，

CoolingandElectricitySystem

供冷范文篇6

关键词：热电冷三联供节能性当量热力系数

一．引言

对于吸收式制冷系统节能性的问题，几年来一直是国内学术界争论的热点。直接以锅炉蒸汽为热源的吸收式制冷机或直燃机一次能耗高于压缩式制冷机，这一点大家的观点是一致的。对于热电冷三联供，即以热电厂供热汽轮机抽汽或背压排汽为热源的吸收式制冷相对于压缩式制冷机的节能性，则在已发表的文章中众说纷纭，多数文章认为热电冷三联供系统是节能的[1][2]，一些文章认为该系统节能是有条件的[3]，而另一些文章则认为热电冷三联供系统并不节能[4]。本文结合国内一些关于热电冷三联供系统节能性的典型文献，谈一下自己的看法。

二．对当量热力系数的认识

代表热电冷三联供系统节能观点的典型文献[1]用当量热力系数对系统进行了分析。当量热力系数表示为单位一次燃料所制取的冷量。设由汽轮机抽汽口得到的每1kJ热能所耗燃料热能本应为TJ，由于蒸汽在抽汽口前已作功wKwh，而每1KWh在凝汽式机组中所耗热能为vkJ，故而抽汽得到的每1kJ热能真正耗用燃料热能的kJ数为：T-wvkJ,其倒数u=1/T-wv表示单位燃料燃烧产生的高品位热量相当于供热汽轮机抽汽或背压排汽口处的低品位热量。吸收式制冷机的当量热力系数可因此表示为：

u的值大于1，它将视热电厂汽轮机入口处和抽汽或背压排汽口处的蒸汽参数及锅炉效率而定。据文献[1]引用巴窦尔克斯等的计算，当抽汽压力不超过0.6MPa的情况下，高压汽轮发电机组的u值可达2.65。在采用此汽轮发电机组的热电冷三联供系统中，某双效吸收式制冷机的当量热力系数为：

这大大超过压缩式制冷机的当量热力系数ξc：

如果汽轮机的初参数降低，则u值和相应的ξea也将随之减小，表1列出了文献[1]给出的不同初参数下的当量热力系数。

由表1可以看出，热电冷三联供制冷能耗要比压缩式制冷低的多。即使采用低参数汽轮机的抽汽或背压排汽作为热源，吸收式制冷机的能耗也大大低于压缩式制冷，此结果多次被引用来说明热电冷三联供系统的节能优势。

表1不同初参数下热电冷三联供制冷和压缩式制冷的当量热力系数

表1不同初参数下热电冷三联供制冷和压缩式制冷的当量热力系数

双效吸收式制冷机的热力系数变化不大，基本上在1.2左右。于是，u值成为影响当量热力系数的关键。文献[1]没有给出u值的计算方法，而只是直接引用几十年前巴窦尔克斯的《吸收式制冷机》的有关值。在此，有必要对u的取值重新计算一下。

根据上述对当量热力系数的定义，u值可简化为下式表示：

若设汽轮机相对内效率为0.82，热电冷三联供系统中汽轮机的抽汽或背压排汽在吸收式制冷机放热凝结后返回电厂系统的温度为饱和温度，机组凝汽器压力为4.9kPa，其他有关参数取值见表2。由以上参数值容易计算出表1所示三种抽凝机组的纯凝汽发电效率ηc2值分别为0.280、0.262和0.230。于是,由式（3）可得三种初蒸汽参数的u值，进而得到此三种初参数下热电冷三联供制冷的当量热力系数,见表1。本文计算出的当量热力系数显然比文献[1]低。

再看一下压缩式制冷机当量热力系数的计算。由于在计算热电冷三联供吸收式制冷机的当量热力系数时没考虑冷水泵、冷却水泵、冷却塔风机和溶液泵等辅助设备的电耗，因此式（2）中的W0应是压缩式制冷系统比吸收式制冷系统多耗的电量，采用表3中的值。同时，压缩式制冷的电动机效率也不应在该式中体现。于是，压缩式制冷的当量热力系数应为：

这样，由重新计算的结果（见表1）来看，虽然与发电效率为0.34的压缩式制冷系统相比，热电冷系统是具有节能优势的，但这种优势并没有文献[1]所描绘的那么大，尤其是对低参数机组。那么，是否凭表1中的几个数值就能说明热电冷三联供系统就一定节能呢？以下进一步谈谈对此问题的认识.

三．对热电冷三联供系统节能性的认识

热电冷三联供系统中吸收式制冷机的当量热力系数与多个因素有关。事实上，评价和分析热电冷三联供系统的节能性应考虑以下几方面：

（1）节能是相对的，与比较对象的选取有关

一个系统是否节能，是相对于具有相同产出的另一系统能耗而言的。热电冷三联供系统在发电方面是与其他发电形式(代替电厂)作比较的，在式(3)中即表现为代替电厂的发电效率ηc2。

对于新建抽凝机组的热电冷三联供系统以及由背压式供热机组构成的热电冷三联供系统，其发电量可由当地电网的其他电厂发电代替，因而，代替电厂发电效率ηc2可选择当地电网的发电效率或全国平均水平发电效率。如果ηc2取为全国平均水平发电效率0.325[5]，则三种热电冷系统的当量热力系数如图1所示。当压缩式制冷以全国平均水平发电效率的电能为动力时,即ηc=0.325，则采用双效机的高、中参数热电冷系统节能效果是明显的，而低参数的热电冷系统在高抽汽参数下节能优势并不大。

对于由抽凝汽轮机组成的现存热电厂，当改造其为热电冷三联供系统时，原本凝汽发电的蒸汽变成以抽汽的形式发电。因而，ηc2可取为该热电厂的凝汽发电效率。这种情况下热电冷三联供系统的当量热力系数如图2所示。可以看出，此时采用双效机的热电冷三联供系统节能优势与图1所示的情况相比更加明显。

