节能地源热泵项目案例（能源塔热泵系统及应用案例分析）

能源塔热泵系统工作原理：

在夏季，主机通过能源塔系统进行蒸发冷却，提供稳定冷源；在冬季，低温热泵主机通过能源塔系统采用某种凝点低于0℃的特殊载体介质、以及低温宽带小温差传热技术，能高效地提取0℃以下湿空气的显热和潜热，在-15℃工况下仍可提供稳定热源。

能源塔工作原理：

夏季运行情况：将高于空气湿球温度的循环水，均匀喷淋在高于冷却塔N倍的具有亲水性质凹凸形波板上

循环水在亲水填料面形成水膜；

空气侧经多层凹凸形波板填料空间的表面空隙逆向流通，形成水气之间的接触面；水膜与空气直接进行显热与潜热（蒸发）的逆流换热；水份蒸发时吸收了制冷机冷却循环水余热，降低了循环冷却水温，使冷却水接近于空气湿球温度上限值1~2℃。

冬季运行情况：将低于湿球温度的防冻溶液，均匀地喷淋在凹凸形波板具有亲液性质填料填料层上，使防冻溶液在亲液填料面形成液膜，空气侧经由多层凹凸形波板填料空间的表面空隙逆向流通，形成液气之间的接触面。溶液在能源塔中热交换吸热，主要是依靠表面液膜，在发生显热交换的同时，潜热交换也存在。

能源塔热泵技术适用范围：

1）项目地质条件缺水、少水，不具备埋管、打井及其他水源换热的地区。

2）冬季最低温度不低于-12℃，室外相对湿度不低于55%的长江周边及以南地区。

3）建筑面积大于1万平米，空调负荷容量不小于1000kw规模中大型公共项目。

4）传统单冷水机制冷 锅炉制热形式的改造项目。

能源塔种类：开式塔与闭式塔；方形塔与圆形塔；横流塔与逆流塔；玻璃钢塔与金属塔。

能源塔热泵系统组成：

能源塔热泵系统由能源塔热交换系统、能源塔热泵机组、管路切换装置和建筑物内系统四大部分组成。

能源塔热交换系统包括能源塔、溶液泵、溶液浓度控制装置、溶液储存装置及附属管路系统等组成。

能源塔热泵机组构成与原理：

能源塔发热泵机组采用双冷凝器全热回收技术。采用阀门切换来实现四种不同工况的运行。

本质上能源塔热泵属于空气源热泵的一种形式，但比空气源热泵多了载冷剂与空气侧的二次换热。从另一个角度上来说，它属于水地源热泵的衍生品。它比常规水地源热泵多了一套油冷却器。

能源塔的结构设计与使用要点：

1、能源塔的设计采用特殊的结构和填料系统，保证能源塔的换热效果。专门的防漂系统设计，有效地降低了溶剂和水的漂移损失。塔料体材和不锈钢紧固件保证塔的使用寿命，没有化霜问题。

