能源塔熱泵系統工作原理：

在夏季，主機通過能源塔系統進行蒸發冷卻，提供穩定冷源；在冬季，低溫熱泵主機通過能源塔系統采用某種凝點低于0℃的特殊載體介質、以及低溫寬帶小溫差傳熱技術，能高效地提取0℃以下濕空氣的顯熱和潛熱，在-15℃工況下仍可提供穩定熱源。

能源塔工作原理：

夏季運行情況：将高于空氣濕球溫度的循環水，均勻噴淋在高于冷卻塔N倍的具有親水性質凹凸形波闆上

循環水在親水填料面形成水膜；

空氣側經多層凹凸形波闆填料空間的表面空隙逆向流通，形成水氣之間的接觸面；水膜與空氣直接進行顯熱與潛熱（蒸發）的逆流換熱；水份蒸發時吸收了制冷機冷卻循環水餘熱，降低了循環冷卻水溫，使冷卻水接近于空氣濕球溫度上限值1~2℃。

冬季運行情況：将低于濕球溫度的防凍溶液，均勻地噴淋在凹凸形波闆具有親液性質填料填料層上，使防凍溶液在親液填料面形成液膜，空氣側經由多層凹凸形波闆填料空間的表面空隙逆向流通，形成液氣之間的接觸面。溶液在能源塔中熱交換吸熱，主要是依靠表面液膜，在發生顯熱交換的同時，潛熱交換也存在。

能源塔熱泵技術适用範圍：

1）項目地質條件缺水、少水，不具備埋管、打井及其他水源換熱的地區。

2）冬季最低溫度不低于-12℃，室外相對濕度不低于55%的長江周邊及以南地區。

3）建築面積大于1萬平米，空調負荷容量不小于1000kw規模中大型公共項目。

4）傳統單冷水機制冷 鍋爐制熱形式的改造項目。

能源塔種類：開式塔與閉式塔；方形塔與圓形塔；橫流塔與逆流塔；玻璃鋼塔與金屬塔。

能源塔熱泵系統組成：

能源塔熱泵系統由能源塔熱交換系統、能源塔熱泵機組、管路切換裝置和建築物内系統四大部分組成。

能源塔熱交換系統包括能源塔、溶液泵、溶液濃度控制裝置、溶液儲存裝置及附屬管路系統等組成。

能源塔熱泵機組構成與原理：

能源塔發熱泵機組采用雙冷凝器全熱回收技術。采用閥門切換來實現四種不同工況的運行。

本質上能源塔熱泵屬于空氣源熱泵的一種形式，但比空氣源熱泵多了載冷劑與空氣側的二次換熱。從另一個角度上來說，它屬于水地源熱泵的衍生品。它比常規水地源熱泵多了一套油冷卻器。

能源塔的結構設計與使用要點：

1、能源塔的設計采用特殊的結構和填料系統，保證能源塔的換熱效果。專門的防漂系統設計，有效地降低了溶劑和水的漂移損失。塔料體材和不鏽鋼緊固件保證塔的使用壽命，沒有化霜問題。

