吳集迎，馬益民，曹文勝

（1 集美大學(xué)機(jī)械與能源工程學(xué)院，福建廈門361021； 2 福建省清潔燃燒與能源高效利用工程技術(shù)研究中心，福建廈門361021）

引 言

利用厭氧發(fā)酵技術(shù)處理有機(jī)廢棄物產(chǎn)生沼氣，不但可以消除廢棄物對環(huán)境的污染，而且還可以獲得清潔的能源，具有能源和環(huán)境的雙重效應(yīng)[1-2]。2014 年政府間氣候變化專門委員會(huì)（IPCC）公布了第五次評估報(bào)告（AR5），IPCC 發(fā)現(xiàn)甲烷的全球變暖潛 能 值（GWP）將比2007 年的估計(jì)（AR4）增加30%[3]。雖然沼氣主要成分甲烷的GWP 是二氧化碳的33 倍，但其燃燒的產(chǎn)物是二氧化碳和水，具備二次污染小的特點(diǎn)[4-6]。黃劍光等[7]對以沼氣為一次能源的燃?xì)鈾C(jī)熱泵系統(tǒng)進(jìn)行了研究，論述了沼氣替代天然氣作為燃?xì)鈾C(jī)熱泵驅(qū)動(dòng)能源的可行性。以燃?xì)鈾C(jī)直接驅(qū)動(dòng)壓縮式熱泵運(yùn)行，替代傳統(tǒng)的電動(dòng)熱泵或其他供熱方式，可以充分回收燃?xì)鈾C(jī)排出的余熱，減少了中間能源轉(zhuǎn)換環(huán)節(jié)，提高系統(tǒng)的一次能源利用率[8-10]。楊昭等[11-12]對沼氣機(jī)驅(qū)動(dòng)的復(fù)合式空調(diào)系統(tǒng)做了能耗分析、數(shù)值計(jì)算和實(shí)驗(yàn)研究，在制冷工況下，利用系統(tǒng)余熱來實(shí)現(xiàn)空氣的再熱，一次能耗最大節(jié)省75%；在制熱工況下，一次能耗最大節(jié)省71%。近年來，高效節(jié)能的燃?xì)鈾C(jī)熱泵技術(shù)受到了學(xué)者們的重視，如研究了燃?xì)鈾C(jī)轉(zhuǎn)速為1300～2000 r·min-1時(shí)轉(zhuǎn)速、水流量、水溫對熱泵系統(tǒng)性能參數(shù)的影響[13]；R134a 燃?xì)鈾C(jī)熱泵系統(tǒng)在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速 為2000～4400 r·min-1時(shí) 的 系 統(tǒng) 一 次 能 源 利 用率[14]；轉(zhuǎn)速及環(huán)境溫度對燃?xì)鈾C(jī)熱泵系統(tǒng)各性能參數(shù)的影響[15]。利用燃?xì)鈾C(jī)熱泵進(jìn)行制冷和提供生活熱水，與直燃式吸收式制冷和鍋爐供熱方式相比，其一次能源利用率達(dá)到1.9，節(jié)約一次能源達(dá)40.9%[16-17]。Elgendy 等[18-20]進(jìn) 行 了 以R410A 為 工 質(zhì)的燃?xì)鈾C(jī)熱泵性能實(shí)驗(yàn)測試，得出蒸發(fā)器進(jìn)水溫度對系統(tǒng)性能的影響大于室外空氣溫度和蒸發(fā)器進(jìn)水流量的影響；系統(tǒng)的一次能源利用率隨著燃?xì)鈾C(jī)轉(zhuǎn)速的升高而降低；轉(zhuǎn)速為1300～1750 r·min-1時(shí)冷凝器進(jìn)水溫度對系統(tǒng)性能參數(shù)的影響等實(shí)驗(yàn)結(jié)果。吳集迎等通過構(gòu)建沼氣熱泵系統(tǒng)并進(jìn)行經(jīng)濟(jì)性分析，得出系統(tǒng)一次能源利用率高，具有較高的經(jīng)濟(jì)價(jià)值和節(jié)能環(huán)保意義[21-22]；進(jìn)而對沼氣機(jī)驅(qū)動(dòng)的空氣源熱泵系統(tǒng)建立了沼氣機(jī)、壓縮機(jī)、余熱回收換熱器等數(shù)學(xué)模型，通過系統(tǒng)性能實(shí)驗(yàn)測試，得到系統(tǒng)性能系數(shù)和一次能源利用率隨冷凝器進(jìn)水流量的增大而增大，隨沼氣機(jī)轉(zhuǎn)速升高而減小等實(shí)驗(yàn)結(jié)果[23-25]。