在制冷方面，热电冷三联供系统是与压缩式制冷系统作比较的。因此，其节能性与压缩式制冷机的COP以及该制冷机所耗电的发电效率等因素有关。

（2）热电冷三联供系统的节能性与汽轮机初参数的高低有关

在图1和图2中，随着机组初蒸汽参数的降低，热电冷系统当量热力系数也会降低。这是由于初蒸汽参数降低使锅炉中不可逆传热加大，从而增加了系统能耗。因而，当初参数高的热电冷系统节能时初参数低的系统却不一定节能。

（3）汽轮机抽汽或背压排汽的压力对节能性的影响

文献[1]仅考虑该压力为6MPa（绝压）的情况。实际热电厂的供热机组往往不是这个抽汽压力。当较远距离输送蒸汽时，考虑到热网的压损，为满足双效机的热源参数要求，汽轮机抽汽或背压排汽的压力应比此压力高。对于在原有热电厂基础上扩建的热电冷系统，由于原有供热机组的抽汽压力已系列化，使得抽汽参数与制冷机所要求的额定值往往存在较大偏差。因而有必要分析汽轮机抽汽或背压排汽的压力对系统能耗的影响。从图1和图2可看出，系统当量热力系数随着汽轮机背压排气或抽汽压力的升高而降低。从热力学第二定律看，背压排气或抽汽压力的提高，会使蒸汽在汽轮机中作功的火用损失减小，热电厂的火用效率增加，有使热电冷系统能耗减小的趋势。但是，制冷侧的火用效率却以更大幅度减小。随蒸汽压力的改变，制冷机出力变化较为显著，而其COP值的变化并不十分明显，可近似以常数处理。蒸汽压力增大时，制冷机传热传质的不可逆程度增大，甚至为避免溴化锂溶液结晶，要对蒸汽进行减温减压处理，进一步加大了系统的不可逆损失，使得系统的当量热力系数减小。相反，如果大幅度减小汽机抽汽或背压排气压力，虽然系统的能耗降低了，但制冷机的出力会下降。因此从经济上讲，汽轮机抽汽或背压排气压力的选择存在一个优化问题。

（4）吸收式制冷机的机型对系统节能性的影响

这里的机型是指单效或双效。图3和图4分别为ηc2取全国平均水平发电效率和热电冷系统供热机组凝汽发电效率时的当量热力系数。可以看出，在图3中，采用单效机的中、低参数热电冷三联供系统是不节能的。在图4中，高、中参数的热电冷三联供系统在抽汽参数足够低时是节能的，而低参数热电冷三联供系统的能耗明显大于压缩式制冷机。比较采用双效机（图1、2）和单效机（图3、4）的热电冷三联供系统便可很容易看出，采用双效机的系统当量热力系数明显高于采用单效机的系统。显然这是由于单效机的COP远低于双效机所造成的。因此，优先采用双效机，是降低热电冷三联供系统能耗的有效措施。这对制冷站设在热电厂或热量输送系统为蒸汽网的热电冷三联供形式是容易实现的。但热电冷三联供形式之一是热电厂提供的热量通过热水网输送到各建筑物，提供吸收式制冷机所需热量。对不宜修建蒸汽热网的市区，这是可行的方案之一。由于目前普通的直埋热水管道所允许的最高供水温度不超过130℃，这种情况下只能采用单效机，其代价是增大了热电冷系统的能耗。

供冷范文篇7

关键词：热电冷三联供节能性当量热力系数

一．引言

对于吸收式制冷系统节能性的问题，几年来一直是国内学术界争论的热点。直接以锅炉蒸汽为热源的吸收式制冷机或直燃机一次能耗高于压缩式制冷机，这一点大家的观点是一致的。对于热电冷三联供，即以热电厂供热汽轮机抽汽或背压排汽为热源的吸收式制冷相对于压缩式制冷机的节能性，则在已发表的文章中众说纷纭，多数文章认为热电冷三联供系统是节能的[1][2]，一些文章认为该系统节能是有条件的[3]，而另一些文章则认为热电冷三联供系统并不节能[4]。本文结合国内一些关于热电冷三联供系统节能性的典型文献，谈一下自己的看法。

二．对当量热力系数的认识

代表热电冷三联供系统节能观点的典型文献[1]用当量热力系数对系统进行了分析。当量热力系数表示为单位一次燃料所制取的冷量。设由汽轮机抽汽口得到的每1kJ热能所耗燃料热能本应为TJ，由于蒸汽在抽汽口前已作功wKwh，而每1KWh在凝汽式机组中所耗热能为vkJ，故而抽汽得到的每1kJ热能真正耗用燃料热能的kJ数为：T-wvkJ,其倒数u=1/T-wv表示单位燃料燃烧产生的高品位热量相当于供热汽轮机抽汽或背压排汽口处的低品位热量。吸收式制冷机的当量热力系数可因此表示为：

u的值大于1，它将视热电厂汽轮机入口处和抽汽或背压排汽口处的蒸汽参数及锅炉效率而定。据文献[1]引用巴窦尔克斯等的计算，当抽汽压力不超过0.6MPa的情况下，高压汽轮发电机组的u值可达2.65。在采用此汽轮发电机组的热电冷三联供系统中，某双效吸收式制冷机的当量热力系数为：

这大大超过压缩式制冷机的当量热力系数ξc：

如果汽轮机的初参数降低，则u值和相应的ξea也将随之减小，表1列出了文献[1]给出的不同初参数下的当量热力系数。

由表1可以看出，热电冷三联供制冷能耗要比压缩式制冷低的多。即使采用低参数汽轮机的抽汽或背压排汽作为热源，吸收式制冷机的能耗也大大低于压缩式制冷，此结果多次被引用来说明热电冷三联供系统的节能优势。

表1不同初参数下热电冷三联供制冷和压缩式制冷的当量热力系数

表1不同初参数下热电冷三联供制冷和压缩式制冷的当量热力系数

双效吸收式制冷机的热力系数变化不大，基本上在1.2左右。于是，u值成为影响当量热力系数的关键。文献[1]没有给出u值的计算方法，而只是直接引用几十年前巴窦尔克斯的《吸收式制冷机》的有关值。在此，有必要对u的取值重新计算一下。