2、能源塔的布置應于建築協調，病選擇合适場合保證通風順暢。一般布置在裙房或者主樓屋頂。另外，能源塔應設置在專用基礎上。

3、能源塔與傳熱介質接觸的客體、換熱填料、型材、螺栓等，應根據防凍液的腐蝕特性，進行有效防腐處理。

4、溶液濃度控制裝置：

溶液濃度控制裝置系統主要包括濃縮裝置、儲液池、加藥系統以及數據監測系統。

1）溶液池與濃度控制系統

圖中A：溶液集水箱或池（小）B：溶液集水箱或池（大） C：溶液濃縮裝置（标配）其中B ≥3A；

整套裝置安裝于能源塔冷卻水環路，設置在主機旁并連接熱水水箱旁路，也可連接主機熱回收或其他加熱設備；C設備加熱時溫控啟動A設備啟動時壓力控制啟動。

2）抗凍劑選擇與使用

抗凍劑又稱阻凍劑，是一類加入到其他液體(一般為水)中以降低其冰點、提高抗凍能力的物質。

能源塔系統可選用的抗凍劑有甲醇、乙醇、乙二醇、水溶性酰胺和氯化鈣、鹽水及某新型冰河冷媒等。

不同的用戶可以根據自己的需要加以選擇。

抗凍劑的加入量如下圖所示：

在冬季抗凍劑加入量随着不同的環境溫度而不同；

抗凍劑的加入量能影響系統的能效比；

抗凍劑的初次添加量按照1：3添加（抗凍劑：水）。

5、管路切換裝置

能源塔熱泵系統采用管路切換裝置（聯箱）來實現冬夏工況的轉換，以減少管路中的混水現象。

其中制冷管路采用雙閥門控制。

工程控制技術：溶液輸配；低溫報警；防腐鏽蝕；雙季管路切換；能源塔防漂和溶液濃度控制。

能源塔熱泵系統與常用空調系統對比：

1.形式對比：

2.環評對比：

3.投資對比：

以能源塔為冷熱源的水源熱泵、帶水蓄能的空調、采暖、生活熱水三用系統的可行性及其節能效果：

本段作者：林康立。

本文針對某酒店空調、采暖、生活熱水熱源三用系統的工程實例，可能實施5個方案的仔細分析研究和全年的能源消耗及特定的電、燃氣或燃油價格下的費用的比較，以及通過對能源塔熱泵冷熱水機組和水源熱泵熱水機組的特性推算；水蓄冷（熱）的設計計算；機組過冷熱回收的計算以及能源冬季結霜量和融霜熱的計算，證明由能源塔和水蓄冷所組成的水源熱泵、帶水蓄能的空調、采暖、生活熱水三用聯合系統的方案是可行的。該方案應用了各種可能的節能辦法後比采用傳統的水冷冷水機組供冷、燃油或燃氣鍋爐系統供熱的方案（方案2）是大大的節能的，但比當前通常推行的水源熱泵冷熱水機組為冷熱源（可以是土壤源熱泵，也可以是地下水熱泵、江河湖海的水源冷熱水系統（方案3）；一般帶熱回收空氣源熱泵冷熱水機組（方案4）和空氣源熱泵冷熱水機組與熱水機組的聯合系統（方案5），在節能方面的優勢并不十分明顯。

本方案1中利用了能源塔的專利技術，能源塔夏季作為冷卻塔起到蒸發冷卻排除空調系統的餘熱作用；冬季則成為吸取周圍低溫空氣中熱量作熱泵制熱的熱源，取消了一般水源熱泵必須的複雜取熱設施。方案中采用了水蓄熱和水蓄冷技術，可充分利用晚間低價谷電，“削峰填谷”，實現電力平均化和降低運行成本；方案又采用了水源熱泵熱水機組的全年供應50℃熱水的生活熱水系統，而制取生活熱水的熱源則是來自能源塔的空氣和來自熱泵機組液相制冷劑的過冷熱（制冷機節能器）的回收。機組過冷熱的回收可大大提高熱泵機組制冷、制熱效果。

本方案1完全沒有采用電能、燃油、燃氣等高位能源為三用聯合系統的輔助熱源。

本方案1也适用于原先采用傳統的水冷冷水機組加鍋爐的空調及生活熱水的冷熱源的改造，在原有的水冷冷水機組上加裝某單位研制的能量轉換裝置和制冷機節能器，就可以改造稱為“水源熱泵”的冷熱水機組，再配置相應的能源塔，就構成了空調用能源塔熱泵冷熱水機組。“根據際高的資料認為：能源塔熱泵系統可實施供暖，制冷和供熱水，适合于-9℃以上長江流域潮濕地區，冬季COP大于風冷熱泵達3.67。在地源熱泵難以打井的地區可取代地源熱泵”。