由于影響沼氣機(jī)熱泵系統(tǒng)性能的因素較多，如環(huán)境溫度、沼氣機(jī)轉(zhuǎn)速、蒸發(fā)溫度、冷凝溫度等，為得出沼氣機(jī)風(fēng)冷熱泵變工況下的性能規(guī)律，本文通過沼氣機(jī)風(fēng)冷熱泵能源綜合利用系統(tǒng)測試平臺，做了系統(tǒng)變工況性能實(shí)驗(yàn)研究，分析蒸發(fā)溫度、冷卻水量、沼氣機(jī)轉(zhuǎn)速等參數(shù)對熱泵系統(tǒng)總供熱量、余熱回收、性能系數(shù)（COP）和一次能源利用率（PER）的影響。

1 沼氣機(jī)風(fēng)冷熱泵能源綜合利用系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)裝置

實(shí)驗(yàn)裝置由四個(gè)子系統(tǒng)組成，如圖1 所示。(1)沼氣供給系統(tǒng)，包括貯氣罐、電磁閥、減壓閥、氣體燃料混合器、輸氣管道；(2)沼氣機(jī)風(fēng)冷熱泵系統(tǒng)，包括沼氣機(jī)、熱泵機(jī)組、傳動(dòng)裝置；(3)熱輸出系統(tǒng)，包括冷凝器、沼氣機(jī)缸套冷卻器、針管型排煙換熱器、循環(huán)水泵、連接管道；(4)數(shù)據(jù)測量與采集系統(tǒng)，包括溫度、壓力、流量、轉(zhuǎn)速傳感器，各顯示儀表、計(jì)算機(jī)數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)。其中，沼氣機(jī)選用F4100DZ 四沖程電子調(diào)速發(fā)動(dòng)機(jī)，屬全燒式沼氣機(jī)；壓縮機(jī)選用6NFCY 型汽車空調(diào)用半封閉活塞式壓縮機(jī)，熱泵工質(zhì)為R134a。

圖1 沼氣機(jī)驅(qū)動(dòng)的風(fēng)冷熱泵實(shí)驗(yàn)裝置Fig.1 Biogas engine driven air source heat pump experimental device

系統(tǒng)流程如圖2所示。熱輸出系統(tǒng)首先通過冷凝器對冷卻水加熱，再利用沼氣機(jī)缸套冷卻器和排煙換熱器繼續(xù)加熱冷卻水，冷卻水經(jīng)三次升溫后熱輸出。搭建的實(shí)驗(yàn)裝置可通過閥門切換回收利用沼氣機(jī)排煙余熱、缸套余熱或者全部余熱，以測試得出不同余熱回收模式下的系統(tǒng)性能。

圖2 沼氣機(jī)驅(qū)動(dòng)的風(fēng)冷熱泵實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)流程圖Fig.2 Flow diagram of biogas engine driven air source heat pump experimental system