2、能源塔的布置应于建筑协调，病选择合适场合保证通风顺畅。一般布置在裙房或者主楼屋顶。另外，能源塔应设置在专用基础上。

3、能源塔与传热介质接触的客体、换热填料、型材、螺栓等，应根据防冻液的腐蚀特性，进行有效防腐处理。

4、溶液浓度控制装置：

溶液浓度控制装置系统主要包括浓缩装置、储液池、加药系统以及数据监测系统。

1）溶液池与浓度控制系统

图中A：溶液集水箱或池（小）B：溶液集水箱或池（大） C：溶液浓缩装置（标配）其中B ≥3A；

整套装置安装于能源塔冷却水环路，设置在主机旁并连接热水水箱旁路，也可连接主机热回收或其他加热设备；C设备加热时温控启动A设备启动时压力控制启动。

2）抗冻剂选择与使用

抗冻剂又称阻冻剂，是一类加入到其他液体(一般为水)中以降低其冰点、提高抗冻能力的物质。

能源塔系统可选用的抗冻剂有甲醇、乙醇、乙二醇、水溶性酰胺和氯化钙、盐水及某新型冰河冷媒等。

不同的用户可以根据自己的需要加以选择。

抗冻剂的加入量如下图所示：

在冬季抗冻剂加入量随着不同的环境温度而不同；

抗冻剂的加入量能影响系统的能效比；

抗冻剂的初次添加量按照1：3添加（抗冻剂：水）。

5、管路切换装置

能源塔热泵系统采用管路切换装置（联箱）来实现冬夏工况的转换，以减少管路中的混水现象。

其中制冷管路采用双阀门控制。

工程控制技术：溶液输配；低温报警；防腐锈蚀；双季管路切换；能源塔防漂和溶液浓度控制。

能源塔热泵系统与常用空调系统对比：

1.形式对比：

2.环评对比：

3.投资对比：

以能源塔为冷热源的水源热泵、带水蓄能的空调、采暖、生活热水三用系统的可行性及其节能效果：

本段作者：林康立。

本文针对某酒店空调、采暖、生活热水热源三用系统的工程实例，可能实施5个方案的仔细分析研究和全年的能源消耗及特定的电、燃气或燃油价格下的费用的比较，以及通过对能源塔热泵冷热水机组和水源热泵热水机组的特性推算；水蓄冷（热）的设计计算；机组过冷热回收的计算以及能源冬季结霜量和融霜热的计算，证明由能源塔和水蓄冷所组成的水源热泵、带水蓄能的空调、采暖、生活热水三用联合系统的方案是可行的。该方案应用了各种可能的节能办法后比采用传统的水冷冷水机组供冷、燃油或燃气锅炉系统供热的方案（方案2）是大大的节能的，但比当前通常推行的水源热泵冷热水机组为冷热源（可以是土壤源热泵，也可以是地下水热泵、江河湖海的水源冷热水系统（方案3）；一般带热回收空气源热泵冷热水机组（方案4）和空气源热泵冷热水机组与热水机组的联合系统（方案5），在节能方面的优势并不十分明显。

本方案1中利用了能源塔的专利技术，能源塔夏季作为冷却塔起到蒸发冷却排除空调系统的余热作用；冬季则成为吸取周围低温空气中热量作热泵制热的热源，取消了一般水源热泵必须的复杂取热设施。方案中采用了水蓄热和水蓄冷技术，可充分利用晚间低价谷电，“削峰填谷”，实现电力平均化和降低运行成本；方案又采用了水源热泵热水机组的全年供应50℃热水的生活热水系统，而制取生活热水的热源则是来自能源塔的空气和来自热泵机组液相制冷剂的过冷热（制冷机节能器）的回收。机组过冷热的回收可大大提高热泵机组制冷、制热效果。

本方案1完全没有采用电能、燃油、燃气等高位能源为三用联合系统的辅助热源。

本方案1也适用于原先采用传统的水冷冷水机组加锅炉的空调及生活热水的冷热源的改造，在原有的水冷冷水机组上加装某单位研制的能量转换装置和制冷机节能器，就可以改造称为“水源热泵”的冷热水机组，再配置相应的能源塔，就构成了空调用能源塔热泵冷热水机组。“根据际高的资料认为：能源塔热泵系统可实施供暖，制冷和供热水，适合于-9℃以上长江流域潮湿地区，冬季COP大于风冷热泵达3.67。在地源热泵难以打井的地区可取代地源热泵”。

本文指出，对于三用系统的技术经济性，必须在可靠的水，电，燃料价格的前提下，进行全年的能耗比较，也只有在空调、采暖、生活热水3个部分加起来的投入/产出比（总能效比）最高为最优方案，自然也应考虑主机设备的来源是否方便和一次投资及其回收年限的影响。本文仅在特定条件下进行分析比较的结论，有一定局限性，而其真正目的是提供方法和思路，并要求对于空调，采暖，生活热水热源三用系统的方案，进行认真的技术经济比较，以推进应用热泵技术节能的发展。

1.概况

设某酒店的建筑总面积为5000㎡，共有150个标准客房，满员客人为300人，原设计采用传统的水冷冷水机组作为夏季空调冷源，燃油锅炉产生蒸汽为热源。现为了节能减排的要求，决定采用能源塔热泵冷热水机组为空调系统的冷热源；采用水源热泵热水机组制生活热水，并采用水蓄冷和水蓄热的办法，避开白天的用电高峰，达到“削峰填谷”的目的，尽量利用低价的谷电，进一步降低运行的成本。为此，对此方案的技术经济效果进行论证，比较。

