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壓縮空氣儲能系統(tǒng)供冷性能提升
作者：李文慧1 焦勇涵2 郭歌3 李佳俊2 鄧建強2
單位：1. 國網(wǎng)陜西省電力有限公司電力科學研究院；2. 西安交通大學；3. 國網(wǎng)陜西省電力有限公司
引用：李文慧, 焦勇涵, 郭歌, 等. 壓縮空氣儲能系統(tǒng)供冷性能提升[J].儲能科學與技術, 2023, 12(9): 2833-2841.
DOI：10.19799/j.cnki.2095-4239.2023.0214
摘 要 絕熱壓縮空氣儲能系統(tǒng)能夠實現(xiàn)冷熱電三聯(lián)輸出。若應用壓縮空氣儲能系統(tǒng)代替制冷設備供冷，則可利用抵扣的制冷設備投資抵消一部分儲能系統(tǒng)投資，從而縮短儲能系統(tǒng)回收周期。另外，錯峰用電可減少夏季大規(guī)模供冷設備對峰電資源的消耗。本工作構建了氣罐容積5000 m3，氣罐貯存壓力范圍4.6～10.0 MPa的絕熱壓縮空氣儲能系統(tǒng)，系統(tǒng)產出的冷量通過引射器產出冷氣的方式供給用戶，模擬了系統(tǒng)充釋能過程以獲得系統(tǒng)的能量產出特性。以供冷季節(jié)產冷最大化，非供冷季節(jié)產電最大化為主目標，分析確定了系統(tǒng)關鍵配置以及運行參數(shù)。研究結果表明，該系統(tǒng)在供冷季節(jié)的最大產冷量為36.96 GJ，可為190戶供冷。與以經(jīng)濟效益最大化為目標的壓縮空氣儲能三聯(lián)產系統(tǒng)相比，本系統(tǒng)的供冷能力提升287.76%。調控預熱熱水流量可以改變系統(tǒng)能量產出比例，以使系統(tǒng)匹配用戶多變的能量需求。若運行在最大供冷工況下，本系統(tǒng)回收周期為12.39年。本工作構建的系統(tǒng)旨在為絕熱壓縮空氣儲能系統(tǒng)在制冷方面的應用提供一條新的思路，為夏季大規(guī)模供冷提供新的方法。
關鍵詞 絕熱壓縮空氣儲能；三聯(lián)產；引射器；冷氣供應
在能源緊缺、石油價格上漲等諸多能源安全問題下，可再生能源為現(xiàn)代社會提供了能源解決方案。儲能技術是可再生能源配套技術，其分類包括抽水儲能、壓縮空氣儲能(compressed air energy storage，CAES)、飛輪儲能、超導磁體儲能和電化學儲能等，其中壓縮空氣儲能是和抽水蓄能并列的大規(guī)模物理儲能技術，壓縮空氣儲能具有儲能效率高、生命周期長、儲/釋放容量大、投資成本相對較低等優(yōu)點，目前已經(jīng)比較成熟且已商業(yè)化。
隨著技術發(fā)展，提出了絕熱壓縮空氣儲能系統(tǒng)(adiabatic compressed air energy storage，A-CAES)、等溫壓縮空氣儲能系統(tǒng)、等壓壓縮空氣儲能系統(tǒng)等多種壓縮空氣儲能系統(tǒng)。絕熱壓縮空氣儲能具有冷熱電三聯(lián)產的能量輸出特性，其冷熱電三聯(lián)供系統(tǒng)，可以提高系統(tǒng)效率，同時還能解決用戶冷熱電動態(tài)負載問題。Li等以系統(tǒng)效率最大化為目標對A-CAES系統(tǒng)進行結構設計以及部件選型，通過調控進入膨脹機的空氣流量和進口溫度壓力，使膨脹機產出冷氣，其系統(tǒng)效率高于天然氣驅動的三聯(lián)產系統(tǒng)。Liu等人對A-CAES系統(tǒng)在結構上進行改進，將高壓膨脹機后的氣體中蘊含的熱量存入蓄熱器用來預熱儲罐出口的空氣，釋熱后的空氣進入氣動馬達，提升系統(tǒng)?效率的同時可利用氣動馬達輸出冷氣。Cao等通過構建壓縮空氣儲能系統(tǒng)模型，調研用戶的負荷特性，將系統(tǒng)的輸出特性與用戶負荷特性加以匹配，以經(jīng)濟效益最大化為目標，得到了絕熱壓縮空氣儲能三聯(lián)產系統(tǒng)在不同季節(jié)下的運行參數(shù)。
