光-氣互補冷熱電聯供系統容量配置與運行研究

杜傳銘， 陳孟石， 杜尚斌， 胡永鋒， 趙義軍

(1．哈爾濱工業大學 能源科學與工程學院，哈爾濱 150001； 2．華電綜合智慧能源科技有限公司，北京 100160)

我國地緣遼闊，具有豐富的太陽能資源，且太陽能利用方式較為成熟，既可采用光伏發電產生電能，又可通過平板集熱器和真空管集熱器制備熱水或供冷，但太陽能能量密度低，波動性大，不能單獨為建筑供能[1-2]。將太陽能與天然氣互補，結合二者的優勢，使分布式供能系統在安全可靠的同時，也更加環保高效。因此，“分布式能源逐步替代集中式能源，多種能源網絡融合與交互轉變”是能源系統發展的大方向[3]。

蔣潤花等[4]構建了一種含有太陽能集熱器的燃氣輪機冷熱電聯供系統。Das等[5]將光伏組件分別耦合至以內燃機和燃氣輪機為動力裝置的冷熱電聯供系統中，并進行了多目標優化研究，從而分析光伏對系統性能的影響。游盛水等[6]通過遺傳算法對太陽能輔助式冷熱電聯供系統的電制冷比和光伏板面積進行優化，使得冷熱電聯供系統性能達到最優。Wang等[7]對含有太陽能的冷熱電聯供系統進行了研究，同時還分析了電負荷系數和太陽輻射強度對系統能量利用效率和效率的影響[8]。目前，鮮有比較不同太陽能互補方式以及儲能對冷熱電聯供系統影響的研究。

筆者以北京市某商業綜合體園區為研究對象，依據園區供冷、供暖和過渡季典型日的負荷需求，將光伏發電板和真空管集熱器與燃氣冷熱電聯供系統結合，設計了一種光-氣互補冷熱電聯供系統(Hybrid Combined Cooling Heating and Power system, Hybrid CCHP)。以傳統分供系統(Separated production system，SP)為參照對象，建立能源、經濟和環境指標，比較了不同容量配置方法、以熱定電和以電定熱運行方式、有無太陽能互補以及有無儲能運行情況對系統各評價指標的影響。

1 系統構成

SP即為大電網的集中供電模式：用戶的電負荷全部從城市公共電網獲取；用戶的冷負荷全部從電制冷機制取；用戶的熱負荷則由在用戶側布置的燃氣鍋爐和板式換熱器中換熱提供。燃氣冷熱電聯供系統(Combined Cooling Heating and Power system, CCHP)通過煙氣熱水型溴化鋰制冷機組回收利用內燃機排放的400～550 ℃高溫煙氣、80～110 ℃缸套水和40～65 ℃潤滑油冷卻水中的熱能，在夏季制冷，在冬季供暖。同時，通過板式換熱器利用高溫煙氣、缸套水和潤滑油冷卻水中的熱能為用戶提供生活熱水，電制冷機和燃氣鍋爐用于冷熱負荷調峰。在CCHP的基礎上，增設光伏發電板和真空管集熱器,得到Hybrid CCHP，見圖1。

圖1 Hybrid CCHP的能量流動

為充分利用太陽能，Hybrid CCHP優先利用光伏發電，太陽能集熱量優先滿足熱水負荷需求，其次用于制冷和供熱。太陽能發電量和集熱量不滿足電、熱負荷時，則由內燃機和吸收式空調機組提供。如果二者不能滿足全部負荷，則由城市電網、電制冷機和燃氣鍋爐分別補充剩余的電、冷和熱能。

2 數學模型

2.1 設備模型

2.1.1 內燃機

內燃機發電的數學模型可以表示為：

Epgu=ηpguFpgu=ηpguqV,gasqgas

(1)

Qpgu=σ(1-ηpgu)Fpgu

(2)

(3)

τpgu=Epgu/Enom

(4)

式中：Epgu為內燃機的功率，kW；ηpgu為內燃機的發電效率；Fpgu為逐時消耗的天然氣熱量，kJ；qV,gas為天然氣消耗體積流量，m3/h；qgas為天然氣的低位發熱量，kJ/m3；Qpgu為內燃機回收的余熱，kJ；σ為余熱可回收系數；τpgu為內燃機的負載率；a0～a5均為內燃機發電效率的擬合參數；Enom為內燃機的額定發電功率，kW。