2.设计数据

2.1 建设地点：南京市，北纬32°00′，东经118°48′。

2.2 年平均温度：15.4℃。

2.3 冬季空调室外计算干球温度-6℃；夏季空调室外计算干球温度35℃，湿球温度 28.3℃。

3.空调负荷和热水

3.1年度按季空调负荷和热水负荷（见表3.1）

表3.1 空调与热水负荷

空调和热水负荷的计算如下：

全年分三个季节，夏季138天，春秋季122天，冬季105天，求出平均气温，自来水温，不冻液温。得到空调额定冷负荷1163千瓦；空调额定热负荷930千瓦。空调日用总冷量20000千瓦小时；空调日用总热负荷18600千瓦小时。生活热水日供应量 36吨，水温50℃，热水日用热量，夏季1088千瓦小时；春秋季 1444千瓦小时；冬季1800千瓦小时。

运行策略：

1）夏季：制空调用冷水及生活热水；水源热泵制空调冷水；水蓄冷；水源热泵热水机组联合制生活热水；水源热泵热水机组热源可应用蓄能水池内冷水制热水，同时将部分水池内的冷水进一步降温，减少制空调冷水的负荷。

2）春秋季：空调停用，仅制生活热水；水源热泵热水机组制生活热水；水源热泵热水机组热源可应用蓄能水池水或能源塔的不冻液。

3）冬季：制空调用热水及生活热水；水源热泵制空调热水；水蓄热；水源热泵热水机组制生活热水；

水源热泵热水机组热源可应用蓄能水池热水或能源塔的不冻液。

3.2 夏季空调日小时冷负荷变化情况

表3.2夏季日空调冷负荷变化表

3.3 冬季空调日小时热负荷变化情况

4.设计说明

4.1概述

本设计方案决定采用能源塔热泵冷热水机组为空调系统的冷热源；采用水源热泵热水机组制生活热水，并且运用水蓄冷和水蓄热的办法，避开白天的用电高峰，达到“削峰填谷”的目的，尽量利用低价的谷电，进一步降低运行的成本。首先对原先设计的空调水冷冷水机组加装某单位研制的“能量转换装置”及“制冷机节能器”使之成为一台可进行蒸发器和冷凝器切换不冻液源的类似于水源热泵的“不冻液热泵冷热水机组”；该机组可在夜间利用谷电制冷（热）水，并可蓄存在蓄能水池中。

水蓄冷（热）设计采用分量蓄能的方案，即按照夜间8小时利用谷电全额运行热泵机组，制备冷热水蓄存于水池中；在负荷高峰时段靠机组和蓄能水池同时供应来满足空调用冷热量。水源热泵冷热水机组全日运行。由于采用分量蓄能，可减低空调用冷热水机组的用量（出力）。

本设计中，水源热泵热水机组，可在原设计选用的冷水机组上加装“制冷机节能器”使之成为一台蒸发器通入不冻液或蓄热水池的温水被吸热和冷凝器出生活热水的水源热泵热水机组。水源热泵热水机组的热源应用能源塔的不冻液（在夏季和春秋季）和蓄能水池来的温水（冬季极冷季节，短期使用。）。视情况需要，水源热泵热水机组在夏季和春秋季也可应用蓄能水池的水为热源。

本设计中，对空调用水源热泵冷热水机组和热水用水源热泵热水机组均进行机组内部循环工质--液态氟利昂过冷热的回收（通过外置的“制冷机节能器”），这一方面可增加机组的制冷量和制热量，也相应减少了耗电量；另一方面利用回收的液氟过冷热量预热生活热水系统的补水，减小热泵热水系统的电耗，并可利用回收热量所加热的热水作为能源塔冬季除霜的喷淋水（喷淋后的水直接排放不再回收）。