本文指出，對于三用系統的技術經濟性，必須在可靠的水，電，燃料價格的前提下，進行全年的能耗比較，也隻有在空調、采暖、生活熱水3個部分加起來的投入/産出比（總能效比）最高為最優方案，自然也應考慮主機設備的來源是否方便和一次投資及其回收年限的影響。本文僅在特定條件下進行分析比較的結論，有一定局限性，而其真正目的是提供方法和思路，并要求對于空調，采暖，生活熱水熱源三用系統的方案，進行認真的技術經濟比較，以推進應用熱泵技術節能的發展。

1.概況

設某酒店的建築總面積為5000㎡，共有150個标準客房，滿員客人為300人，原設計采用傳統的水冷冷水機組作為夏季空調冷源，燃油鍋爐産生蒸汽為熱源。現為了節能減排的要求，決定采用能源塔熱泵冷熱水機組為空調系統的冷熱源；采用水源熱泵熱水機組制生活熱水，并采用水蓄冷和水蓄熱的辦法，避開白天的用電高峰，達到“削峰填谷”的目的，盡量利用低價的谷電，進一步降低運行的成本。為此，對此方案的技術經濟效果進行論證，比較。

2.設計數據

2.1 建設地點：南京市，北緯32°00′，東經118°48′。

2.2 年平均溫度：15.4℃。

2.3 冬季空調室外計算幹球溫度-6℃；夏季空調室外計算幹球溫度35℃，濕球溫度 28.3℃。

3.空調負荷和熱水

3.1年度按季空調負荷和熱水負荷（見表3.1）

表3.1 空調與熱水負荷

空調和熱水負荷的計算如下：

全年分三個季節，夏季138天，春秋季122天，冬季105天，求出平均氣溫，自來水溫，不凍液溫。得到空調額定冷負荷1163千瓦；空調額定熱負荷930千瓦。空調日用總冷量20000千瓦小時；空調日用總熱負荷18600千瓦小時。生活熱水日供應量 36噸，水溫50℃，熱水日用熱量，夏季1088千瓦小時；春秋季 1444千瓦小時；冬季1800千瓦小時。

運行策略：

1）夏季：制空調用冷水及生活熱水；水源熱泵制空調冷水；水蓄冷；水源熱泵熱水機組聯合制生活熱水；水源熱泵熱水機組熱源可應用蓄能水池内冷水制熱水，同時将部分水池内的冷水進一步降溫，減少制空調冷水的負荷。

2）春秋季：空調停用，僅制生活熱水；水源熱泵熱水機組制生活熱水；水源熱泵熱水機組熱源可應用蓄能水池水或能源塔的不凍液。

3）冬季：制空調用熱水及生活熱水；水源熱泵制空調熱水；水蓄熱；水源熱泵熱水機組制生活熱水；

水源熱泵熱水機組熱源可應用蓄能水池熱水或能源塔的不凍液。

3.2 夏季空調日小時冷負荷變化情況

表3.2夏季日空調冷負荷變化表

3.3 冬季空調日小時熱負荷變化情況

4.設計說明

4.1概述

本設計方案決定采用能源塔熱泵冷熱水機組為空調系統的冷熱源；采用水源熱泵熱水機組制生活熱水，并且運用水蓄冷和水蓄熱的辦法，避開白天的用電高峰，達到“削峰填谷”的目的，盡量利用低價的谷電，進一步降低運行的成本。首先對原先設計的空調水冷冷水機組加裝某單位研制的“能量轉換裝置”及“制冷機節能器”使之成為一台可進行蒸發器和冷凝器切換不凍液源的類似于水源熱泵的“不凍液熱泵冷熱水機組”；該機組可在夜間利用谷電制冷（熱）水，并可蓄存在蓄能水池中。

水蓄冷（熱）設計采用分量蓄能的方案，即按照夜間8小時利用谷電全額運行熱泵機組，制備冷熱水蓄存于水池中；在負荷高峰時段靠機組和蓄能水池同時供應來滿足空調用冷熱量。水源熱泵冷熱水機組全日運行。由于采用分量蓄能，可減低空調用冷熱水機組的用量（出力）。