為保證內燃機的高效穩定運行，選取內燃機最低負載率τmin=0.25。

2.1.2 吸收式空調機組

吸收式空調機組在制冷和制熱工況下的數學模型可以表示為：

Qac=ηCOP,acQa

(5)

Qah=ηCOP,ahQa

(6)

式中：Qa為進入吸收式空調機組的熱功率，kW;Qac和Qah分別為吸收式空調機組的制冷和制熱功率，kW；ηCOP,ac和ηCOP,ah分別為吸收式空調機組的制冷和制熱效率。

2.1.3 電制冷機

電制冷機的數學模型表示為:

Qec=ηCOP,eEec

(7)

式中：Qec為電制冷機制冷功率，kW；ηCOP,e為電制冷機的制冷系數；Eec為耗電功率，kW。

壓縮機的存在使得電制冷機的制冷效率很高，其制冷系數一般為3～4，并隨負載的變化而變化。筆者對電制冷機的制冷效率進行簡化處理，假設其不隨容量和運行工況的改變而發生變化。

2.1.4 燃氣鍋爐

采用WNS系列臥式燃氣鍋爐，其供水溫度一般為95～115 ℃，回水溫度一般為70 ℃。燃氣鍋爐的數學模型為：

Qb=ηbFb=ηbqV,gasqgas

(8)

式中：Qb為燃氣鍋爐產熱功率，kW；Fb為燃氣鍋爐消耗的天然氣熱量，kJ；ηb為燃氣鍋爐效率。

2.1.5 光伏發電板

太陽能光伏發電系統的發電效率不僅取決于其自身的光電轉換效率，還取決于當前的環境溫度以及光照強度，光伏組件輸出功率Ppv為[9]：

Ppv=PSTC(GAC/GSTC)[1+KT(TC-TSTC)]

(9)

TC=Tenv+kGAC

(10)

式中：PSTC為標準測試條件下光伏發電板的額定功率，kW；GSTC為標準測試條件下的光照強度，W/m2；GAC為實際瞬時光伏組件接收到的太陽輻射強度，W/m2；KT為功率溫度系數；TC為光伏組件溫度，℃；TSTC為標準測試條件下的溫度，℃；Tenv為環境溫度，℃；k為光伏組件安裝系數。

光伏發電板的瞬時負載率τpv、發電效率ηpv及發電量Epv分別為[10]：

τpv=Ppv/PSTC

(11)

(12)

Epv=θStotalGACηpv

(13)

式中：b1、b2、b3均為光伏發電效率系數；θ為光伏耦合率；Stotal為總有效輻射面積，m2。

2.1.6 真空管集熱器

真空管集熱器的保溫性能較好，運行溫度較高，太陽能集熱器瞬時產熱量Qstc,Hybrid為：

Qstc,Hybrid=(1-θ)StotalGACηstc

(14)

式中：ηstc為真空管集熱器的集熱效率，取值為0.45[11]。

2.2 運行方式

對以熱定電(Following the Thermal Load, FTL)模式和以電定熱(Following the Electric Load，FEL)模式下的設備出力和系統性能進行比較。

圖2給出了FTL模式的計算流程，任意時刻系統產生的熱優先滿足熱負荷需求，產生的電滿足部分電負荷需求，不足部分從電網購電。系統優先消耗太陽能集熱量，用于生活熱水、制冷和制熱，并由內燃機盡可能滿足剩余的總熱負荷。因此，系統的總熱負荷與內燃機最大產熱量的比將決定內燃機的負載情況和發電效率。

圖2 FTL模式的計算流程

Qpgu,FTL=

(15)

式中：Qpgu,max為內燃機最大熱回收量，kJ；Qpgu,min為內燃機最小熱回收量，kJ；Qpgu,need,FTL為逐時需熱量，kJ；Qpgu,FTL為內燃機實際產熱量，kJ。

2.3 目標函數

2.3.1 能源指標

選取一次能源節約率ηPESR來評估CCHP相對于SP的節能情況。

ηPESR=(FSP-FCCHP)/FSP

(16)