絕熱壓縮空氣儲能系統(tǒng)主要用于蓄能，已有研究聚焦于將CAES和其他制冷系統(tǒng)耦合起來開展探究。Jiang等提出一種壓縮空氣儲能與混合制冷結構耦合的系統(tǒng)，混合制冷結構包括LiBr吸收式冷水機組和壓縮式制冷機，該耦合系統(tǒng)的性能與壓縮空氣儲能冷熱電三聯(lián)產系統(tǒng)進行對比，年總成本節(jié)約率和CO2減排率分別提高5.97%和7.46%，綜合性能優(yōu)于CAES系統(tǒng)，特別在制冷輸出方面有突出優(yōu)勢。蔡悠然等以Huntorf電站為原型，對CAES系統(tǒng)與溴化鋰吸收式制冷系統(tǒng)的耦合系統(tǒng)進行?分析，結果表明，耦合系統(tǒng)的能量轉換率以及?效率較CAES系統(tǒng)高。Razmi等構建了絕熱壓縮空氣儲能系統(tǒng)與有機朗肯循環(huán)、混合壓縮-吸收制冷循環(huán)耦合系統(tǒng)，耦合后的系統(tǒng)較CAES系統(tǒng)效率增加了13.15%。但此類耦合系統(tǒng)存在的突出問題在于系統(tǒng)結構較復雜、運行調控難度大、維護維修工作量大。
綜合現(xiàn)有研究，絕熱壓縮空氣儲能系統(tǒng)的冷熱電三聯(lián)產研究中，系統(tǒng)結構及運行參數(shù)的優(yōu)化目標主要是最大限度地提高蓄能效率和經(jīng)濟效益，并未突出供冷能力。如果住宅小區(qū)設計的A-CAES系統(tǒng)能夠獨立提供冷量，替換用戶獨立的制冷設備，有兩個明顯效益：①不用投資另外的空調設備，可以抵消儲能系統(tǒng)總投資；②減少夏季大量制冷設備造成的高峰用電。在本工作中，我們構建了一個供冷季節(jié)主要提供冷量和其他季節(jié)主要提供電力的A-CAES系統(tǒng)，并開展?jié)M足最大制冷輸出的系統(tǒng)性能研究。
1 系統(tǒng)描述
本工作所研究的絕熱壓縮空氣儲能系統(tǒng)由多級離心式壓縮機組、多級膨脹機組、熱交換器、儲罐和節(jié)流閥組成。在儲氣罐前后都設置節(jié)流閥，壓縮階段節(jié)流閥前壓力設置為10 MPa，膨脹階段節(jié)流閥后壓力設置為4.5 MPa。壓縮部分總的壓縮比為98.69，設置壓縮機級數(shù)為4級，壓縮機單極額定壓比為3.15，額定質量流量為10 kg/s。膨脹部分總的膨脹比為44.41，膨脹機額定質量流量為10 kg/s，系統(tǒng)以定壓運行模式運行。系統(tǒng)規(guī)格參數(shù)如下：氣罐容積為5000 m3，氣罐貯存壓力為4.6～10 MPa。
考慮到研究目標為獲得壓縮空氣儲能系統(tǒng)的最大制冷量，一般壓縮空氣儲能系統(tǒng)冷量的產出方式為：在膨脹機后布置吸冷換熱器，利用環(huán)境溫度的水作為換熱工質吸收膨脹機后冷空氣中的冷量，再通過輸送冷凍水的方式將冷量供給用戶。但是該種用冷方式在系統(tǒng)端以及用戶端均存在較大的換熱溫差，冷量損失較大。因此通過在第二級膨脹機后設置引射器，將膨脹機出口的低溫空氣經(jīng)由引射器調整到合適的溫度壓力后供給用戶。采用這樣的方式，最大程度避免了水和空氣換熱過程中的能量損失，充分利用了系統(tǒng)產出的冷量?？諝饨?jīng)過節(jié)流閥后溫度最多降低10 ℃，將儲罐放氣過程中罐內剩余空氣膨脹引起的降溫效應加以考慮，節(jié)流閥后空氣的平均溫度為12 ℃。若設置冷凍水循環(huán)收集節(jié)流閥后空氣中的冷量，產出的冷凍水溫度較高，品質低，可利用冷量少，在實際過程中甚至無法利用冷凍水循環(huán)提取空氣中的冷量。因此節(jié)流閥后空氣中的冷量不作收集利用。節(jié)流閥后預熱換熱器的作用是在供冷季節(jié)通過調整預熱熱水流量的大小來調整系統(tǒng)的能量輸出比例。在供冷季節(jié)膨脹機級間不進行換熱。根據(jù)總膨脹比分配確定膨脹機級數(shù)為2級。系統(tǒng)結構圖見圖1，系統(tǒng)主要運行參數(shù)見表1。