本設計中，水源熱泵熱水機組，可在原設計選用的冷水機組上加裝“制冷機節能器”使之成為一台蒸發器通入不凍液或蓄熱水池的溫水被吸熱和冷凝器出生活熱水的水源熱泵熱水機組。水源熱泵熱水機組的熱源應用能源塔的不凍液（在夏季和春秋季）和蓄能水池來的溫水（冬季極冷季節，短期使用。）。視情況需要，水源熱泵熱水機組在夏季和春秋季也可應用蓄能水池的水為熱源。

本設計中，對空調用水源熱泵冷熱水機組和熱水用水源熱泵熱水機組均進行機組内部循環工質--液态氟利昂過冷熱的回收（通過外置的“制冷機節能器”），這一方面可增加機組的制冷量和制熱量，也相應減少了耗電量；另一方面利用回收的液氟過冷熱量預熱生活熱水系統的補水，減小熱泵熱水系統的電耗，并可利用回收熱量所加熱的熱水作為能源塔冬季除霜的噴淋水（噴淋後的水直接排放不再回收）。

進行方案的技術經濟比較時，所選機組的特性很重要，在廠家無法提供數據時，隻有進行推算。下面是推算的結果。

4.2 能源塔熱泵冷熱水機組和水源熱泵熱水機組的初選及推算特性。

4.2.1 選用仿清華同方活塞式水源熱泵機組GHP600 型機組的能源塔熱泵冷熱水機組2台，對其特性進行推算，其結果如表4.1 A、B。

表4.1 A 能源塔熱泵冷熱水機組GHP600 型的推算特性(制冷時)

注：1）制冷時，冷凝器的冷卻水（即不凍液）溫升取5℃；空調冷水溫度取7℃。2）本機組的特性為推算值。

表4.1 B 能源塔熱泵冷熱水機組GHP600 型的推算特性(制熱時)

注：1）制熱時，蒸發器的水源（即不凍液）溫降取5℃；冷凝器出口熱水溫度取50℃。2）本機組的特性為推算值。

4.2.2選用仿清華同方水源熱泵機組TFS-SSR1280型機組的水源熱泵熱水機組2台，對其特性進行推算，結果見表4.2：

表4.2 水源熱泵熱水機組的推算特性（熱水出口溫度為50℃時）

4.3水蓄冷（熱）的設計計算

4.3.1本設計采用分量蓄冷（熱）的方案，空調冷負荷日逐時變化值和空調熱負荷日逐時變化值可見表3.2和表3.3。本例中，充分利用夜間8小時的低谷電，開啟冷熱水機組，除供應該時段内的空調冷熱負荷外，機組富餘的制冷（熱）量，通過水蓄能手段蓄存起來供負荷高峰時段用。從表3.2及表3.3可知：

夏季日總冷負荷 20079千瓦小時，

冬季日總熱負荷 18601千瓦小時；

機組平均小時負荷為夏季冷負荷 20079/24=827千瓦冬季熱負荷 18601/24=775千瓦；

已初選清華同方活塞式水源熱泵機組GHP600型機組二台；

其額定制冷量 612千瓦；額定制熱量 700千瓦；

輸入功率 122/171千瓦；

該機組在夏季不凍液平均溫度為23℃時，機組的出力是額定值的100%，因而夏季可選用2台機組運行。在冬季不凍液平均溫度為2℃時，機組的制熱量僅為額定值的62%，2台全開，小時的制熱量為434×2=868千瓦，但采用水蓄熱的運行模式，仍可用2台運行。

4.3.2蓄冷量的計算，見表4.3及表4.4。

表4.3夏季日蓄冷量計算表

從表格可知，夜間23時至早晨8時2台機組9小時全開，可蓄冷量 5538kW；早晨8點至夜晚23點15小時隻開一台機組，但需要補充冷量 5511kW，蓄冷與補冷量基本相等，因此可采用分量蓄冷來降低夏季空調機組的運行費用。蓄冷量中“負号值”為補冷量。

