热电冷三联节能分析论文

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摘要：热电冷三联供系统节能性问题在国内学术界仍存在争论。本文重新计算了被许多文献引用的当量热力系数，并在此基础上阐述对热电冷三联供系统节能性的认识。

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。

（5）热和冷两者对热电冷三联供系统能耗的影响是不同的

通常所讲的热电联产供热是节能的，这是相对于锅炉直接供热而言的，因为热电联产供热方式利用的是作功发电后的低品位蒸汽，而锅炉供热是直接利用高品位的燃料能。而在热电冷三联供系统中，吸收式制冷机虽然也是利用低品位的蒸汽热能制冷，但与压缩式制冷相比却不一定节能，因为压缩式制冷的COP远高于吸收式制冷。如图5所示，从一次能源利用的角度看，无论热电冷系统的吸收式制冷还是压缩式制冷，都要经过两个能源转换环节。热电冷三联供制冷方式第一个环节是一次能源（燃料）通过热电厂转换成热量和电量，第二个环节是热量通过吸收式制冷机转换成冷量；压缩式制冷方式第一个环节是一次能源通过电厂转换成电量，第二个环节是电量通过压缩式制冷机转换成冷量。热电冷三联供制冷方式的第一个环节能量转化效率高于压缩式制冷制冷方式，而第二个环节能量转化效率则低于压缩式制冷制冷方式。因此须根据具体情况通过定量计算来评价热电冷三联供系统的能耗，进而才能得出是否节能的结论，而文献[2]仅凭定性分析，认为冷和热性质相同，因而对系统节能性的影响相同，进而得出热电冷三联供制冷方式一定节能的结论，这是欠妥的。