圖1 供冷工況下系統(tǒng)結構
表1 絕熱壓縮空氣儲能系統(tǒng)運行參數(shù)表
需要說明的是，圖1為系統(tǒng)在供冷季節(jié)供冷工況下對應的系統(tǒng)結構。在非供冷季節(jié)，無需引射器產冷，因此利用膨脹機回收引射器入口預留的驅動壓力。因此在非供冷季節(jié)，膨脹機組總級數(shù)為3級，同時在級間均設置預熱換熱器來預熱膨脹機進口空氣以使產電量最大化。系統(tǒng)在設計以及選型時均按照非供冷季節(jié)系統(tǒng)結構設置，只是在供冷季節(jié)引射器工作，最后一級膨脹機以及膨脹機級間換熱器不工作。
2 建模及模型驗證
2.1 壓縮機模型
壓縮機消耗電能，其功耗計算式如下：
本工作參考了Zhang等采用的估算離心壓縮機和軸流壓縮機非設計工況的計算式，以修正非設計工況下壓縮機的運行結果。非設計工況下壓縮機性能計算式如下所示。
壓縮機絕熱效率被定義為
2.2 膨脹機模型
考慮到膨脹機可能在非設計工況下運行，本工作使用了Xu等提出的膨脹機特征圖用于擬合模型，非設計工況修正計算式如下。
膨脹機輸出功率計算式如下。
2.3 換熱器模型
所有換熱器均為逆流換熱器，采用ε-NTU法建模。根據(jù)能量平衡，換熱量以及換熱效率計算式如下。
其中，NTU為傳熱單元數(shù)，c是等壓比熱容，ε為換熱器的效率。Qmax是使出水口溫度達到壓縮空氣入口溫度或壓縮空氣出口溫度達到進水溫度的最大換熱能。壓縮空氣通過換熱器的壓降設為0.02 MPa。熱水儲罐中一部分熱水被用于膨脹機前氣體的預熱，另一部分熱水對外供給用戶。
2.4 氣體儲罐模型
采用質量和能量方程建立了儲罐的動力學模型，儲罐內氣體質量和內能變化計算式如下：
式中，Ken,st為儲罐和環(huán)境的傳熱系數(shù)，Ast為儲罐和環(huán)境換熱的表面積，Tst與Ten為儲罐溫度和環(huán)境溫度。
2.5 節(jié)流閥模型
空氣流經(jīng)節(jié)流閥過程視為等焓過程，式中hin和hout為進出節(jié)流閥的空氣焓值。
2.6 引射器模型
在引射器模型中，主動流為膨脹機后的冷空氣，引射流為環(huán)境溫度壓力的空氣，引射器的結構如圖2所示，使用了Cao等構建的引射器模型，引射器引射比定義為引射流量與主動流量的比：
圖2 引射器結構示意圖
主動流在噴嘴內流動方程：
其中，up,1，hp,1,is是噴嘴出口處速度和比等熵焓，hp是一次流體比焓。
引射器吸氣室流動方程：
其中，us,1是引射流在界面1-1的速度，hs是引射流的比焓，hs,1,is是引射流等熵膨脹后在1-1界面的比焓。
引射器混合段流動方程：
引射器擴壓段流動方程：忽略引射器進出口動能影響，根據(jù)能量守恒，可得
2.7 經(jīng)濟性模型
該系統(tǒng)成本分兩部分：壓縮機耗電電費和系統(tǒng)內各設備成本。收益則來自三部分：膨脹機產電的電費，壓縮階段產熱的熱量價值以及膨脹階段產冷的冷量價值。我國南方地區(qū)每年需要供冷天數(shù)大約為150天，通常指從農歷5月1日至9月30日的部分。其余215天被認為是非供冷季節(jié)。系統(tǒng)非供冷季節(jié)總利潤計算式為
值得注意的是，被用于釋能階段預熱膨脹機前空氣的熱量不計入收益，供給用戶的熱量才計入收益，非供冷季節(jié)冷量不計入收益。式中Qheat為壓縮階段收集的熱量，Qpreheat為被用來預熱膨脹機前氣體的熱量，Cpeak為峰值電價，Cvalley為谷值電價，Cheat為熱量價格，具體價格如表2所示。