2 實(shí)驗(yàn)測試方法與數(shù)據(jù)處理

2.1 測試方法

實(shí)驗(yàn)測試的環(huán)境溫度區(qū)間為10～20℃，每間隔2℃測試記錄一組數(shù)據(jù)，由于實(shí)驗(yàn)室環(huán)境溫度基本隨室外氣溫變化，因此不同環(huán)境溫度的實(shí)驗(yàn)測試根據(jù)氣溫變化在不同時(shí)間進(jìn)行。對應(yīng)的蒸發(fā)溫度變化區(qū)間為2～12℃，傳熱溫差8℃。沼氣機(jī)排煙經(jīng)過排煙換熱器后由專用的排煙管排到室外，實(shí)驗(yàn)室內(nèi)環(huán)境溫度基本保持穩(wěn)定。在不同工況下，系統(tǒng)熱輸出設(shè)備冷凝器、沼氣機(jī)缸套冷卻器和排煙換熱器的進(jìn)出水溫通過調(diào)節(jié)冷卻水量進(jìn)行控制。實(shí)驗(yàn)測試時(shí)對冷卻水加熱確定冷凝器進(jìn)水溫度并保持穩(wěn)定在35℃，熱輸出系統(tǒng)采用串聯(lián)加熱方式，得到輸出熱水溫度為50℃；通過控制沼氣機(jī)節(jié)氣門開度，觀察壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速及進(jìn)出口壓力等主要參數(shù)，當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)不超過±10 r·min-1，輸出熱水出口溫度波動(dòng)不超過±0.2℃，蒸發(fā)器出口工質(zhì)壓力和冷凝器進(jìn)口工質(zhì)壓力波動(dòng)不超過±1%時(shí)讀取數(shù)據(jù)，分別為：蒸發(fā)器工質(zhì)進(jìn)出口溫度，工質(zhì)流量；冷凝器冷卻水進(jìn)出口溫度，缸套冷卻器冷卻水進(jìn)出口溫度，排煙換熱器冷卻水進(jìn)出口溫度，冷卻水量；沼氣機(jī)排煙進(jìn)出口溫度，沼氣流量，沼氣機(jī)轉(zhuǎn)速。實(shí)驗(yàn)時(shí)按由小到大改變節(jié)氣門開度，控制沼氣機(jī)轉(zhuǎn)速范圍在750～1500 r·min-1，直到壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到額定值。

2.2 數(shù)據(jù)處理

實(shí)驗(yàn)中系統(tǒng)總供熱量[26-29]

式中，Qcond為冷凝器的總負(fù)荷，kW；Qg為回收的沼氣機(jī)排煙余熱量，kW；Qw為回收的沼氣機(jī)缸套余熱量，kW。

其中，冷凝器的總負(fù)荷

式中，mcond為冷 凝器冷卻水量，kg·s-1；Tcond,in、Tcond,out分別為冷卻水進(jìn)、出口溫度，℃;cp為冷卻水比熱容，kJ·(kg·K)-1。

回收的沼氣機(jī)缸套余熱及排煙余熱的計(jì)算式與式（2）相似，由測得的換熱器的冷卻水量及進(jìn)出口溫差得到。

系統(tǒng)性能系數(shù)（COP）表達(dá)式為

式中，Q 為系統(tǒng)總供熱量，kW；Pe為壓縮機(jī)軸功率，kW。

一次能源利用率(PER)表達(dá)式為

式中，QBG為沼氣燃燒熱，kW。

2.3 誤差分析

為保證設(shè)定的輸出熱水溫度波動(dòng)不超過±0.2℃,轉(zhuǎn)速波動(dòng)應(yīng)小于±10 r·min-1，實(shí)驗(yàn)測試選用精度較高的傳感器并采取多次有效數(shù)據(jù)平均值的方法來減少實(shí)驗(yàn)誤差[30-32]。其中，溫度傳感器基本誤差范圍±0.5%FS；壓力傳感器基本誤差范圍±0.25%FS；流量傳感器基本誤差范圍±0.5%R；轉(zhuǎn)速傳感器基本誤差范圍±0.1 r·min-1。數(shù)據(jù)測量時(shí)，冷卻水溫的變化會(huì)影響流量傳感器的測量精度，但實(shí)驗(yàn)測試工況下的水溫變化范圍較小，對測量精度的影響很?。划?dāng)沼氣機(jī)轉(zhuǎn)速低于600 r·min-1時(shí)，轉(zhuǎn)速傳感器測量精度降低，而本實(shí)驗(yàn)的沼氣機(jī)轉(zhuǎn)速變化范圍在750～1500 r·min-1之間，測量精度不受影響[33-34]。