根据上述对当量热力系数的定义，u值可简化为下式表示：

若设汽轮机相对内效率为0.82，热电冷三联供系统中汽轮机的抽汽或背压排汽在吸收式制冷机放热凝结后返回电厂系统的温度为饱和温度，机组凝汽器压力为4.9kPa，其他有关参数取值见表2。由以上参数值容易计算出表1所示三种抽凝机组的纯凝汽发电效率ηc2值分别为0.280、0.262和0.230。于是,由式（3）可得三种初蒸汽参数的u值，进而得到此三种初参数下热电冷三联供制冷的当量热力系数,见表1。本文计算出的当量热力系数显然比文献[1]低。

再看一下压缩式制冷机当量热力系数的计算。由于在计算热电冷三联供吸收式制冷机的当量热力系数时没考虑冷水泵、冷却水泵、冷却塔风机和溶液泵等辅助设备的电耗，因此式（2）中的W0应是压缩式制冷系统比吸收式制冷系统多耗的电量，采用表3中的值。同时，压缩式制冷的电动机效率也不应在该式中体现。于是，压缩式制冷的当量热力系数应为：

这样，由重新计算的结果（见表1）来看，虽然与发电效率为0.34的压缩式制冷系统相比，热电冷系统是具有节能优势的，但这种优势并没有文献[1]所描绘的那么大，尤其是对低参数机组。那么，是否凭表1中的几个数值就能说明热电冷三联供系统就一定节能呢？以下进一步谈谈对此问题的认识.

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三．对热电冷三联供系统节能性的认识

热电冷三联供系统中吸收式制冷机的当量热力系数与多个因素有关。事实上，评价和分析热电冷三联供系统的节能性应考虑以下几方面：

（1）节能是相对的，与比较对象的选取有关

一个系统是否节能，是相对于具有相同产出的另一系统能耗而言的。热电冷三联供系统在发电方面是与其他发电形式(代替电厂)作比较的，在式(3)中即表现为代替电厂的发电效率ηc2。

对于新建抽凝机组的热电冷三联供系统以及由背压式供热机组构成的热电冷三联供系统，其发电量可由当地电网的其他电厂发电代替，因而，代替电厂发电效率ηc2可选择当地电网的发电效率或全国平均水平发电效率。如果ηc2取为全国平均水平发电效率0.325[5]，则三种热电冷系统的当量热力系数如图1所示。当压缩式制冷以全国平均水平发电效率的电能为动力时,即ηc=0.325，则采用双效机的高、中参数热电冷系统节能效果是明显的，而低参数的热电冷系统在高抽汽参数下节能优势并不大。

对于由抽凝汽轮机组成的现存热电厂，当改造其为热电冷三联供系统时，原本凝汽发电的蒸汽变成以抽汽的形式发电。因而，ηc2可取为该热电厂的凝汽发电效率。这种情况下热电冷三联供系统的当量热力系数如图2所示。可以看出，此时采用双效机的热电冷三联供系统节能优势与图1所示的情况相比更加明显。

在制冷方面，热电冷三联供系统是与压缩式制冷系统作比较的。因此，其节能性与压缩式制冷机的COP以及该制冷机所耗电的发电效率等因素有关。

（2）热电冷三联供系统的节能性与汽轮机初参数的高低有关

在图1和图2中，随着机组初蒸汽参数的降低，热电冷系统当量热力系数也会降低。这是由于初蒸汽参数降低使锅炉中不可逆传热加大，从而增加了系统能耗。因而，当初参数高的热电冷系统节能时初参数低的系统却不一定节能。

（3）汽轮机抽汽或背压排汽的压力对节能性的影响

文献[1]仅考虑该压力为6MPa（绝压）的情况。实际热电厂的供热机组往往不是这个抽汽压力。当较远距离输送蒸汽时，考虑到热网的压损，为满足双效机的热源参数要求，汽轮机抽汽或背压排汽的压力应比此压力高。对于在原有热电厂基础上扩建的热电冷系统，由于原有供热机组的抽汽压力已系列化，使得抽汽参数与制冷机所要求的额定值往往存在较大偏差。因而有必要分析汽轮机抽汽或背压排汽的压力对系统能耗的影响。从图1和图2可看出，系统当量热力系数随着汽轮机背压排气或抽汽压力的升高而降低。从热力学第二定律看，背压排气或抽汽压力的提高，会使蒸汽在汽轮机中作功的火用损失减小，热电厂的火用效率增加，有使热电冷系统能耗减小的趋势。但是，制冷侧的火用效率却以更大幅度减小。随蒸汽压力的改变，制冷机出力变化较为显著，而其COP值的变化并不十分明显，可近似以常数处理。蒸汽压力增大时，制冷机传热传质的不可逆程度增大，甚至为避免溴化锂溶液结晶，要对蒸汽进行减温减压处理，进一步加大了系统的不可逆损失，使得系统的当量热力系数减小。相反，如果大幅度减小汽机抽汽或背压排气压力，虽然系统的能耗降低了，但制冷机的出力会下降。因此从经济上讲，汽轮机抽汽或背压排气压力的选择存在一个优化问题。

（4）吸收式制冷机的机型对系统节能性的影响

这里的机型是指单效或双效。图3和图4分别为ηc2取全国平均水平发电效率和热电冷系统供热机组凝汽发电效率时的当量热力系数。可以看出，在图3中，采用单效机的中、低参数热电冷三联供系统是不节能的。在图4中，高、中参数的热电冷三联供系统在抽汽参数足够低时是节能的，而低参数热电冷三联供系统的能耗明显大于压缩式制冷机。比较采用双效机（图1、2）和单效机（图3、4）的热电冷三联供系统便可很容易看出，采用双效机的系统当量热力系数明显高于采用单效机的系统。显然这是由于单效机的COP远低于双效机所造成的。因此，优先采用双效机，是降低热电冷三联供系统能耗的有效措施。这对制冷站设在热电厂或热量输送系统为蒸汽网的热电冷三联供形式是容易实现的。但热电冷三联供形式之一是热电厂提供的热量通过热水网输送到各建筑物，提供吸收式制冷机所需热量。对不宜修建蒸汽热网的市区，这是可行的方案之一。由于目前普通的直埋热水管道所允许的最高供水温度不超过130℃，这种情况下只能采用单效机，其代价是增大了热电冷系统的能耗。