表2 熱電價格
上述計算式說明了在非供冷季節(jié)系統(tǒng)收益的計算方法。在供冷季節(jié)，熱、電收益與非供冷季節(jié)時相同，供冷季節(jié)系統(tǒng)收益計算方法如式(29)所示。
其中，Ccold_air為冷氣供冷時每戶每小時需要繳納的供冷費用，num為冷氣所能供給的用戶數(shù)，t為單戶單日供冷時長，單戶供冷時長與系統(tǒng)釋能時間相同。Ccold_air與num的計算方法為：假設單戶的面積為100 m2，參照家用中央空調多聯(lián)機系統(tǒng)每小時的供氣量，本系統(tǒng)供應相同氣量，利用本系統(tǒng)輸出的總氣量除以單戶供應氣量得到系統(tǒng)能夠供應的用戶數(shù)num。根據(jù)家用中央空調多聯(lián)機系統(tǒng)的每小時耗電量與電價，可得到單戶每小時供冷收費價格。計算得到單戶每小時收費3.5元。
因此，系統(tǒng)的年收益(ATP)計算式如下：
設備總成本(TIC)計算式如下：
IC為系統(tǒng)內各設備的成本，成本計算式見表3。TICcold為家用中央空調系統(tǒng)的總投資，可利用單戶中央空調系統(tǒng)的投資與系統(tǒng)供冷戶數(shù)相乘得到，根據(jù)單戶面積對家用中央空調多聯(lián)機選型得到單戶中央空調系統(tǒng)投資為30000元。由于本設計中不再需要投資中央空調設備，因此在設備總成本中扣除了中央空調的費用。
表3 系統(tǒng)設備費用計算式
最終給出系統(tǒng)的靜態(tài)投資回收期(SPP)計算式如下：
3 分析和討論
3.1 系統(tǒng)性能分析
釋能階段膨脹機組的配置以及運行參數(shù)都會對系統(tǒng)的能量產出造成影響。本系統(tǒng)膨脹機組的配置為膨脹機與引射器的耦合結構，膨脹機組的調控參數(shù)為預熱熱水流量，預熱熱水為吸收了壓縮熱的熱水，其溫度為143 ℃。
引射器的主動流需要具有一定的壓力才能驅動引射器正常工作。在本系統(tǒng)中，空氣在經(jīng)過兩級膨脹機后進入引射器，引射器入口壓力即膨脹機末級出口壓力。因此，為了確定引射器的最佳入口壓力，本研究通過設置不同的引射器的入口壓力來分析系統(tǒng)的性能變化，如圖3所示。模擬結果表明，引射器的入口壓力最小設置為0.4 MPa才能保證引射器具有引射能力。隨著引射器入口壓力從0.4 MPa增加到0.6 MPa，系統(tǒng)的冷量和電量產出逐漸減小，熱量產出不變，因為系統(tǒng)不消耗熱水，熱水全部對外供給。電量產出和冷量產出變化是因為釋能部分的總膨脹比是一個恒定值，隨著引射器的入口壓力的設定值升高，導致前兩級膨脹機的膨脹比降低，進而導致了總產電功率下降，系統(tǒng)的釋能時間變化幅度較小，因此總產電量減少。膨脹機膨脹比的降低也會導致第二級膨脹機出口的空氣溫度升高。在引射器的入口壓力和溫度升高的前提下，冷氣總輸出量降低，使得總冷量產出下降。因此，引射器的入口壓力設置為0.4 MPa。可以得出結論，只需預留能使引射器正常工作的驅動壓力，即可產出最多量的冷氣。
圖3 系統(tǒng)能量產出隨引射器入口壓力變化
通過調控節(jié)流閥后預熱換熱器的預熱熱水流量，可以調控系統(tǒng)在供冷季節(jié)的能量產出比例，以滿足用戶不同環(huán)境下的動態(tài)負荷。圖4顯示了預熱熱水流量對系統(tǒng)能量產出的影響。當預熱熱水流量從0增加到3 kg/s時，系統(tǒng)產電量從31.33 GJ增加到47.85 GJ，產熱量從167.27 GJ減小到123.45 GJ，產冷量從36.96 GJ減小到20.20 GJ。電量產出增加是因為隨著預熱熱水流量的增加，膨脹機進口空氣預熱更充分，使得膨脹機前后氣體的焓差增大。熱量產出減小是因為熱水總量一定，系統(tǒng)內利用的熱水量越多，對外的供熱水量減少。冷量產出減小是因為隨著預熱熱水流量的增加，第二級膨脹機出口的空氣溫度升高，壓力不變，使得系統(tǒng)產出的冷氣量減小。值得注意的是，當預熱熱水流量達到3 kg/s時，膨脹機組進氣溫度已接近熱水溫度，熱水的預熱能力達到極限，繼續(xù)增加預熱熱水流量，膨脹機組進口空氣溫度也不會再上升。