表4.4冬季日補熱量計算表

從上表可知，如果2台機組24小時運行，欠缺的熱量為 636千瓦小時，可蓄的熱量為2808千瓦小時，多餘的熱量為2172千瓦小時，可解決制取生活熱水用的部分熱量。

4.3.3 蓄冷水池的計算

可蓄冷量為5538千瓦小時，可蓄熱量2808千瓦小時。采用冷熱水槽，以最大蓄熱量計算。蓄熱水溫差取10℃。蓄冷水池體積量為：

V=(3600×QSt)÷(Δt×ρ×Cp×ROM×αV)=(3600×5538)÷(10×1000×4.1868×0.90×0.95)=527.63立方米

式中：QSt-蓄能量，千瓦小時；

Δt-溫度差，一般取10℃；

ρ-水的密度，取1000kg/m3；Cp-水的比熱容，取4.1868kJ/kg.℃；

ROM-蓄能水槽完善度,取0.95；

αV-蓄能水槽體積利用率,取0.95。

設計取500立方米的消防水池，周圍全部要保溫處理。

4.4 機組過冷熱回收的計算

4.4.1 能源塔熱泵冷熱水機組的過冷熱的回收

GHP600型機組的額定制冷量，612千瓦；額定制熱量 700千瓦；輸入功率：122/171千瓦；制冷工況：冷水 12/7℃，冷卻水（不凍液），23/28℃；制熱工況：熱水 40/45℃，熱源水（不凍液），2/-3℃。

夏季工況：經計算，液氟的過冷度為8℃時，增加的單位制冷量為2.47Kcal/kg；增加的制冷量百分數106.685%；回收的過冷熱為40.91kW。

冬季工況：液氟的過冷度為18℃時，增加的單位吸熱量為5.83 Kcal/kg；回收的過冷熱為59.58kW；液氟的過冷度為18℃時，增加的吸熱量百分數117.83%；增加的制熱量百分數為113.73%。

4.2 水源熱泵熱水機組的過冷熱的回收

SS1280型水源熱泵熱水機組其額定制冷量44.2千瓦；額定制熱量：51.2千瓦；輸入功率：10.93千瓦；制熱工況：熱水側（用戶側）溫升5℃；水源水 20/15℃；熱水出口溫度≥50℃，熱源水（不凍液）2/-3℃。

夏季工況：采用蓄冷水池的冷水為水源水，工況為12/7℃,機組内部氟利昂22循環的各狀态點的參數為蒸發溫度3℃、冷凝溫度55℃，液氟的過冷度為15℃。經計算：

液氟的過冷度為15℃時,增加的單位吸熱量（制冷量）為5.50 Kcal/kg；回收的過冷熱為5.39kW；

液氟的過冷度為15℃時,增加的吸熱量百分數37.22/31.72=1.1734=117.34%；

液氟的過冷度為15℃時，增加的制熱量百分數46.50/41.00=1.1341=113.41%。

過渡季工況：采用能源塔的不凍液為水源，過渡季不凍液的工況為12.5/7.5℃，機組内部氟利昂22循環的各狀态點的參數為蒸發溫度3℃、冷凝溫度55℃，液氟的過冷度為15℃時，增加的單位吸熱量（制冷量）為5.50 Kcal/kg；回收的過冷熱為5.39kW；