进行方案的技术经济比较时，所选机组的特性很重要，在厂家无法提供数据时，只有进行推算。下面是推算的结果。

4.2 能源塔热泵冷热水机组和水源热泵热水机组的初选及推算特性。

4.2.1 选用仿清华同方活塞式水源热泵机组GHP600 型机组的能源塔热泵冷热水机组2台，对其特性进行推算，其结果如表4.1 A、B。

表4.1 A 能源塔热泵冷热水机组GHP600 型的推算特性(制冷时)

注：1）制冷时，冷凝器的冷却水（即不冻液）温升取5℃；空调冷水温度取7℃。2）本机组的特性为推算值。

表4.1 B 能源塔热泵冷热水机组GHP600 型的推算特性(制热时)

注：1）制热时，蒸发器的水源（即不冻液）温降取5℃；冷凝器出口热水温度取50℃。2）本机组的特性为推算值。

4.2.2选用仿清华同方水源热泵机组TFS-SSR1280型机组的水源热泵热水机组2台，对其特性进行推算，结果见表4.2：

表4.2 水源热泵热水机组的推算特性（热水出口温度为50℃时）

4.3水蓄冷（热）的设计计算

4.3.1本设计采用分量蓄冷（热）的方案，空调冷负荷日逐时变化值和空调热负荷日逐时变化值可见表3.2和表3.3。本例中，充分利用夜间8小时的低谷电，开启冷热水机组，除供应该时段内的空调冷热负荷外，机组富余的制冷（热）量，通过水蓄能手段蓄存起来供负荷高峰时段用。从表3.2及表3.3可知：

夏季日总冷负荷 20079千瓦小时，

冬季日总热负荷 18601千瓦小时；

机组平均小时负荷为夏季冷负荷 20079/24=827千瓦冬季热负荷 18601/24=775千瓦；

已初选清华同方活塞式水源热泵机组GHP600型机组二台；

其额定制冷量 612千瓦；额定制热量 700千瓦；

输入功率 122/171千瓦；

该机组在夏季不冻液平均温度为23℃时，机组的出力是额定值的100%，因而夏季可选用2台机组运行。在冬季不冻液平均温度为2℃时，机组的制热量仅为额定值的62%，2台全开，小时的制热量为434×2=868千瓦，但采用水蓄热的运行模式，仍可用2台运行。

4.3.2蓄冷量的计算，见表4.3及表4.4。

表4.3夏季日蓄冷量计算表

从表格可知，夜间23时至早晨8时2台机组9小时全开，可蓄冷量 5538kW；早晨8点至夜晚23点15小时只开一台机组，但需要补充冷量 5511kW，蓄冷与补冷量基本相等，因此可采用分量蓄冷来降低夏季空调机组的运行费用。蓄冷量中“负号值”为补冷量。

表4.4冬季日补热量计算表

从上表可知，如果2台机组24小时运行，欠缺的热量为 636千瓦小时，可蓄的热量为2808千瓦小时，多余的热量为2172千瓦小时，可解决制取生活热水用的部分热量。

4.3.3 蓄冷水池的计算

可蓄冷量为5538千瓦小时，可蓄热量2808千瓦小时。采用冷热水槽，以最大蓄热量计算。蓄热水温差取10℃。蓄冷水池体积量为：

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，千瓦小时；

Δt-温度差，一般取10℃；

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

ROM-蓄能水槽完善度,取0.95；

αV-蓄能水槽体积利用率,取0.95。

设计取500立方米的消防水池，周围全部要保温处理。

4.4 机组过冷热回收的计算

4.4.1 能源塔热泵冷热水机组的过冷热的回收

GHP600型机组的额定制冷量，612千瓦；额定制热量 700千瓦；输入功率：122/171千瓦；制冷工况：冷水 12/7℃，冷却水（不冻液），23/28℃；制热工况：热水 40/45℃，热源水（不冻液），2/-3℃。

夏季工况：经计算，液氟的过冷度为8℃时，增加的单位制冷量为2.47Kcal/kg；增加的制冷量百分数106.685%；回收的过冷热为40.91kW。

冬季工况：液氟的过冷度为18℃时，增加的单位吸热量为5.83 Kcal/kg；回收的过冷热为59.58kW；液氟的过冷度为18℃时，增加的吸热量百分数117.83%；增加的制热量百分数为113.73%。