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與討論

3.1 沼氣機(jī)與熱泵系統(tǒng)設(shè)備的耦合關(guān)系

圖1中的沼氣機(jī)通過三個(gè)皮帶輪同時(shí)驅(qū)動(dòng)熱泵壓縮機(jī)、冷凝器水泵、蒸發(fā)器風(fēng)扇運(yùn)行。因此，壓縮機(jī)、水泵、風(fēng)扇的轉(zhuǎn)速均隨沼氣機(jī)的轉(zhuǎn)速變化。為了研究不同工況下冷卻水量對系統(tǒng)供熱性能、COP、PER 的影響，實(shí)驗(yàn)測試時(shí)通過調(diào)節(jié)沼氣機(jī)的轉(zhuǎn)速來改變冷卻水量以得到不同工況下的熱泵系統(tǒng)總供熱量、COP、PER。圖3 為冷卻水量隨沼氣機(jī)轉(zhuǎn)速的變化，當(dāng)沼氣機(jī)在750～1500 r·min-1區(qū)間分5 擋運(yùn)行時(shí)，冷卻水量基本隨沼氣機(jī)轉(zhuǎn)速線性遞增，對應(yīng)的冷卻水量變化范圍為1.2～1.8 kg·s-1。從導(dǎo)出的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)看，誤差較小，與系統(tǒng)實(shí)際的運(yùn)行情況吻合度較高。

圖3 冷卻水量與沼氣機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系Fig.3 Relationship between cooling water flow rate and biogas engine speed

3.2 蒸發(fā)溫度、冷卻水量對冷凝器總負(fù)荷的影響

在冷凝器進(jìn)水溫度為35℃的工況下，測試得出冷凝器總負(fù)荷隨蒸發(fā)溫度及冷卻水量的變化關(guān)系，如圖4所示。隨著蒸發(fā)溫度從2℃升高到12℃，通過調(diào)節(jié)冷卻水量為1.2、1.5、1.8 kg·s-1，冷凝器總負(fù)荷增大，分別由18.5 kW 升高到30.3 kW，增幅為63.78%；27.8 kW 升高到38.1 kW，增幅為37.05%；32.6 kW 升高到42.9 kW，增幅為31.6%。這是因?yàn)殡S著蒸發(fā)溫度的升高，熱泵工質(zhì)流量增大，因此，冷凝器總負(fù)荷增大；但是，不同蒸發(fā)溫度下冷凝器總負(fù)荷的增幅隨冷卻水量的增加均減小，其原因是當(dāng)冷卻水量增加時(shí)，冷凝器進(jìn)、出口冷卻水的溫差將相應(yīng)減小，因此冷凝器總負(fù)荷增幅相對較小。

圖4 冷凝器總負(fù)荷與蒸發(fā)溫度及冷卻水量的關(guān)系Fig.4 Relationship of total condensing load with evaporating temperature and cooling water flow rate

3.3 蒸發(fā)溫度、冷卻水量對回收沼氣機(jī)余熱的影響

圖5為沼氣機(jī)余熱隨蒸發(fā)溫度及冷卻水量的變化曲線。沼氣機(jī)余熱包括缸套余熱和排煙余熱兩部分，分別通過缸套換熱器和排煙換熱器進(jìn)行回收。從圖5中可見，蒸發(fā)溫度升高，回收的沼氣機(jī)余熱減少，但降幅較小。隨著蒸發(fā)溫度從2℃升高到12℃，通過調(diào)節(jié)冷卻水量為1.2、1.5、1.8 kg·s-1，沼氣機(jī)余熱分別由16.4 kW 降低到13.8 kW，降幅為15.85%；17.8 kW 降低到14.9 kW，降幅為16.29%；18.6 kW 降低到15.3 kW，降幅為17.74%。相反，回收的沼氣機(jī)余熱隨沼氣機(jī)轉(zhuǎn)速的升高而增大，如前所述，主要通過控制沼氣機(jī)的轉(zhuǎn)速來改變冷卻水量，且兩者呈線性遞增關(guān)系。因此，在冷凝器進(jìn)水溫度為35℃，冷卻水量從1.2 kg·s-1增大到1.8 kg·s-1時(shí)，沼氣機(jī)余熱低值從13.8 kW 升高到15.3 kW，高值從16.4 kW 升高到18.6 kW，增幅分別為10.87%和13.41%。冷卻水量較大，有利于提高排煙換熱器冷卻水側(cè)傳熱系數(shù)，減小冷卻水和沼氣機(jī)排煙的傳熱溫差，提高沼氣機(jī)余熱的回收率，同時(shí)也減少高溫?zé)煔鈱Νh(huán)境造成的熱污染。