式中：FCCHP為CCHP的一次化石能源能耗，kJ；FSP為SP的一次化石能源能耗，kJ。

2.3.2 經濟指標

采用動態分析方法中的年值費用CAC和年運行總成本節約率CACSR作為經濟指標。

CAC=Cinv+Com+Cpc

(17)

(18)

(19)

(20)

CACSR=(CAC,SP-CAC,CCHP)/CAC,SP

(21)

式中：Cinv為設備投資年回收成本，萬元；Com為系統運行、維護費用及人員費用，萬元；Cpc為燃料或電量消耗成本，萬元；R為資本回收系數；Ck為第k個設備單位容量投資成本，元/kW；Nk為第k個設備的容量，kW；L為供能系統的設備總數；r為銀行的年利率，取值為8%；m為系統設備的使用壽命年限；h為系統年運行時間；Com,k為第k個設備單位出力所需的運行維護成本，元/(kW·h)；Pk,i為第k個設備在第i小時的功率，kW；k1,i為第i小時的天然氣價格，元/m3；k2,i為第i小時電網的購電價格，元/(kW·h)；Fgas,i為第i小時系統消耗的總天然氣量，m3；Egrid,i為第i小時系統從電網的購電量，kW·h；CAC,SP為SP的年值費用，萬元；CAC,CCHP為CCHP的年值費用，萬元。

2.3.3 環境指標

將CO2排放量μCDE和CO2減排率μCDESR作為環境指標，可表示為：

(22)

μCDESR=(μCDE,SP-μCDE,CCHP)/μCDE,SP

(23)

式中：k3,i為天然氣燃燒的CO2轉化系數，一般取值為220 g/(kW·h)；k4,i為電網購電時的CO2轉化系數，取值為968 g/(kW·h)[10]；μCDE，SP為SP的CO2排放量，t；μCDE,CCHP為CCHP的CO2排放量，t。

2.3.4 綜合指標

如果以單一指標對系統進行評價可能會造成系統在其他性能上不夠理想，具有很強的片面性，并不能使分布式能源系統的綜合性能得到很好發揮，據此考慮節能、經濟和環保三方面，得到綜合指標μIP：

μIP=ω1ηPESR+ω2CACSR+ω3μCDESR

(24)

式中：ω1、ω2和ω3分別為能源指標、經濟指標和環境指標所占的權重系數，均取值為1/3。

3 實例分析

3.1 用戶對象

選取北京某商業綜合體分布式能源站為研究對象，總建筑面積為12萬m2，太陽能有效利用面積為5 000 m2，擁有包括商業辦公樓、酒店、機房以及充電樁等冷熱負荷需求較好的用戶，適宜建設分布式能源站。

根據GB/T 51074—2015 《城市供熱規劃規范》中給出的北京市建筑采暖指標，北京市全年的供冷、供熱以及過渡季節時間基本接近[12]。此外，由于典型日的冷、熱負荷數據能夠代表全年或季節的大多數負荷需求，并能較好地反映各種用能設備典型的運行和使用情況，因此可在供冷季、過渡季和供暖季各取1天典型日作為全年負荷代表進行研究[13-14]。取8月7日、10月14日和12月17日作為各季節典型日的代表，其冷、熱、電負荷數據見圖3。

圖3 典型日冷、熱、電負荷數據

由圖3可知，該商業綜合體全年各季電負荷差別不大；相比于冬季熱負荷，夏季的空調冷負荷晝夜變化較大；由于過渡季節冷、熱負荷需求很小，此時內燃機不運行；此外，用戶全年具有一定的熱水負荷需求。典型日環境溫度和太陽輻射情況見圖4。

圖4 典型日太陽輻射強度和環境溫度的變化

根據北京市發展和改革委員會[2019] 758號文件和[2019] 1544號文件，北京市郊區峰谷電價時段劃分為高峰時段、平段、低谷時段以及尖峰時段(僅夏季7月和8月)，而燃氣價格分為采暖季浮動價格(3.15元/m3)和采暖季后價格(2.87元/m3)，其中天然氣的發熱量為35.5 MJ/m3。主要設備的經濟參數見表1[15-17]。能效參數見表2[16-18]，其中：ηe,SP為SP的發電效率;ηgrid為電網輸送效率;ηh為換熱器系數;αc和αh均為輔助設備耗電系數;ηst,in為儲冷水罐儲冷效率;ηst,out為儲冷水罐釋冷效率;ξ為儲冷水罐能量損耗率。