4.2 水源热泵热水机组的过冷热的回收

SS1280型水源热泵热水机组其额定制冷量44.2千瓦；额定制热量：51.2千瓦；输入功率：10.93千瓦；制热工况：热水侧（用户侧）温升5℃；水源水 20/15℃；热水出口温度≥50℃，热源水（不冻液）2/-3℃。

夏季工况：采用蓄冷水池的冷水为水源水，工况为12/7℃,机组内部氟利昂22循环的各状态点的参数为蒸发温度3℃、冷凝温度55℃，液氟的过冷度为15℃。经计算：

液氟的过冷度为15℃时,增加的单位吸热量（制冷量）为5.50 Kcal/kg；回收的过冷热为5.39kW；

液氟的过冷度为15℃时,增加的吸热量百分数37.22/31.72=1.1734=117.34%；

液氟的过冷度为15℃时，增加的制热量百分数46.50/41.00=1.1341=113.41%。

过渡季工况：采用能源塔的不冻液为水源，过渡季不冻液的工况为12.5/7.5℃，机组内部氟利昂22循环的各状态点的参数为蒸发温度3℃、冷凝温度55℃，液氟的过冷度为15℃时，增加的单位吸热量（制冷量）为5.50 Kcal/kg；回收的过冷热为5.39kW；

液氟的过冷度为15℃时，增加的吸热量百分数117.34%；

液氟的过冷度为15℃时，增加的制热量百分数113.41%。

冬季工况：采用能源塔系统的不冻液为热源时，其工况为2/-3℃―机组内部氟利昂22循环的各状态点的参数为蒸发温度-5℃、冷凝温度55℃、液氟的过冷度为15℃。

经计算，该工况下理论制热量为315 kW；总吸热量 为278 kW。

液氟的过冷度为15℃时,增加的单位吸热量（制冷量）为5.50 Kcal/kg；回收的过冷热为3.58KW；

液氟的过冷度为15℃时，增加的吸热量百分数117.78%；

液氟的过冷度为15℃时，增加的制热量百分数113.41%。

4.5 能源塔冬季结霜量和融霜热的计算

本计算的目的是用机组回收的过冷热所产生的温水是否足以去除能源塔冬季的结霜量。

据一般资料介绍，当空气相对湿度大于50%、空气干球温度在-1～7℃左右时，空气最容易结霜；研究发现，空气干球温度在-5～5℃范围、相对湿度在85%时，结霜最为严重。本计算设定通过能源塔的湿空气为-1℃/-6℃，相对湿度为73%，计算其结霜量和融霜热，并考察冬季开2台热泵机组时，其回收的过冷热所产生的热水是否足以拿来融霜。

4.5.1结霜工况下机组过冷热的回收量计算

所选的GHP600 型机组的制冷工况：冷水，12/7℃ 冷却水（不冻液），25/30℃；

制热工况：热水 40/45℃，热源水（不冻液）2/-3℃

冬季，设机组的氟利昂22的蒸发温度为-15℃；(蒸发，相变)；

机组氟利昂22循环的冷凝温度取为50℃；

过冷水的初温/终温5/20℃；

喷淋水的初温/终温 20/5℃。

此时，各状态点的参数为蒸发温度-15℃、冷凝温度50℃、液氟的过冷度为18℃。

液氟的过冷度为18℃时,增加的单位吸热量（制冷量）为5.83 Kcal/kg；

回收的过冷热为Qgl=Δqo×Gxh=5.83×6379=37187 Kcal/h=43.24kW。

4.5.2 能源塔结霜量和融霜热的计算

1.求通过能源塔的湿空气质量流量和体积流量

设能源塔进出空气的状态为 -1℃、φ73%→ -6℃、φ73%（降温、减湿、结霜）；

此时能源塔管内不冻液的温升为-10℃→-5℃（逆流，升温）；

此时湿空气的饱和水蒸气分压：5.61hPa→3.67hPa；

(湿空气的含湿量d=622Pq/(P-Pq)=622×Pqb×φ/(1013－Pqb×φ)