圖4 系統(tǒng)能量產出隨預熱熱水流量變化
圖5顯示的是隨著預熱熱水流量的增加，第一級和第二級膨脹機出口空氣溫度的變化。從圖中可以看出，在預熱熱水流量達到2.0 kg/s之前，第一級膨脹機出口溫度小于17 ℃，若在第一級膨脹機后添加引射器，則第一級膨脹機后也具有冷氣輸出能力。但模擬結果表明，在最大供冷工況下，即預熱換熱器中的預熱熱水流量為0，設置第一級以及第二級引射器的進口流量各為總流量的一半，此時系統(tǒng)的總冷量產出為31.61 GJ，電量產出為25.99 GJ，熱量產出為167.27 GJ。相較于只在第二級膨脹機出口添加引射器的單引射器系統(tǒng)的冷量產出減少14.50%，電量產出減少17.04%。冷量減少的原因為第一級膨脹機出口的壓力、溫度均較第二級膨脹機出口高，模擬結果表明兩級引射器產出的總冷氣量小于單級引射器配置所能產出的冷氣量。電量產出減少的原因為第二級膨脹機空氣流量減少，導致膨脹機組內空氣膨脹輸出的總功減少。綜上所述，單級引射器配置更為合理。
圖5 第一、二級膨脹機出口空氣溫度隨預熱熱水流量變化
綜上所述，在供冷季節(jié)，系統(tǒng)的最大產冷量為36.96 GJ，最大冷氣產出量為135.42 kg/s，可供冷8.23 h。參考Cao等提出的用戶模型，假設單戶面積為100 m3，兩室一廳的戶型結構。依照家用中央空調多聯(lián)機系統(tǒng)的供氣規(guī)模，室內分別供應冷氣1100、470、530 m3/h，單戶總冷氣供應量為2100 m3/h，由此計算得到本文系統(tǒng)產出冷氣可供給190戶用戶。值得注意的是，文獻[9]中系統(tǒng)在最大供冷工況下，每個工作周期可產出冷凍水總質量為194400 kg，冷凍水溫度5 ℃，文獻[9]表明冷凍水中蘊含冷量23.5 GJ。但是若考慮系統(tǒng)端以及用戶端的水-空氣換熱器中的換熱溫差，且不收集節(jié)流閥后冷氣中的冷量，文獻[9]中系統(tǒng)產出的冷凍水中的冷量實際利用值只有約為10 GJ，可供冷49戶用戶。相比之下，本研究中建立的系統(tǒng)的供冷能力顯著提高，供冷戶數(shù)增加了287.76%。
在非供冷季節(jié)，三個預熱換熱器均通入熱水，調整預熱熱水流量至三級膨脹機進口空氣均預熱充分，以使系統(tǒng)產電最大。系統(tǒng)的冷量產出為0，熱量產出為68.79 GJ，電量產出為82.84 GJ。
3.2 系統(tǒng)經(jīng)濟性分析
傳統(tǒng)居住區(qū)的熱、冷、電力負荷由燃煤鍋爐、空調和電網(wǎng)提供。本研究中居民小區(qū)由居住區(qū)以及改進后的A-CAES系統(tǒng)組成，居民冷負荷由系統(tǒng)產出的冷氣來提供，電負荷由系統(tǒng)產電以及電網(wǎng)提供，熱負荷由系統(tǒng)產出熱水以及鍋爐共同提供。同時，系統(tǒng)的釋能時間設置在峰值電價期間，意味著系統(tǒng)產出的冷氣在峰值電價時間段內供應。
在非供冷季節(jié)最大產電工況下，系統(tǒng)的單日收益為4824.02元。在供冷季節(jié)最大產冷工況下，系統(tǒng)的單日收益為1569.58元，總年收益為1272601.35元。雖然最大產冷工況的單日收益不及最大產電工況下的單日收益，但是供冷能力得到大幅提升的系統(tǒng)可以滿足用戶大部分時間的供冷需求，一定程度上避免了大規(guī)模供冷設備同時啟用造成的電網(wǎng)用電峰值，同時利用供冷設備的投資抵扣一部分儲能系統(tǒng)投資，縮短了儲能系統(tǒng)回收周期。