表1 設備經濟參數

3.2 系統容量配置

3.2.1 按典型負荷需求配置方法

以FTL模式為例，對系統的總熱負荷需求進行峰谷負荷劃分。在內燃機運行期間，大于總熱負荷平均值QAVE的負荷稱為熱峰負荷，小于總熱負荷平均值QAVE的負荷稱為熱谷負荷。取系統最大熱負荷Qmax、總熱負荷平均值QAVE、熱峰負荷平均值Qave的100%、75%、50%和25%共6個典型負荷作為內燃機裝機容量設計目標[13]。同樣，在FEL模式下對總電負荷進行劃分，得到6種典型電負荷。

表2 系統設備能效參數

當內燃機的額定發電功率和額定產熱功率正好滿足選取的典型電負荷或熱負荷時，由式(1)～式(4)可以得到內燃機的額定裝機容量，并得到在相應內燃機容量下系統綜合指標(μIP)，見表3。結果表明，按照峰負荷平均值的方法設計原動機容量時在2種模式下均表現出較好的性能，在綜合性能較好時內燃機容量在3 000～4 000 kW。

表3 內燃機裝機容量及綜合指標

3.2.2 最大矩形法

在FEL和FTL模式下，分別依據電、熱負荷歷時曲線中使橫縱坐標圍成面積最大的點，確定各自運行方式下的驅動設備容量。最大矩形法既避免機組長時間運行在低效區，又能防止外部輔助能耗過大，是一種簡單實用的設計方案[19-20]。

系統熱負荷歷時曲線上的點與橫縱坐標軸的矩形面積SMRM,FTL,max最大時對應的內燃機容量Enom,FTL為:

SMRM,FTL,max=max(ΔT×QMRM)

(25)

(26)

式中：QMRM為內燃機熱回收功率，kW；ΔT為內燃機滿負荷運行時間，h；QMRM,S,max為矩形面積最大時內燃機熱回收功率，kW。

FEL模式下的設計方法與FTL模式類似，不再贅述。采用最大矩形法設計得到的內燃機容量見表4。由表4可知，在FTL模式下計算得到的內燃機容量較FEL模式更大，且性能較好。采用最大矩形法可以獲得具有適宜性能的內燃機容量，但受負荷數據自身特點的影響較大。

表4 采用最大矩形法設計得到的內燃機容量

3.2.3 遺傳優化算法

最大矩形法并未考慮設備運行過程中的經濟和環境效益，因此要對內燃機容量進行優化。以系統綜合指標μIP作為優化目標，取Hybrid CCHP的內燃機容量Enom和光伏耦合率θ作為優化變量，采用遺傳算法尋找系統綜合指標μIP最優的容量配置，各系統優化結果見表5。經分析，優化后CCHP的綜合指標最優，在FTL和FEL模式下的綜合指標分別為27.57%和28.85%；優化后Hybrid CCHP在FTL和FEL模式下的綜合指標分別為30.04%和30.63%，較CCHP高2%左右。

表5 優化后的系統容量

通過枚舉法計算得到在2種模式下[21]CCHP綜合指標μIP隨內燃機容量的變化曲線，見圖5。由圖5可知，最佳內燃機容量為3 600～3 700 kW，從而驗證了遺傳算法的準確性。

圖5 內燃機容量對CCHP綜合指標的影響

3.3 系統運行結果

在FTL模式下，Hybrid CCHP各設備逐時熱(冷)出力和電出力見圖6。由圖6可知，系統絕大部分的電負荷需求和冷熱負荷需求由內燃機和吸收式空調機組提供。由于在FTL模式下光伏耦合率為0.12，太陽能的利用方式主要為太陽能熱互補，

(a) 設備冷、熱出力

(b) 電出力

因此太陽能供熱水和冷量較多，光伏發電量較少。

在FTL模式下，內燃機按照冷熱負荷需求出力，產生的余熱用于供冷或供暖。由于夏季夜間冷負荷需求很少，受內燃機容量和最小負載的限制，即使夏季夜間內燃機按照最低負載情況出力，系統冷量仍略大于用戶冷負荷需求，需要電網補充電能。在冬季時，內燃機依據熱負荷需求工作，通過吸收式空調機組供熱，由于冬季熱水負荷需求較大，太陽能優先提供生活熱水，因而用于供熱的太陽能很少，由燃氣鍋爐補充供熱。在過渡季節，內燃機不工作，熱水負荷白天可由太陽能提供，夜間由燃氣鍋爐提供，全天的電負荷基本由電網提供。