供冷范文篇8

关键词：辐射供冷暖—置换通风作用温度可行性

1引言

低温辐射供暖,是一种利用建筑物内部的地面、墙面、顶面或其他表面进行供暖的系统，以地板辐射供暖最为常用。由于其辐射表面积基本上与室内使用面积相同,因此可以均匀地向各处供热,使室内温度均匀。在我国北方地区,低温热水地板辐射供暖方式以其卫生条件高、舒适性好、温度场均匀、便于利用自然能源和节能性冷热源等优点而得到广泛应用。同一套系统如能同时用于夏季供冷，将减少设备初投资，提高其使用效率，而地板供冷暖—置换通风复合空调系统在节能性、舒适性，排出室内有害气体从而改善室内空气品质方面具有其他采暖空调系统不能比拟的优势。地板供冷与置换通风相结合可以根本解决结露问题，但在不同地域、不同气象条件下使用时，设备系统可能有较大差别，必须在当地进行实验研究。为此，我们在北京建工学院校内建造了辐射供冷暖—置换通风新型空调系统实验台，拟对该系统特性进行进一步研究，并进行实测分析，使地板同时供冷的技术和设备进一步成熟，进行推广使用。

2实验方案

2.1实验条件

实验房间位于北京市西直门外北京建筑工程学院校内一幢二层小楼的地面一层,室内使用面积32㎡，建筑面积约35㎡。实验房间东西两面外墙，为37砖墙；南北两面隔墙为24砖墙，隔壁为不采暖房间。窗户为单层玻璃钢窗。经过负荷计算，得到实验房间的总冷负荷为114W/㎡,湿负荷为0.956Kg/h,潜热负荷为610W。冷地板所担负的负荷全部为显冷负荷，计划为42W/㎡,风机盘管所需担负的冷负荷为2.3kW,其中潜热负荷为610W。

2.2地板管布置形式

管底首先铺设高效保温材料（采用40㎜厚聚苯乙烯加铝箔，密度≥20㎏/m3），起到单向保温和隔热的作用。管材采用交联聚乙烯管（PEX）管，管径DN16，管间距100㎜，采用双回路布置以尽量均匀地面温度，各回路管长基本一致，长度为90m左右，以便阻力平衡，水量均匀。分4个回路铺设（见图1），A回路：处于房间一侧，间距200mm；B回路：套在A回路中间形成间距100㎜。C回路：同A回路，位于房间另一侧；D回路：同B回路，套在C中间形成间距100㎜；A、C回路之间，外侧回路与房间墙壁之间也保持100mm间距，每个回路可通过供回水集水器上的阀门进行开关。地板管填充层为30㎜碎石混凝土，每隔5m见方设伸缩缝，找平层约20㎜，面层装修材料选用导热性能较强的地砖，构造层厚度约70～80㎜。

图1地板管布置示意图

2.3冬夏季空调处理方案

采用空气源热泵作为本系统的冷热源，因其便于利用自然能源，制热效率大于1，具有节能优势，合理使用，可减少能耗和运行费。本系统的流程图见图2，夏季制冷、除湿运行时，截止阀A关闭，截止阀B打开，来自机组的冷水首先经过风机盘管，温度升高后再与冷地板的回水相混合，作为冷地板的供水。由于湿负荷全部要由风机盘管承担，所以风机盘管的进水温度要求较低，大约在7℃左右，如考虑温升为5℃，则风机盘管的出水温度在12℃左右，这个温度若直接供地板管，温度仍然太低，大大低于北京地区的夏季露点温度，将会造成冷地板表面结露。有关文献推荐地板供冷的水温为18～20℃，所以风机盘管的出水要与冷地板的回水混合后再供给冷地板，通过设定地板管供水温度来控制三通阀混水量。冬季直接送水至地板管，此时截止阀B关闭，截止阀A打开。冬季运行不需要混水时，二级水泵关闭。

由于经费限制，该项目未能按当前需要购置新设备，采用原有设备，裕量较大。实验用热泵机组采用苏州台佳空调器厂生产的风冷热泵机组，额定制热量19.5kW，额定制冷量16.3kW,自带水泵的额定流量6.3m3/h，扬程20m，功率0.6kW；热泵机组总输入功率7.5kW。风机盘管机组采用的是清华同方人工环境有限公司生产的卧式安装风机盘管机组，型号：FP—6.3,风量671m3/h，制冷量3500W，制热量5763W，输入功率32W。

3地板辐射供冷暖—置换通风新型空调系统的可行性及优越性

众所周知，低温地板辐射采暖方式因其舒适、节能、卫生条件好等优点，在全国范围内得到了迅速推广，对此不再赘述；而同一套系统如能同时用于夏季供冷，将减少设备初投资，提高其使用效率，因此也受到了越来越多地关注。然而，由于人们担心地板结露问题，热舒适性问题以及冷地板的供冷能力问题，使得地板供冷的应用受到了一定的限制，没有象地板辐射采暖那样得到迅速普及。

的确，当冷地板的供水温度较低或室内湿度较大时，冷地板的表面可能结露，限制了冷地板的供冷能力，不能满足舒适性要求。然而，如能与置换通风系统相结合则可解决上述问题。由置换通风系统送入经过冷却除湿的空气，由于其密度较大而沉淀在冷地板的表面，形成一层空气湖，从而阻止热湿空气与冷地板直接接触，降低了冷地板表面的露点温度，能够保证足够低的供水温度，提高了冷地板的供冷能力。同时，置换通风系统本身也可以承担一部分冷负荷，与地板辐射供冷系统相结合，则可达到较高的舒适性要求。再者，对于人们所关心的热舒适性问题，有研究表明，把地板温度控制在18～20℃的范围内，在夏季不会产生脚冷的感觉，与置换通风系统相结合，则可以承担室内的全部冷负荷。