圖5 沼氣機(jī)余熱與蒸發(fā)溫度及冷卻水量的關(guān)系Fig.5 Relationship of biogas engine waste heat with evaporating temperature and cooling water flow rate

3.4 蒸發(fā)溫度、冷卻水量對系統(tǒng)總供熱量的影響

圖6為系統(tǒng)總供熱量隨蒸發(fā)溫度及冷卻水量的變化曲線。系統(tǒng)總供熱量隨蒸發(fā)溫度的升高而增大，這主要因冷凝器總負(fù)荷隨蒸發(fā)溫度升高而增大所致，但增幅并不大。系統(tǒng)總供熱量由冷凝器總負(fù)荷與回收的沼氣機(jī)余熱組成，而沼氣機(jī)余熱隨蒸發(fā)溫度升高而略有減少，從而降低了系統(tǒng)總供熱量的增幅。從圖6 中可見，系統(tǒng)總供熱量隨冷卻水量的增加而增大，因增加冷卻水量需要提高沼氣機(jī)轉(zhuǎn)速，相應(yīng)的熱泵壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速也提高，輸氣量增大，工質(zhì)流量增大，冷凝器總負(fù)荷隨之增大，且回收的沼氣機(jī)余熱量也增大，則系統(tǒng)總供熱量增大。但隨著沼氣機(jī)轉(zhuǎn)速的升高，系統(tǒng)總供熱量的增幅降低，這主要是因?yàn)檎託鈾C(jī)轉(zhuǎn)速升高，壓縮機(jī)工質(zhì)流量增大，進(jìn)入冷凝器的冷卻水和工質(zhì)換熱效果減弱，從而使系統(tǒng)總供熱量占比最大的冷凝器總負(fù)荷增幅減小；而且，當(dāng)冷卻水量增加時(shí)，冷凝器進(jìn)出水溫差減小，同樣使冷凝器總負(fù)荷增幅減小。兩者疊加的結(jié)果導(dǎo)致系統(tǒng)總供熱量增幅隨之減小。

圖6 系統(tǒng)總供熱量與蒸發(fā)溫度及冷卻水量的關(guān)系Fig.6 Relationship of total system heating capacity with evaporating temperature and cooling water flow rate

3.5 蒸發(fā)溫度、冷卻水量對壓縮機(jī)軸功率及沼氣燃燒熱的影響

圖7 和圖8 分別為壓縮機(jī)軸功率和沼氣燃燒熱隨蒸發(fā)溫度及冷卻水量的變化曲線。隨著蒸發(fā)溫度從2℃升高到12℃，蒸發(fā)壓力隨之升高，壓縮機(jī)耗功減小，雖然系統(tǒng)因蒸發(fā)溫度升高而導(dǎo)致工質(zhì)流量增大，但是綜合兩者結(jié)果，軸功率和沼氣燃燒熱均降低。沼氣燃燒熱受沼氣機(jī)節(jié)氣門開度和轉(zhuǎn)速的影響，圖3 顯示冷卻水量與沼氣機(jī)轉(zhuǎn)速呈線性遞增關(guān)系。因此，在蒸發(fā)溫度8℃，冷凝器進(jìn)水溫度35℃的工況條件下，當(dāng)冷卻水量從1.2 kg·s-1增大到1.8 kg·s-1時(shí)，從圖7中可見壓縮機(jī)軸功率從9.5 kW 增大到13 kW，增幅為36.84%；從圖8 中可見沼氣燃燒熱從31.5 kW升高到36.5 kW，增幅為15.87%。

圖7 壓縮機(jī)軸功率與蒸發(fā)溫度及冷卻水量的關(guān)系Fig.7 Relationship of compressor shaft power with evaporating temperature and cooling water flow rate

圖8 沼氣燃燒熱與蒸發(fā)溫度及冷卻水量的關(guān)系Fig.8 Relationship of biogas combustion heat with evaporating temperature and cooling water flow rate

3.6 蒸發(fā)溫度、冷卻水量對COP的影響

圖9 為COP 隨蒸發(fā)溫度及冷卻水量的變化曲線。系統(tǒng)總供熱量隨蒸發(fā)溫度的升高而增大，而壓縮機(jī)軸功率減小，所以COP 隨蒸發(fā)溫度的升高而增大。從圖9中可見，在冷凝器進(jìn)水溫度為35℃、冷卻水量為1.5 kg·s-1的條件下，當(dāng)蒸發(fā)溫度從2℃升高到12℃時(shí)，COP由3.53增大到5.15，表明沼氣機(jī)熱泵系統(tǒng)在較高蒸發(fā)溫度下具有較好的性能。