調整預熱熱水流量可以調整系統(tǒng)的能量產出比例，以使系統(tǒng)應對用戶多變的能量負荷。同時，調整預熱熱水流量也會對系統(tǒng)的經(jīng)濟性造成影響。隨著預熱熱水的增加，系統(tǒng)的年收益變化如圖6所示。當預熱熱水流量為0.5 kg/s時，系統(tǒng)的年收益稍有增加，靜態(tài)回收周期稍有減小，但是系統(tǒng)的供冷量小幅減小。再繼續(xù)增加預熱熱水流量，年收益大幅減小，回收周期大幅提高。系統(tǒng)的一次投資為1.58千萬元，根據(jù)經(jīng)濟性模型中靜態(tài)回收周期計算方法，考慮供冷設備抵扣的費用，在設置系統(tǒng)在供冷季節(jié)運行在最大產冷工況下，系統(tǒng)的回收周期為12.39年。系統(tǒng)的實際應用過程中，需結合供冷季節(jié)用戶的實際能量負荷來調控預熱熱水流量，以均衡產冷量以及回收周期。系統(tǒng)的年收益以及系統(tǒng)回收周期隨預熱熱水流量變化如圖6所示，系統(tǒng)的一次投資如表4所示。
圖6 系統(tǒng)經(jīng)濟性隨預熱熱水流量變化
表4 系統(tǒng)各部件成本
4 分析和討論
本工作構建了絕熱壓縮空氣儲能系統(tǒng)的仿真模型，模擬系統(tǒng)充釋能過程，以供冷季節(jié)供冷最大化，非供冷季節(jié)供電最大化為優(yōu)化目標，對系統(tǒng)的釋能過程配置和運行參數(shù)加以探究，得出如下結論。
（1）探究了膨脹機級末設置單組引射器的系統(tǒng)結構以及級間抽氣注入引射器的雙組引射器系統(tǒng)結構的制冷能力，結果表明，單組引射器結構的制冷以及產電能力均優(yōu)于雙組引射器結構。
（2）本工作采用的引射器輸出冷氣供冷方式相比于冷凍水供冷方式避免了換熱溫差，無冷量損失，更能充分利用系統(tǒng)產冷。在供冷季節(jié)最大產冷工況下，系統(tǒng)最大產冷量為36.96 GJ，系統(tǒng)產出冷氣可供給190戶用戶使用，較經(jīng)濟效益最大化的壓縮空氣儲能冷熱電三聯(lián)產系統(tǒng)供冷戶數(shù)提升287.76%。
（3）在非供冷季節(jié)，調控預熱熱水流量使得電量產出最大化。在供冷季節(jié)，調控預熱換熱器內預熱熱水流量可以調控系統(tǒng)的冷熱電產出比例，以滿足變化的用戶負荷。在預熱熱水流量為0時，供冷量最大，但此工況下算得的年總收益不是最大。
符號說明
符號 —— 符號說明
W —— 功率，W
p —— 壓力，Pa
m —— 流量，kg/s
h —— 比焓，J/kg
T —— 溫度，℃
n —— 壓縮機轉速，r/min
M —— 質量，kg
U —— 內能，J
Q —— 熱流量，kJ/s
Cp —— 定壓比熱容，J/(kg·K)
K —— 導熱系數(shù)，W/(m2·K)
s —— 比熵，J/(kg·K)
u —— 速度，m/s
num —— 供冷戶數(shù)
t —— 供冷時間，h
希臘字母
π —— 壓比
η —— 效率
ε —— 換熱器的換熱效率
μ —— 引射系數(shù)
下標
c —— 壓縮機
e —— 膨脹機
st —— 儲罐
hx —— 換熱器
in —— 入口
out —— 出口
0 —— 額定工作狀態(tài)
is —— 等熵
a —— 空氣
en —— 環(huán)境
w —— 水
mix —— 混合后的水
p —— 主動流
s —— 引射流
nozz —— 噴嘴
su —— 吸收室
mixing —— 混合室
diff —— 擴壓管
1, 2, 3
圖4中1-1, 2-2, 3-3截面
peak —— 峰值
valley —— 谷值
heat —— 壓縮熱
cool —— 冷量
preheat —— 預熱
cold_air —— 冷空氣