4冬季运行情况

4.1热泵机组运行参数

由于搭建实验台等原因，测试时间主要集中在2004年2月下旬和3月上旬。虽然天气已经转暖，但仍能感到春寒料峭，室内、外温湿度通过清华同方生产的温湿度自记仪采集，每隔半小时自动记录一次。系统中安装了冷热量表、流量计，热泵机组单独加装了电表，用来进行实测、统计和运行控制。热泵机组的耗电量和制热量分别由电表和热表计量，要说明的是，由于机组裕量过大，采用一个有效容积为300升的蓄热水箱进行调节，为避免压缩机频繁开机，设定出水温度上限为45℃，温差调节幅度调至15℃，实际运行中开机与停机的时间比约0.2:1。为此，在实际计算机组的COP时，要扣除水泵的耗电量。测试期间，室外气温大部分时间在6～10℃之间，室外最低温度-2℃，一般最低温度在4～7℃之间。经过多次测量，在连续运行50小时，达到稳定状态后，测得机组平均耗电量约1.04kW/h，扣除水泵耗电量0.6kW/h后，耗电量为0.44kW/h；平均制热量约1.53kW/h，经计算COP值约3.5。

4.2室内温度实验结果

为了研究地板辐射供冷暖—置换通风的使用效果，对该实验室围护结构内表面温度和室温进行了实测。围护结构内表面温度用热成像仪测得，取多点测量的平均值；室内温度用清华同方生产的温湿度自记仪测得，多次测试的平均值见表1。

地板温度、围护结构内表面温度和室内空气温度表2测点

温度

地面

温度（℃）

顶板

温度（℃）

东墙

温度（℃）

西墙

温度（℃）

南墙

温度（℃）

北墙

温度（℃）

外窗

温度

（℃）

室内

温度

（℃）

初始温度

稳定值

15.3

27.2

16.2

22.5

15.0

21.6

15.1

21.7

16.9

22.3

16.4

22.5

10.1

18.6

15.8

24.1

可以看出，在测试的地板辐射系统中，随着地面温度的升高，室内表面的温度也较高，其面积权重平均温度接近室内温度。另外，由于人体的舒适感是辐射和对流两种传热的综合效果，可用作用温度来表示。根据文献介绍，在室内风速很小时，作用温度可认为等于围护结构表面平均温度和室内空气温度的平均值，也就是说，在地板辐射供暖系统中，辐射和对流这两种传热方式对人体的舒适感具有同等效果。

5初步结论

（1）辐射供冷暖—置换通风新型空调系统用于北京地区的冬季供暖，完全能够达到室温要求。

（2）由于热泵本身的节能性，比之使用电锅炉等设备节省能耗和运行费方面的优势明显。

（3）地板供冷与置换通风系统相结合，由置换通风系统承担室内全部潜冷负荷和一部分显冷负荷，冷地板承担显冷负荷，完全可以满足夏季供冷的要求。

（4）本项目由于机组裕量太大，所配水泵的额定流量和扬程过大，造成了水泵能耗过大，浪费了一定的能量。实际使用中，选用机组不必留较大裕量。

参考文献:

［1］B.W.Olesen.PossibilitiesandLimitationsofRadiantFloorCooling.ASHRAETransaction103（1）:42～48（1997,Part.1）

［2］王子介,空气源热泵用于住宅地板辐射供暖的实测研究.暖通空调，2003（1）：56～58

［3］王子介等.地板辐射供冷及地热空气源热泵可行性研究分析.全国热泵和空调技术交流会论文集，2001，258～265

［4］李先中，王子介.地板供冷置换通风复合空调系统在住宅建筑中的应用，电气与智能建筑，2002.11：62～65

供冷范文篇9

关键词控制策略优化控制冰蓄冷系统

AbstractInvestigatesthethreecontrolstrategies-chiller-priority,storage-priorityandoptimalcontroloficestoragesystems.Givesandalgrithomtoreducetheelectricchargewithcost-effectiveallocationofcoolingbetweenthechillerandstorageandanexampletocomparethechargeswithchillerpriorityandthatwithoptimalcontrol,whichshowsthelatterstrategycanbetterrealizethepotentialofthestoragesystemandtheratestructure.

keywordscontrolstrategyoptimalcontrolicestoragesystem

1前言

冰蓄冷系统可以削减电负荷高峰，缓解电力紧张，减少电力建设投资。因此自80年代初至今美国、日本等地得到广泛应

用。目前我国不少省市已实施分时电价，以鼓励用单位在电负荷谷进用电，北京等一些城市更是明确规定利用电力制冷的单位必须安装冰蓄冷系统，否则将控制高峰用电量。

冰蓄冷系统可以分为全负荷冰蓄冷系统和部分负荷冰蓄冷系统。全负荷冰蓄冷系统是在供冷时不使用冷冻机，只依靠蓄冰罐融冰来满足冷负荷需求。这种系统要求的蓄冰罐和冷冻机容量都比较大，一般用于体育馆、影剧院等负荷大、持续时间短的场所。对于一般商业建筑，则由于其初投资过大而很少采用。部分冰蓄冷系统在供冷时则依靠蓄冰罐融冰和冷冻机共同运行负担冷负荷，冷冻机和蓄冰罐容量都比较小，初投资和运行费可以达到综合最优，因而被一般商业建筑广泛采用。本文只讨论部分负荷冰蓄冷系统的控制。

2冰蓄冷系统的控制策略

部分负荷冰蓄冷系统的控制就是要解决冷负荷在冷机和冰罐之间的分配问题。常见的控制策略有冷机优先、蓄冰罐优先和优化控制。

2．1冷机优先

冷机优先的策略是尽量让冷冻机满负荷负荷运行。如果冷负荷小于冷冻机制冷能力则蓄冰罐不融冰供冷，完全依靠冷冻机负担冷负荷。如果冷负荷超过了冷冻机制冷能力，则在冷冻机满负荷的情况下，依靠冰罐融冰来负担不足的部分。冷机优先的控制策略工程实现简单，运行可靠，但这种控制策略在冷负荷较小时，冰罐使用率极低，不能有效地削减电负荷高峰和降低用户电费。