液氟的過冷度為15℃時，增加的吸熱量百分數117.34%；

液氟的過冷度為15℃時，增加的制熱量百分數113.41%。

冬季工況：采用能源塔系統的不凍液為熱源時，其工況為2/-3℃―機組内部氟利昂22循環的各狀态點的參數為蒸發溫度-5℃、冷凝溫度55℃、液氟的過冷度為15℃。

經計算，該工況下理論制熱量為315 kW；總吸熱量 為278 kW。

液氟的過冷度為15℃時,增加的單位吸熱量（制冷量）為5.50 Kcal/kg；回收的過冷熱為3.58KW；

液氟的過冷度為15℃時，增加的吸熱量百分數117.78%；

液氟的過冷度為15℃時，增加的制熱量百分數113.41%。

4.5 能源塔冬季結霜量和融霜熱的計算

本計算的目的是用機組回收的過冷熱所産生的溫水是否足以去除能源塔冬季的結霜量。

據一般資料介紹，當空氣相對濕度大于50%、空氣幹球溫度在-1～7℃左右時，空氣最容易結霜；研究發現，空氣幹球溫度在-5～5℃範圍、相對濕度在85%時，結霜最為嚴重。本計算設定通過能源塔的濕空氣為-1℃/-6℃，相對濕度為73%，計算其結霜量和融霜熱，并考察冬季開2台熱泵機組時，其回收的過冷熱所産生的熱水是否足以拿來融霜。

4.5.1結霜工況下機組過冷熱的回收量計算

所選的GHP600 型機組的制冷工況：冷水，12/7℃ 冷卻水（不凍液），25/30℃；

制熱工況：熱水 40/45℃，熱源水（不凍液）2/-3℃

冬季，設機組的氟利昂22的蒸發溫度為-15℃；(蒸發，相變)；

機組氟利昂22循環的冷凝溫度取為50℃；

過冷水的初溫/終溫5/20℃；

噴淋水的初溫/終溫 20/5℃。

此時，各狀态點的參數為蒸發溫度-15℃、冷凝溫度50℃、液氟的過冷度為18℃。

液氟的過冷度為18℃時,增加的單位吸熱量（制冷量）為5.83 Kcal/kg；

回收的過冷熱為Qgl=Δqo×Gxh=5.83×6379=37187 Kcal/h=43.24kW。

4.5.2 能源塔結霜量和融霜熱的計算

1.求通過能源塔的濕空氣質量流量和體積流量

設能源塔進出空氣的狀态為 -1℃、φ73%→ -6℃、φ73%（降溫、減濕、結霜）；

此時能源塔管内不凍液的溫升為-10℃→-5℃（逆流，升溫）；

此時濕空氣的飽和水蒸氣分壓：5.61hPa→3.67hPa；

(濕空氣的含濕量d=622Pq/(P-Pq)=622×Pqb×φ/(1013－Pqb×φ)

式中 Pq-某溫度下濕空氣中的水蒸氣的分壓力，hPa；

P—當地的大氣壓，一般為1013hPa。

相對濕度φ= Pq/ Pqb；Pq= Pqb×φ）

其空氣的絕對濕度為d1=2.525g/kg→ d2=1.6494g/kg

（注：濕空氣的含濕量按下式計算：d=622Pq/(P-Pq)=622×Pqb×φ/(1013－Pqb×φ)式中：Pq-某溫度下濕空氣中的水蒸氣的分壓力，hPa；P-當地的大氣壓，一般為1013hPa。相對濕度φ= Pq/Pqb；Pq=Pqb×φ）

求進出風狀态的濕空氣焓

h1=1.01t1＋0.001d1(2500＋1.84t1)=1.01(-1)＋0.001(2.525)[2500＋1.84(-1)]=5.30kJ/kg=1.2654Kcal/kg

h2=1.01t2＋0.001d2(2500＋1.84t2)

=1.01(-6)＋0.001(1.6494)[2500＋1.84(-6)]

= -1.9547kJ/kg= -0.46687Kcal/kg

為從空氣中吸取278kW的熱量，求能源塔通過的濕空氣量Gair=Qo/(h1－h2)=1.05×278×860/(1.2654＋0.46687)=278×860/1.73227=138015kg/h

濕空氣在-1～-6℃時的ρ值為1.308

能源塔通過的濕空氣體積量：

Vair= Gair/ρ=138015/1.308=105516m3/h

2.結霜量計算

Mfr = Gair×Δτ×（d1－d2）/(1＋d1) = 138015×3×（0.002525－0.0016494）/(1＋0.002525) =117.87×3=353.61kg

式中：Δτ-步進量，即化霜間隔的時段，取3小時。

3.化霜熱量的計算

QB = Mfr [(ts－0)＋80＋0.5(0－tB)]= 353.61 [(5－0)＋80＋0.5(0－“-7”)]