同理，在FEL模式下Hybrid CCHP的各設備出力情況見圖7。在FEL模式下優先按照系統的電負荷需求工作，因而系統冷、熱、電的出力結果與FTL模式不同。

(a) 冷、熱出力

(b) 電出力

各系統評價指標見表6。整體來看，通過增設光伏發電板和真空集熱器，在相同運行模式下，Hybrid CCHP的能源指標、經濟指標和環境指標均高于CCHP 1%～2%，而SP的各評價指標最差。

表6 各系統評價指標

在FTL模式下Hybrid CCHP的評價指標見圖8。經分析，在FTL模式下冬季系統的各評價指標均優于夏季，不同季節白天的各項評價指標均好于夜間。從評價指標上看，夏季和冬季夜間的能源和環境指標均為正值，故此時仍具有較少的能源和環境效益；夏季和冬季夜間的經濟指標最低分別為-140%和-20%，說明此時CCHP的經濟效益較SP更差。

圖8 FTL模式下Hybrid CCHP的評價指標

如圖9所示，造成Hybrid CCHP夜間評價指標較低的原因可通過內燃機負載率和發電效率進行解釋。夜間用戶冷熱負荷需求較低，內燃機的負載率τpgu和發電效率ηpgu較低，夜間城市電網電價處于低谷，而Hybrid CCHP消耗的燃氣所付出的成本較高，加之Hybrid CCHP本身所具有的設備固定投資成本，故Hybrid CCHP的經濟效益較差。

圖9 FTL模式下內燃機的負載率和發電效率

3.4 太陽能互補的影響分析

針對Hybrid CCHP，為比較在FTL和FEL模式下太陽能的不同互補方式對系統性能的影響，在僅采用太陽能熱互補時，改變太陽能集熱器的有效輻射面積Sstc，探究太陽能熱互補對系統評價指標的影響；在僅采用太陽能電互補時，改變光伏發電的有效輻射面積Spv，探究太陽能電互補對系統評價指標的影響。由圖10可知，僅采用太陽能熱互補時，在FTL模式下隨著有效輻射面積的增大，系統各評價指標均存在極值點，即存在最佳有效輻射面積；在FEL模式下隨著有效輻射面積的增大，能源和環境指標增速減緩而趨于穩定。如果僅采用太陽能電互補方式，不論是FEL模式還是FTL模式，隨著有效輻射面積的增大，系統的能源指標、經濟指標和環境指標均增大。

(a) 太陽有效輻射面積對能源指標的影響

(b) 太陽有效輻射面積對經濟指標的影響

(c) 太陽有效輻射面積對環境指標的影響

(d) 太陽有效輻射面積對綜合指標的影響

以上結論可以根據設備出力情況進行解釋。以FTL模式為例，內燃機依據用戶熱負荷需求進行發電，僅采用太陽能電互補時，光伏產電量的增加不影響內燃機出力，因而不影響系統評價指標；但僅采用太陽能熱互補時，隨著太陽能互補量增加，內燃機負載率降低，因而系統評價指標下降。因此，太陽能互補量較大時，如果運行方式和互補方式選取不當，會導致內燃機負載率降低，進而使系統評價指標下降。

3.5 儲能對系統的影響

在夏季夜間，FTL和FEL模式均存在冷量過剩問題，但其產生原因有所不同。在FTL模式下，受到內燃機自身容量和最低負載率的限制，內燃機按冷負荷需求出力時，夏季夜間有少量冷量剩余；在FEL模式下，內燃機依據電負荷需求出力，由于夏季夜間具有一定的電負荷需求，此時內燃機的負載率處于中等水平，在完全滿足電負荷需求的同時，生成的大量余熱被用于制冷，故過剩的冷量較多。筆者通過增設儲冷水罐以解決冷量過剩問題，并探究了儲能對Hybrid CCHP評價指標的影響。