2．2蓄冰罐优先

蓄冰罐优先的策略是尽可能地利用蓄冰罐融冰来负担冷负荷。当冰罐不能完全负担时，依靠冷冻机负担不足的部分。这种策略能最大限度地利用蓄冰罐。但因为要保证冷源能负担每天的峰值冷负荷，蓄冰罐不能融冰太快，所以需要对负荷进行预测以决定各时刻的最大融冰量。因此，冰罐优先的控制策略实现起来较为复杂。而且在我国电价结构下并非最经济的运行方式，对削减电负荷的晚高峰贡献不大。

2．3优化控制

优化控制是提出某目标函数，在一定的约束条件下，使该目标函数达到极值。为了使冰蓄冷系统最大限度地发挥作用，尽可能地减少电负荷高峰期的用电，使用户的电费最少，就需要对冰蓄冷系统进行控制策略。Stethmann在文献[1]中提出了冰蓄冷系统的控制策略，并对美国圣地亚哥一幢9200m2的建筑进行了模拟分析，发现控制策略与冷机优先相比，节省运行费42%。Braun在文献[2]中比较了冷机优先、蓄冰罐优先、优化控制的经济性，发现在美国威斯康星电价结构下，天气凉爽时，控制策略比冷机优先节约运行费25%；而典型设计日基本不节省运行费。该文提出优化目标的约束条件，但没有对对蓄冰罐融冰的约束进行分析。

3优化控制方法

优化控制的目标是在满足用户需求的条件下，使运行费最少，这样不仅对用户有利，而且可以拉平电负荷，对整个电网有利，促进合理用电。

该用户k时刻的负荷为qk，其中冷机负担qik，冷冻机出力qrk的费用为R（qrk），蓄冰罐出力qik的费用为I（qik）。全天的运行费M为

（1）

优化的目标是使M最小。

优化的结果是：

（2）

其中：qrkmax为冷冻机k时刻的最大制冷能力；

qikmax为蓄冰罐k时刻的最大融冰供冷能力

这里需要注意的是：蓄冰罐最大融冰供冷能力与蓄冰罐中剩余的冰量有关，也就是与蓄冰罐以前的融冰量有关。

按蓄冰罐、冷冻机性能给出具体的约束条件，按电价结构、用户负荷、系统性能给出具体目标函数后，可以使用最优化方法求解该问题，得以的结果是各时刻冷冻机和蓄冰罐分别负担的冷负荷qrk、qik。

4实例分析

为了探讨在华北地区电网电价结构下优化控制的经济性，笔者对北京某建筑的冰蓄冷系统在优化控制和冷机优先的两种控制策略下的全年运行费进行比较分析。

华北电网电价结构为：

高峰平峰低谷

时间8：00～11：007：00～8：0023：00～7：00

18：00～23：0011；00～18：00

电费0.534元/kWh0.318元/kWh0.118元/kWh

该建筑采用部分负荷蓄冰系统，有4台RTHB4502螺杆式冷水机，空调工况制冷能力5564.6kW，蓄冷工况制冷能力3784kW，耗电量为1032kW，71个Calmac1190A冰罐，系统见图1，典型设计日的逐时负荷见表1。

图1

表1典型设计日负荷

时刻78910111213141516171819

负荷1878.22077.42191.22561.22105.91992.02760.43215.73101.92162.8369.9313256.1

因为RTHB4502部分负荷性能优越，为简化计算，假定空调工况与蓄冰工况的耗电量分别与负荷成正比（这样得到的结果偏于保守）。即：

R（qrk）=qrk×（1032/5564.6）×Ek=qrk×qk(3)

其中Ek为k时刻电价；

ak为冷冻机单位供冷负荷的费用，等于（1032/5564.6）×Ek。

因为本建筑只在电负荷低谷期蓄冰，故蓄冰罐供冷的费用简化为：

I（qik）=qik×bk（4）

其中bk为冰罐负担单位冷负荷的费用，等于（1032/3784）×E低谷，E低谷为低谷电价。

下面给出具体约束条件：

（5）

关键是qikmax的确定，文献[1][2]对此均未作进一步分析。笔者利用Calmac在文献[3]中给出的产品性能曲线，综合出蓄冰罐最大融冰供冷曲线。Calmac1190A在回水10℃，供水6.7℃下的融冰供冷曲线可以用最小二乘法拟合为：

x=563×(1-exp(-0.316t))(6)

融冰供冷量

y=dx/dt=177.8×exp(-0.316t)(7)