圖9 COP與蒸發(fā)溫度及冷卻水量的關(guān)系Fig.9 Relationship of COP with evaporating temperature and cooling water flow rate

當(dāng)冷凝器進(jìn)水溫度為35℃，冷卻水量從1.2 kg·s-1增大到1.8 kg·s-1時(shí)，系統(tǒng)總供熱量增大，壓縮機(jī)軸功率也增大，但總供熱量增幅與壓縮機(jī)軸功率增幅在不同冷卻水量區(qū)間是變化的。從圖9中可見冷卻水量1.5 kg·s-1的COP 值高于冷卻水量1.8 kg·s-1的COP 值，說明在同一工況下，存在一個(gè)最佳冷卻水量。因此，COP 隨冷卻水量的變化關(guān)系不具有單調(diào)性。當(dāng)冷卻水量低于最佳值時(shí)，對應(yīng)低轉(zhuǎn)速下的COP逐漸增大，而對應(yīng)高轉(zhuǎn)速下的COP逐漸減小。

3.7 蒸發(fā)溫度、冷卻水量對PER的影響

圖10 為PER 隨蒸發(fā)溫度及冷卻水量的變化曲線。PER 隨蒸發(fā)溫度的升高而增大，表明沼氣機(jī)熱泵系統(tǒng)在高蒸發(fā)溫度下具有較高的能源利用率。

當(dāng)冷凝器進(jìn)水溫度為35℃，冷卻水量從1.2 kg·s-1增大到1.8 kg·s-1時(shí)，系統(tǒng)總供熱量的增幅是變化的；而且，因沼氣機(jī)同時(shí)驅(qū)動(dòng)冷卻水泵，沼氣燃燒熱增大，冷卻水量也增大，因此，PER 隨冷卻水量的增幅是變化的。從圖10 中冷卻水量1.5 kg·s-1與1.8 kg·s-1的PER 曲線比較來看，PER 值非常接近，顯示在較大冷卻水量時(shí)，PER 隨冷卻水量增大的增幅變小。

圖10 PER與蒸發(fā)溫度及冷卻水量的關(guān)系Fig.10 Relationship of PER with evaporating temperature and cooling water flow rate

4 結(jié) 論

⑴與其他燃?xì)鈾C(jī)熱泵系統(tǒng)不同，本系統(tǒng)沼氣機(jī)同時(shí)驅(qū)動(dòng)冷卻水泵，因此，系統(tǒng)性能系數(shù)（COP）隨冷卻水量的變化關(guān)系不具有單調(diào)性。當(dāng)沼氣機(jī)轉(zhuǎn)速較低、冷卻水量較小時(shí)，COP 單調(diào)增大；沼氣機(jī)轉(zhuǎn)速較高、冷卻水量較大時(shí)，COP 單調(diào)減小。即同一工況下，存在一個(gè)使COP最大的最佳冷卻水量。

⑵系統(tǒng)一次能源利用率（PER）隨蒸發(fā)溫度及冷卻水量的增大而增大，但是，隨著冷卻水量增大PER 的增幅反而減小，因此，需要通過合理調(diào)節(jié)冷卻水量來提高系統(tǒng)的能源利用效率。

⑶相同冷凝溫度下，壓縮機(jī)軸功率、沼氣燃燒熱隨著蒸發(fā)溫度升高而減??；系統(tǒng)總供熱量、COP和PER 則增大。顯然，蒸發(fā)溫度升高提高了沼氣機(jī)風(fēng)冷熱泵系統(tǒng)的運(yùn)行經(jīng)濟(jì)性和節(jié)能效果。

⑷增大冷卻水量，可以提高冷凝器水側(cè)傳熱系數(shù)，增大冷凝器總負(fù)荷及系統(tǒng)總供熱量；同時(shí)還可以減小冷卻水和沼氣機(jī)排煙的傳熱溫差，提高沼氣機(jī)余熱的回收率，減少煙氣對環(huán)境造成的熱污染。