為避免能量損失過多以及儲存容量過大帶來的設備成本增加問題，儲冷水罐的儲-釋周期為24 h[17]。儲冷水罐在儲-釋過程中的數學模型分別見式(27)和式(28)。

Qst(t)=(1-ξ)Qst(t-1)+Qst,inΔtηst,in

(27)

Qst(t)=(1-ξ)Qst(t-1)+Qst,outΔt/ηst,out

(28)

式中：Qst(t)為儲冷水罐中的儲冷量，kJ；Qst,in和Qst,out分別為儲冷和釋冷功率，kW；Δt為時間間隔，s。

含有儲冷水罐的Hybrid CCHP優先消耗內燃機余熱和太陽能的冷量，如果冷量不足，再消耗儲冷水罐中的冷量，最后再由電制冷機補充供冷。在FEL模式下，儲冷水罐儲-釋冷功率均達到最大時Hybrid CCHP出力結果見圖11。

(a) 設備冷出力

(b) 設備電出力

由圖11可知，在冷出力方面，儲冷水罐將夜間過剩的冷量儲存起來，一定程度上代替白天電制冷機補冷；在電出力方面，由于電制冷機冷量的減少，系統總電負荷降低，電網的購電減少，起到節能減排的作用。由于各時間儲冷水罐均以最大功率儲-釋冷，聯供系統在7時冷量不足，儲冷水罐立即釋冷，因而在13時儲存的冷量消耗殆盡。

根據北京市分時后的階梯電價， 7時為電價低谷期， 8時～10時為電價平段期，而11時～15時為電價高峰期。如果調整不同時間的釋冷功率，在電價高時釋冷量多，則可以大大降低電價高峰期的電冷量，從而獲得更佳的經濟效益。故采用釋冷功率由所儲存的冷量和電價決定的“階梯釋冷”模式，如圖12所示。

在采取階梯釋冷模式時，系統的冷出力和電出力情況見圖13。與圖11比較可知，從冷出力方面看，相比于各時間儲冷水罐均以最大功率釋冷，采取階梯釋冷模式時在8時開始釋冷，此時釋冷功率較小(500 kW)，在11時電價高峰期開始以2 000 kW的功率釋冷，整個釋冷過程一直持續到15時結束；

圖12 階梯釋冷模式

(a) 設備冷出力

(b) 設備電出力

從電出力方面看，采用階梯釋冷模式時Hybrid CCHP在電價高峰期的購電量很少，因而該方式可以更好地發揮“削峰填谷”的作用。

由表7可知，增加儲冷水罐后能源指標提升至34.06%，環境指標提升至43.73%。采用階梯釋冷模式后最優經濟指標可達16.49%，高出無儲能模式0.30%。

階梯釋冷模式雖然可以提升系統的經濟指標，但需要合理設置不同時間的釋冷功率，避免釋冷功率過慢、釋冷周期長、冷量向環境中散失增大等情況，同時也應避免儲冷水罐的容量過大導致的設備成本增加問題。

表7 含儲冷系統的各項評價指標

4 結 論

(1) 按照典型負荷容量配置方法時，采用峰負荷平均值作為典型負荷可以獲得較好的性能。按照最大矩形法設計容量，實際性能受總負荷計算方法的影響較大。采用遺傳算法可以得到綜合效益最優的內燃機容量，CCHP最佳內燃機容量為3 600～3 700 kW。

(2) 在FTL和FEL模式下Hybrid CCHP和CCHP的各項評價指標均優于SP，與FTL模式相比，在FEL模式下Hybrid CCHP性能最佳，此時內燃機容量為3 490 kW，光伏耦合率為0.73，最佳綜合指標為30.63%。通過光-氣互補，Hybrid CCHP的各項評價指標較CCHP提高1%～2%。

(3) 僅采用太陽能熱互補時，在FTL模式下系統各評價指標存在極值點，即存在最佳有效輻射面積。在FEL模式下，隨著有效輻射面積的增大，能源和環境效益增速減緩并趨于穩定。僅采用太陽能電互補時，隨著光伏面積的增大，在FTL和FEL模式下各項評價指標均增大。

(4) 通過增加儲冷水罐，將夏季夜間儲存的過剩冷量代替電制冷機在白天為系統補充供冷。根據階梯電價，通過階梯釋冷模式可獲得更高的經濟效益。