即：y=177.8×(1-x/563)（8）

其中：x为已融冰供冷量，kWh；

t为时刻h；

y为各时刻的最大融冰供冷量，kW。

从式中可能清楚看出，各时刻的最大融冰供冷量与蓄冰量有关，（1-x/563）为剩余蓄冰量占部蓄冰量的比例。

这样，便可以给出qikmax的表达式：

（9）

得出优化问题是：

（10）

这是一个线性优化问题，可用单纯型法求解，具体解法参见文献[4]。结果见表2至表5。

表24月份平均气象条件下的比较/kW

时刻负荷冷机优先优化控制

融冰量冷机出力融冰量冷机出力

724050240524050

825280252825280

926520265226520

1027760277627760

1128990289928990

1230230302330230

1331470314731470

1432700327032700

1533940339433940

1631710317131710

17294902949392190

1827260272627260

1925040250425040

表36月份平均气象条件下的比较/kW

时刻负荷冷机优先优化控制

融冰量冷机出力融冰量冷机出力

727750277527750

834460344634460

9416.60416.6416.60

104787.304787.34787.30

1154580545805458

126129564.45564.6564.45564.6

136800.112355564.612355564.6

147470.81906.25564.61906.25564.6

158181.625775564.625775564.6

166744.21179.65564.61179.65564.6

175726.7162.15564.6162.15564.6

1845190451945190

193311.603311.63311.60

表47月份平均气象条件下的比较/kW

时刻负荷冷机优先优化控制

融冰量冷机出力融冰量冷机出力

725970259702597

84000.605564.64000.60

95044.605564.64725.1319.3

106088.3523.75564.6523.75564.6

117132.11567.55564.61567.55564.6

1281762611.45564.62611.45564.6

139219.53654.95564.63654.95564.6

1410263.34698.75564.64698.75564.6

1511307.25742.65564.65742.65564.6

169428.43863.85564.63863.85564.6

177549.619855564.619855564.6

185670.8106.25564.62079.63591.2

193792037921422.62369.4

表5优化控制的经济性

月份优化运行费/元冷机优先运行费/元节约运行费/元节约百分比/%

452335.27107350.755015.3851.25

570060.74124886.354825.643.9

6143662.9199926.156263.2328.14

7242877.1273942.931065.8411.34

8242877.1273942.931065.8411.34

9147115.520153654420.4827

1095307.33150908.755601.436.84

1152335.27107350.755015.3851.25

总计10465711439844393273.227.31

从表2可以看出：在冷负荷非常小时，优化控制策略充分发挥了蓄冰罐的潜力，冷冻机在电负荷高峰期完全不运行。从表3中可见，在冷负荷比较小时，优化控制在满足高峰冷负荷的条件下，在电价峰值期，尽量利用蓄冰罐融冰来满足用户冷负荷需求，其中，在优化控制策略下，完全用蓄冰罐融冰来负担8、9、10、18、19点冷负荷；从表4中可见，当冷负荷接近典型设计日负荷时，为了保证满足高峰冷负荷需求，必须控制电价峰值期的冰罐融冰量，优化控制节省的电费不多。

由于我国电价结构中18：00～23：00为晚高峰，优化控制中便留取一定量的冰以作晚高峰制冷使用。可见在我国华北地

区，冰罐优先不是最最优的控制策略。优化控制就其复杂性来说基本等同于冰罐优先，便更省运行费。

优化控制比冷机优先全年节约运行费25%，这一节约主要来源于非设计条件下，即用户日负荷小于典型设计日逐时负荷。此时，对于冷机优先策略，则以冷冻机供冷负荷，蓄冰罐基本不用（见4月份数据）；而优化控制则基本由蓄冰罐供冷负荷，节约了大量运行费（4月份省51%）。而在负荷接近设计负荷时，电费节省不多（7月份省11%）。考虑到实际设计中设计负荷往往大大超过实际负荷，冷源供冷能力偏大，在实际冰蓄冷系统中采用优化控制可以节约更多的运行费。

6参考文献

1DHStethmann.Optimalcontrolforcoolstorage.ASHRAETrans.1989.95(1):1189-1193.

2JEBraun.Acomparisonofchiller-priority,storage-priorityandoptimalcontrolofanice-storagesystem.ASHRAETrans.1992.98(2):893-962.

供冷范文篇10

根据动力装置，热电冷联产可分为外燃烧式（蒸汽动力装置）和内燃烧式（燃气动力装置）。分析了外燃烧式热电冷联产系统节能条件，计算表明内燃烧式系统具有节能优势和潜力。

关键词:热电冷联产供热供冷节能

Abstract

Accordingtothekindofpowerplantthecombinedheating,coolingandpowerproductionsystemcanbedividedintoexternalcombustionandinternalcombustiontypes.Analysestheconditionsofenergyefficiencyfortheexternalcombustionsystems.Explainstheadvantageandenergysavingfortheinternalcombustionsystemsbyaexample.

Keywords：combinedheatingcoolingandpowerproductionheatingandcoolingenergyefficiency

0引言

热电冷联产（trigeneration）是同时生产电能（或机械能）、热能和冷媒水的一种联合生产方式，由热电联产（cogeneration）发展而来，是热电联产技术与制冷技术（吸收式或压缩式）的结合。

热电冷联产装置的选择范围很大。就动力装置而言可选择外燃烧式蒸汽动力装置和内燃烧式燃气动力装置；就制冷而言可选择压缩式、吸收式或其它热驱动制冷方式，还可以根据用户性质、条件选择大规模热电冷联产生产装置和设在用户现场的三联产装置。热电冷联产系统流程也有许多优选的余地。

在热电联产应用中，背压汽轮机常常受到区域供热负荷的限制不能按经济规模设置，多数是容量相当小和效率低的，而燃气轮机则通过技术革新已经产出了尺寸小、质量轻、机械效率高和排气温度高的产品。产品的容量从小于750kW到大于75kW，甚至有容量超过300kW和小于80kW的。它们用于热电联产时，机械效率为30%～40%，热效率为70%～80%。所以在有燃气和燃油的地方，燃气轮机正日益取代汽轮机在热电联产中的地位。

20世纪90年代初建成的日本新宿区域供热供冷中心的热电冷联产是一个大规模系统的典型实例。该系统由燃气--蒸汽联合循环热电联产装置、汽轮机拖动的离心式冷冻机、背压汽轮机排队汽余热驱动的吸收式冷冻机等组成。作为基本负荷制冷机采用这种"前置式"组合，能适应一年中冷、热负荷的变化而保持高效运行，节能达10%。近年来我国上海浦东国际机场和上海市黄浦区中心医院也建成了燃气轮机热电冷联产系统。

1外燃烧式热电冷联产

外燃烧式热电冷联产系统是由锅炉产生高压高温蒸汽，利用汽轮机将蒸汽的热能转变为机械能，并带动交流发电机发电；汽轮机的抽汽或排汽对外供热和驱动吸收式制冷机制冷。此外，该系统还可作如下变化：用制冷压缩机取代交流发电机，或在抽汽式汽轮机的抽汽处装第二台带动制冷压缩机的汽轮机。

热电冷联产对于热电厂来说夏季要供冷从而全年可以多发电，提高了设备利用率。但是与凝汽式发电相比，供热汽轮机组电效率降低，所以说，外燃烧式热电联合生产热能是以发电量的减少为代价的。笔者在文献[1]中估算了利用汽轮机抽汽或排汽对外供热和驱动吸收式制冷机制冷情况下的供热、供冷一次能耗率。方法是在消耗同等数量燃料热的条件下，热电机组因供热而比用凝汽式机组所减少的发电量，折合成一次燃料热，作为联产供热消耗的能量。因这种方法固定了发电能耗率，故可只根据供热和供冷一次能耗率来估计哪一类热电冷联产系统是节能的。而且用该法也便于与其它单纯供热和供冷的系统比较。这种方法还能区别汽轮机型式、进汽参数及供热参数等不同因素的影响。这一点对于供冷能耗估算是至关重要的。