=353.61×88.5=31294 Kcal=36.39 kW

式中：Mfr-結霜量，kg；

Ts-化霜終了水的溫度，取5℃；

tB—結霜層的初溫，約比管内不凍液進口溫度高3℃。取-7℃；

80-每公斤霜的融解熱，Kcal/kg；

0.5-0℃的冰（霜）的平均比熱，Kcal/kg.℃。

考慮到熱損失5%後，實際所需的融霜熱為1.05×36.39 kW=38.21kW

計算證明：開1台主機1小時可回收的過冷熱為43.24 kW，已足以融化1台能源塔在-1～-6℃進出濕空氣3小時的結霜量，其實際所需的融霜熱為1.05×36.39 kW=38.21 kW。

4.5.3化霜水溫度和噴淋量的計算

化霜水來自機組過冷熱回收的貯熱水箱，設初溫為20℃，用于化霜噴淋後水溫下降15℃，終溫為5℃時，化霜噴淋水量為：Gpl=1.05×QB×860/15×1000= 1.05×36.39×860/15000=2.19t

化霜時間間隔取為3小時，設每次化霜噴淋時間取為10分鐘，噴淋化霜的效率取為95^%，則實際化霜噴淋水量為2.19/0.95=2.31t。要求10分鐘噴淋2.31噸化霜水。則化霜泵的小時流量為2.31×60/10=13.86t/h。

冬季2台機組全開過冷熱的回收量：43.24×2=86.48 kW，能源塔進出空氣的狀态為 -1℃、φ73%→ -6℃、φ73%的3小時結霜量353.61kg×2=707.22kg，融霜熱為38.21kW×2=76.42kW。融霜水量為2.31t×2=4.62t，融霜水泵的流量為27.72噸/小時。

4.6 工程設備選擇計算見表4.5。

表4.5 方案1的設備表

圖4.1 利用能源塔和太陽能為熱源的制冷、供熱和生活熱水聯合系統

能源塔及熱泵機組流程局部放大

水源熱泵熱水部分流程局部放大

能源轉換裝置及節能器局部放大

表4.6 水蓄能空調冷熱水系統的運行工況

4.7工程能耗計算見表4.7。

表4.7 方案1能耗計算表

5.設計（方案二）說明

采用傳統的水冷冷水機組加燃油鍋爐為三用系統的冷熱源。

夏季4.5個月，采用傳統的水冷冷水機組制取空調冷熱水；春秋季4個月，空調機組停止；

冬季3.5個月，采用傳統的鍋爐加汽水換熱器為空調和生活熱水的熱源。

該系統的流程圖見圖5.1。其設備選擇的型号和數量見表5.1。

圖5.1 傳統的水冷冷水機組加鍋爐的三用系統

表5.1 方案2的設備表

表5.2 方案2能耗計算表

6.設計（方案三）說明

采用具有熱回收功能的水源熱泵冷熱水機組加水箱輔助電加熱器為冷熱源。冷熱源可來自土壤源、地下水，或江河湖海的水源。

夏季4.5個月，用具有熱回收功能的水源熱泵機組全部制冷（從蒸發器出冷水）＋從冷凝器1部分熱回收出熱水，冷凝器2仍用水源水排熱。

春秋季4個月，空調系統停用。水源機組減負荷專制生活熱水（機組改為制熱工況，蓄熱水箱來的溫水通過冷凝器1、2吸熱出熱水，蒸發器吸收水源水的熱量），空調水部分停用；

冬季3.5個月（包括低氣溫的15天），具有熱回收功能的水源熱泵機組冷凝器1、2主要制空調用45℃熱水（從熱回收器出熱水），空調制熱量不足時，采用空調輔助電加熱器；生活熱水，則通過水箱内電加熱器加熱。具有熱回收功能的水源熱泵機組選用R22為工質。該系統的流程圖見圖6.1。