式中 Pq-某温度下湿空气中的水蒸气的分压力，hPa；

P—当地的大气压，一般为1013hPa。

相对湿度φ= Pq/ Pqb；Pq= Pqb×φ）

其空气的绝对湿度为d1=2.525g/kg→ d2=1.6494g/kg

（注：湿空气的含湿量按下式计算：d=622Pq/(P-Pq)=622×Pqb×φ/(1013－Pqb×φ)式中：Pq-某温度下湿空气中的水蒸气的分压力，hPa；P-当地的大气压，一般为1013hPa。相对湿度φ= Pq/Pqb；Pq=Pqb×φ）

求进出风状态的湿空气焓

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

为从空气中吸取278kW的热量，求能源塔通过的湿空气量Gair=Qo/(h1－h2)=1.05×278×860/(1.2654＋0.46687)=278×860/1.73227=138015kg/h

湿空气在-1～-6℃时的ρ值为1.308

能源塔通过的湿空气体积量：

Vair= Gair/ρ=138015/1.308=105516m3/h

2.结霜量计算

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

式中：Δτ-步进量，即化霜间隔的时段，取3小时。

3.化霜热量的计算

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-结霜量，kg；

Ts-化霜终了水的温度，取5℃；

tB—结霜层的初温，约比管内不冻液进口温度高3℃。取-7℃；

80-每公斤霜的融解热，Kcal/kg；

0.5-0℃的冰（霜）的平均比热，Kcal/kg.℃。

考虑到热损失5%后，实际所需的融霜热为1.05×36.39 kW=38.21kW

计算证明：开1台主机1小时可回收的过冷热为43.24 kW，已足以融化1台能源塔在-1～-6℃进出湿空气3小时的结霜量，其实际所需的融霜热为1.05×36.39 kW=38.21 kW。

4.5.3化霜水温度和喷淋量的计算

化霜水来自机组过冷热回收的贮热水箱，设初温为20℃，用于化霜喷淋后水温下降15℃，终温为5℃时，化霜喷淋水量为：Gpl=1.05×QB×860/15×1000= 1.05×36.39×860/15000=2.19t

化霜时间间隔取为3小时，设每次化霜喷淋时间取为10分钟，喷淋化霜的效率取为95^%，则实际化霜喷淋水量为2.19/0.95=2.31t。要求10分钟喷淋2.31吨化霜水。则化霜泵的小时流量为2.31×60/10=13.86t/h。

冬季2台机组全开过冷热的回收量：43.24×2=86.48 kW，能源塔进出空气的状态为 -1℃、φ73%→ -6℃、φ73%的3小时结霜量353.61kg×2=707.22kg，融霜热为38.21kW×2=76.42kW。融霜水量为2.31t×2=4.62t，融霜水泵的流量为27.72吨/小时。

4.6 工程设备选择计算见表4.5。

表4.5 方案1的设备表

图4.1 利用能源塔和太阳能为热源的制冷、供热和生活热水联合系统

能源塔及热泵机组流程局部放大

水源热泵热水部分流程局部放大

能源转换装置及节能器局部放大

表4.6 水蓄能空调冷热水系统的运行工况

4.7工程能耗计算见表4.7。

表4.7 方案1能耗计算表

5.设计（方案二）说明

采用传统的水冷冷水机组加燃油锅炉为三用系统的冷热源。

夏季4.5个月，采用传统的水冷冷水机组制取空调冷热水；春秋季4个月，空调机组停止；

冬季3.5个月，采用传统的锅炉加汽水换热器为空调和生活热水的热源。

该系统的流程图见图5.1。其设备选择的型号和数量见表5.1。

图5.1 传统的水冷冷水机组加锅炉的三用系统

表5.1 方案2的设备表

表5.2 方案2能耗计算表

6.设计（方案三）说明

采用具有热回收功能的水源热泵冷热水机组加水箱辅助电加热器为冷热源。冷热源可来自土壤源、地下水，或江河湖海的水源。

夏季4.5个月，用具有热回收功能的水源热泵机组全部制冷（从蒸发器出冷水）＋从冷凝器1部分热回收出热水，冷凝器2仍用水源水排热。

春秋季4个月，空调系统停用。水源机组减负荷专制生活热水（机组改为制热工况，蓄热水箱来的温水通过冷凝器1、2吸热出热水，蒸发器吸收水源水的热量），空调水部分停用；

冬季3.5个月（包括低气温的15天），具有热回收功能的水源热泵机组冷凝器1、2主要制空调用45℃热水（从热回收器出热水），空调制热量不足时，采用空调辅助电加热器；生活热水，则通过水箱内电加热器加热。具有热回收功能的水源热泵机组选用R22为工质。该系统的流程图见图6.1。