估算结果表明，利用联产热供暖供冷与用锅炉或直燃热相比总是节能的。至于把得用联产热供暖与电动热泵供暖相比，以及利用联产热驱动制冷系统供冷和电动制冷相比的结果，则不能一概而论。由于汽轮机型式和进、排汽压力有高有低，制冷机和热泵的特性系数COP也有高有低，还有电厂效率和实际运行情况等等，所以必须全考虑有关因素具体分析。总体上，利用外燃烧式热电联产的热能供热制冷，需要汽轮机有较高的进汽压力和热驱动制冷机较高的性能系数，才能与具有较高性能系数的电动制冷机和热泵相竞争。汽轮机直接拖动的压缩式制冷一次能耗率取决于制冷机的COP，与电动制冷类似。

2内燃烧式热电冷联产

在内燃烧式热电冷联产系统中，内燃机或燃气轮机通过一或两个轴，向交流发电机和/或制冷压缩机提供机械能。由一自动调节系统调节交流发电机和制冷压缩机提供能量的比例。内燃机或燃气轮机的排气余热可以直接或间接（通过余热锅炉）用于供热及吸收式制冷机组制冷。回收排气余热所得蒸汽也可先带动汽轮机发电或产生机械功，构成燃所-蒸汽联合循环，进一步提高热能动力装置的效率，然后再由汽轮机的抽汽或排汽供热及由吸收式制冷机组制冷。

内燃烧式热电联产热能是从回收燃气轮机或内燃机排出的烟气或冷却汽缸的余热所得，若未采用燃气-蒸汽联合循环，则不影响发电量却提高了热能利用率。所以可视为废热利用，从能源的有效利用来看比外燃烧式热电联产更为有利。

20世纪90年代初美国专为区域供能开发了热电冷三联产机械。其特性是：与原动机（燃气轮机）在同一根轴上连接着发电机/电动机和制冷压缩机；天然气和电的任意组合都可用于驱动螺杆压缩机，而原动机产生的轴功可用于在任意比例下生产冷媒水和发电；用原动机的排气生产出热。从来自区域供能装置运行的实际数据，得出单位冷量的天然气消耗量换算成供冷一次能耗率为：带热回收的三联产0.317，三联产0.667。三联产装置的年满负荷运行时数达到5000～7000h[2]。

下面以一个例子说明热电冷联产系统的流程，以及在内燃烧式热电冷联产系统的一次能耗率和节能率的计算。

图1所示的复合式联产系统[3]是在上面电量描述的在内燃烧式热电冷联产系统基础上发展的。该系统由以天然气为一次能源Qp的内燃机（ICE）、发电机（G）、吸收式制冷系统（ARS）和蒸气压缩式制冷/热泵系统（HP）组成。热泵的驱动力P是常规热电联产机组总电量NCCU的一部分。NCCS是热电冷联产的输出电量。内燃机的供热量QICE是来自燃烧产物热量QCP与来自冷却汽缸的热量QEC之和。用QCP作吸收式制冷系统的驱动热能；热泵冷凝器放热QCH和冷却汽缸得热QEC用于供热水。图示系统分别从吸收式制冷系统蒸发得到冷量QEA，从换热器HEEC和HEWH及热泵冷凝器得到热量QEC+QWH+QCH，以及电量NCCS。这个系统的特点是回收吸收式制冷机的吸收器和冷凝器的放热作为压缩式热泵蒸发器的吸热。前者作后者的低温热源，后者为前者提供冷却水。它还能生产出两种温度的热水以满足不需要。

计算采用如下参数：

复合式联产系统的一次能耗量QP=243.1kW，从内燃机回收的热量QICE=125.17kW，常规热电机组输出的电量NCCU=74kW，从换热器HECP取得的热量QCP=66.28kW，从换热器HEEC取得的热量QEC=58.89kW，电热比，常规热电机组的总效率，分产时发电与输电效率ηe=0.35，分产时锅炉供热效率ηf=0.9,分产时压缩式制冷系统性能系统COPCRS=2.5。

对于图1的复合式联产系统作计算得到：可利用热输出量之和

∑QH=QCP+QEC=QWH=188.47kW

供冷量

∑QC=QEA=46.01kW

压缩式热泵系统的驱动力

P=17.28kW

电力输出

NCCS=NCCU-P-=56.72Kw

复合式联产系统的一次能耗率

热电冷分产系统的一次能耗率

PERSG=1.455

一次能的节约率

计算结果表明，该复合式联产系统与采用锅炉、压缩式制冷机和凝汽式发电机的热电冷分产相比节能率达42.6%。尽管它采用了性能系统只有0.7的单效溴化锂吸收式制冷机，但因制冷机的排热得到利用，整个系统仍有很低的一次能耗率。

3结束语

利用外燃烧式热电联产的热能供热制冷，与利用直燃/锅炉热相比总是节能的，但与性能系数较高的电动制冷和热泵相比较，则需要汽轮机有较高的进汽压力和热驱动制冷机有较高的性能系数。所以说，外燃烧式热电冷联产的节能是有条件和有局限性的。

内燃烧式热电联产热能是从回收燃烧产物或冷却气缸余热所得，不影响发电量，故具有节能优势。文中介绍的复合式联产系统，与分产相比系统节能率达40%。可见，通过优化设备配置和系统流程，内燃烧式热电冷联产还有很大的节能潜力。

在区域供热和供冷应用中有条件地以内燃烧式或燃气-蒸汽联合循环联产装置取代外燃烧式联产装置是一种趋势。当然还需针对不同供能对象和负荷条件进行设计，解决好能量利用的合理性与用户条件的现实性的矛盾，才能收预期的节能效果。

近来，微型燃气轮发电技术在美国和日本兴起，设备发电容量30～80kW，发电效率达26%～28.5%。这种小型化、高效率和分散型的发电装置，有可能成为21世纪能源技术的主流，并将掀起"电源小型分散化"的技术革新热。可以想见，小型分散化热电冷联产系统将会与之伴随发展。

参考文献

1陈君燕，冷热联供系统的能耗估算，暖通空调，2001，31（3）.