圖6.1 水源熱泵加電輔助加熱的制冷、供熱和生活熱水聯合系統

表6.1 方案3的設備表

表6.2 方案3能耗計算表

以上計算中未考慮水源部分的設備費用和運行費用，認為水源(冷卻)水是免費供給的。

7.設計（方案四）說明

采用具有熱回收功能的風冷熱泵冷熱水機組加電鍋爐（或水箱電加熱器）為冷熱源。

夏季4.5個月，具有熱回收功能的機組制冷＋部分熱回收制取生活熱水；

春秋季4個月，空調機組停止，用電鍋爐制熱水；

冬季3.5個月，空調機組主要制空調用45℃熱水，有時可利用空調制熱多餘的熱來熱回收制生活熱水，生活熱水熱量大部分依靠電加熱。空調熱回收機組選用R134a為工質。該系統的流程圖見圖7.1。其設備選擇的型号和數量見表7.1。

圖7.1 利用部分熱回收空氣源熱泵加電加熱的制冷、供熱和生活熱水聯合系統

表7.1 方案4的設備表

8.設計（方案五）說明

采用傳統的風冷熱泵冷熱水機組加上空氣源熱泵熱水機組為空調冷熱水和生活熱水的冷熱源，該方案的流程圖可見圖8.1。其設備選擇的型号和數量見表8.1。

圖4.5 空氣源熱泵冷熱水機組加空氣源熱泵熱水機組組合的制冷、供熱和生活熱水系統

表8.1 方案5的設備表

9.各方案技術經濟綜合評價

表9.1 各方案能耗比較表

10.簡單的結束語：

通過上述的比較看到，方案一，采用能源塔為冷熱源，加上機組熱回收措施，又加上水蓄冷等節能措施，企圖在節能上有所突破，但從整個系統的能量投入/産出的能效比來看，僅達到3.25，與一般應用帶熱回收的風冷熱泵和水源熱泵的三用系統相當。由于應用太多的節能設備和系統，使整個三用系統的設備數量大大增加，輔助設備（風機和水泵）用電量也大大增加，反而使整個系統的能量投入/産出的能效比下降，而且一次投資也會大大增加。能源塔本身還有一個冬季結露和除霜的問題以及不凍液的配制的問題。經計算，能源塔本身的冬季結露和除霜的問題可以通過機組的過冷熱回收來解決。但總的來說，應用能源塔來組成三用系統在工藝流程上還是可行的。

而方案五，采用傳統的熱泵設備和兩套獨立的風冷熱泵冷熱水系統和熱泵熱水系統，機組設備技術成熟，管理方便，互不影響，一次投資較低，而且機組都可以采用R22為工質，比較容易取得，但設備台數多，占地大。從耗能少和運行費用低來看，卻處于第1位(總能效比為3.9)。其空調系統的制冷能效比在4.6左右，熱水系統的能效比在3.2左右，都在正常的範圍。因此，從空調加熱水供應綜合節能角度來看，空調用風冷熱泵為冷熱源，冬季适當加部分電加熱；生活熱水決不直接采用電鍋爐或燃氣，燃油鍋爐（方案2），而是用空氣源熱泵熱水機組，不失為一個合理的方案，比想象中夏季用帶熱回收的風冷熱泵冷熱水機組，而其他三季的生活熱水靠電加熱，空調熱水靠電輔助加熱（即本文中的方案4）的辦法來得好。方案四中，采用了熱回收的風冷熱泵冷熱水機組，解決了夏季的熱水供應，也提高了夏季空調整個系統的能效比，但對于整個熱水系統來看，全年的投入/産出的能效比僅略比1這個數大一些（1.093），從空調加熱水供應綜合節能角度來看，應該說是不好的。方案3，以利用帶熱回收的水源熱泵冷熱水機組為主機的四管制，通過閥們切換的空調，供熱，全年生活熱水供應三用系統也是較好的方案。但增加了水源部分的許多設備，本計算中，并未計入由此增加的設備能耗和設備一次投資。

以上論述，僅為個人在特定的條件下的初步結論，如對您有所借鑒，不勝榮幸，如有不當之處，望批評指正。

本文來源于互聯網，暖通南社整理編輯。

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