图6.1 水源热泵加电辅助加热的制冷、供热和生活热水联合系统

表6.1 方案3的设备表

表6.2 方案3能耗计算表

以上计算中未考虑水源部分的设备费用和运行费用，认为水源(冷却)水是免费供给的。

7.设计（方案四）说明

采用具有热回收功能的风冷热泵冷热水机组加电锅炉（或水箱电加热器）为冷热源。

夏季4.5个月，具有热回收功能的机组制冷＋部分热回收制取生活热水；

春秋季4个月，空调机组停止，用电锅炉制热水；

冬季3.5个月，空调机组主要制空调用45℃热水，有时可利用空调制热多余的热来热回收制生活热水，生活热水热量大部分依靠电加热。空调热回收机组选用R134a为工质。该系统的流程图见图7.1。其设备选择的型号和数量见表7.1。

图7.1 利用部分热回收空气源热泵加电加热的制冷、供热和生活热水联合系统

表7.1 方案4的设备表

8.设计（方案五）说明

采用传统的风冷热泵冷热水机组加上空气源热泵热水机组为空调冷热水和生活热水的冷热源，该方案的流程图可见图8.1。其设备选择的型号和数量见表8.1。

图4.5 空气源热泵冷热水机组加空气源热泵热水机组组合的制冷、供热和生活热水系统

表8.1 方案5的设备表

9.各方案技术经济综合评价

表9.1 各方案能耗比较表

10.简单的结束语：

通过上述的比较看到，方案一，采用能源塔为冷热源，加上机组热回收措施，又加上水蓄冷等节能措施，企图在节能上有所突破，但从整个系统的能量投入/产出的能效比来看，仅达到3.25，与一般应用带热回收的风冷热泵和水源热泵的三用系统相当。由于应用太多的节能设备和系统，使整个三用系统的设备数量大大增加，辅助设备（风机和水泵）用电量也大大增加，反而使整个系统的能量投入/产出的能效比下降，而且一次投资也会大大增加。能源塔本身还有一个冬季结露和除霜的问题以及不冻液的配制的问题。经计算，能源塔本身的冬季结露和除霜的问题可以通过机组的过冷热回收来解决。但总的来说，应用能源塔来组成三用系统在工艺流程上还是可行的。

而方案五，采用传统的热泵设备和两套独立的风冷热泵冷热水系统和热泵热水系统，机组设备技术成熟，管理方便，互不影响，一次投资较低，而且机组都可以采用R22为工质，比较容易取得，但设备台数多，占地大。从耗能少和运行费用低来看，却处于第1位(总能效比为3.9)。其空调系统的制冷能效比在4.6左右，热水系统的能效比在3.2左右，都在正常的范围。因此，从空调加热水供应综合节能角度来看，空调用风冷热泵为冷热源，冬季适当加部分电加热；生活热水决不直接采用电锅炉或燃气，燃油锅炉（方案2），而是用空气源热泵热水机组，不失为一个合理的方案，比想象中夏季用带热回收的风冷热泵冷热水机组，而其他三季的生活热水靠电加热，空调热水靠电辅助加热（即本文中的方案4）的办法来得好。方案四中，采用了热回收的风冷热泵冷热水机组，解决了夏季的热水供应，也提高了夏季空调整个系统的能效比，但对于整个热水系统来看，全年的投入/产出的能效比仅略比1这个数大一些（1.093），从空调加热水供应综合节能角度来看，应该说是不好的。方案3，以利用带热回收的水源热泵冷热水机组为主机的四管制，通过阀们切换的空调，供热，全年生活热水供应三用系统也是较好的方案。但增加了水源部分的许多设备，本计算中，并未计入由此增加的设备能耗和设备一次投资。

以上论述，仅为个人在特定的条件下的初步结论，如对您有所借鉴，不胜荣幸，如有不当之处，望批评指正。

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