水蓄冷资料

水蓄冷资料

1 水蓄冷的方法

水蓄冷是利用水的显热实现冷量的储存。因此，一个设计合理的蓄冷系统应通过维持尽可能大的蓄水温差并防止冷水与热水的混合来获得最大的蓄冷效率。在水蓄冷技术中，关键问题是蓄冷罐的结构形式应能防止所蓄冷水与回流热水的混合。为实现 这一目的，目前常用的有以下几种方法：

1.1 多蓄水罐方法

将冷水的热水分别储存在不同的罐中，以保证送至负荷侧的冷水温度维持不变，多个蓄水罐有不同的连接方式，一种是空罐方式。如图1a，它保持蓄水罐系统中总有一个罐在蓄冷或放冷循环开始时是空的。随着蓄冷或放冷的进行，各罐依次倒空。另一种连接方式是将多个罐串联连接或将一个蓄水罐分隔成几个相互连通的分格。如图1b，图中示出蓄冷时的水流方向。蓄冷时，冷水从第一个蓄水罐的底部入口进入罐中，顶部溢流的热水送至第二个罐的底部入口，依次类推，最终所有的罐中均为冷水；放冷时，水流动方向相反，冷水由第一个罐的底部流出。回流热水从最后一个罐的顶部送入。由于在所有的罐中均为热水在上、冷水在下，利用水温不同产生的密度差就可防止冷热水混合。多罐系统在运行时其个别蓄水罐可以从系统中分离出来进行检修维护，但系统的管路和控制较复杂，初投资和运行维护费作较高。

1.2 迷宫法

采用隔板把水蓄水槽分成很多个单元格，水流按照设计的路线依次流过每个单元格。图2所示为迷宫式畜水罐中水流的路线。迷宫法能较好地防止冷热水混合。但在蓄冷和放冷过程中有一个是热水从底部进口进入或冷水从顶部进口进入。这样易因浮力造成混合；另外，水的流速过高会导致扰动及冷热水的混合；流速过低会在单元格中形成死区，降低蓄冷系统的容量。

1.3 自然分层法

利用水在不同温度下密度不同而实现自然分层。系统组成是在常规的制冷系统中加入蓄水罐，如图3a所示。在蓄冷循环时，制冷设备送来的冷水由底部散流器进入蓄水罐，热水则从顶部排出，罐中水量保持不变。在放冷循环中，水流动方向相反，冷水由底部送至负荷侧，回流热水从顶部散流器进入蓄水罐。图3b是蓄冷特性曲线图。纵坐标为温度，横坐标为蓄水量的百分比。A、C分别为放冷循环时制冷机的回水和出水特性曲线；B、D分别为蓄冷循环时制冷机的回水和出水特性曲线。一般用蓄冷效率来描述蓄水罐的蓄冷效果。蓄冷效率的定义是蓄冷罐实际入冷量与蓄冷罐理论可用蓄冷量之比，即：蓄冷效率=（曲线A与C之间的面积）/（曲线A与D之间的面积）

一般来说，自然分层方法是最简单，有效和经济的，如果设计合理，蓄冷效率可以达到85%-95%。

图四所示为蓄冷罐和斜温层内温度变化简图。斜温层是冷水与热水之间的温度过渡层。明确而稳定的斜温层能防止冷水与热水的混合，但斜温层的存在降低了蓄冷效率。蓄冷系统能否在高效率系统能否在高效率下保持正常而稳定的工作主要取决于顶部和底部散流器的设计和蓄水罐的设计。散流器用于均布进入罐中的水流，减少扰动和对斜温层的破坏。

1.4 隔板法

在蓄水罐内部安装一个活动的柔性膈膜或一个可移动的刚性隔板，来实现冷热水的分离，通常隔膜或隔板为水平布置。这样的蓄水罐可以不用散流器，但隔膜或隔板的初投资和运行维护费用与散流器相比并不占优势。 2 散流器的设计

自然分层的蓄水罐需要用散流器将水平稳地引入罐中，依靠密度差而不是惯性力产生一个沿罐底或罐顶水平分布的重力流，形成一个使冷热水混合作用尽量小的斜温层。在0-20°C范围内，水的密度差不大，形成的斜温层不太稳定。因此要求通过散流器的进出口水流流速足够小，以免造成斜温层的扰动破坏，这就

需要确定恰当的Fr数和散流器进口高度h，确定合理的Re数来避免斜温层品质的下降。

Fr数是表示作用在流体上的惯性力与浮升力之比的无因次准则数。YOO等人也证实：Fr<=1时，浮升力大于惯性力，可很好地形成重力流；Fr数的定义由下式给出下式给出：

式中Q为最大进口流量，m3/s;L为散流器有效长度，m；g为重力加速度，m/s2；hi为最小进口高度，m；ρi为进口水密度，ρa为罐内水密度，Kg/m3； 对于确定的流量和散热器长度，通过Fr数可以确定所需的进口水高度。进口高度H的定义参见图4及图5，进口高度h的选择必保证Fr数不大于2。Wildin和Truman通过试验证明，较低的进口Re数有利于减小斜温层进口侧的理想的分层效率，进口Re数在240-280时能取得理想的分层效果。Re数的定义由下式给出；

Re=q/v(2)

式中q为散流器单位长度上的流量，m3/s；v为进口水的运行粘度，m2/s。 对于确定的流量，可以通过调整散流器的有效长度得到所需的Re数。 在设计中要注意散流器的开口方向，尽量减少进水对罐中水的扰动。通常顶部散流器的开口方向朝上，避免有直接向下冲击斜温层的动量，底部散流器的开口方向朝下，避免有直接向上的动量。散流器管的开口一般为90-120°C，参见图5。

常用散流器的型式有：八边式、h式，径向盘式和连续槽式等。图6和图7为其中两种。八边式适用于圆柱体蓄水罐。H式适用于立体蓄水罐。在应用中，也可以根据具体的情况，散流器来满足实际要求。例如：广东新北江制药厂的制冷系统中蓄水罐所用的外壁全周配水装置，配水口设置在蓄水罐的外壁，配水口设置在蓄水罐的外壁，配水流道采用近外壳状的变截面流道结构。入口水Fr数为0.34蓄水分层稳定可靠。

3 自然分层蓄水罐的设计

蓄水罐设计考虑的因素有：形状，安装位置，材料和结构等。 3.1 形状

最适合自然分层的蓄水罐的形状为直立的平底圆柱体。与立方体或长方体蓄水罐相比。圆柱体在同样的容量下，面积容量比小，蓄冷罐的面积容量比最低。单位容量比小，蓄冷罐的面积容量比越小，热损失就越小，单位冷量的基建投资就越低。其他形状的蓄冷罐也可以用于自然分层，但必须采取措施防止由罐壁的斜坡或曲面所带来的进口水流的垂直运动。球状蓄水罐的面积容量比最小，但分层效果不佳，实际应用较少，立方体和长文体的蓄水罐可以与建筑物一体化，虽然损失较大，但可以节省一个单独蓄水罐，从而节省基建投资。

图6残留斜温层对释冷过程的影响

图7 罐壁热传递二维计算模型

3 通过罐壁的热量传递分析

本文定量分析了通过罐壁的热量传递对水蓄冷罐内斜温层的影响及其所造成的热量损失。采用二维平面计算模型（如图7），环境、保温层、罐壁、冷水等的温度通过计算耦合确定。计算结果见图8。从图中可以看出，由于保温层的设置，环境温度对罐内冷水的影响被有效地限制在很小的范围。 4 不同运行条件对斜温层的影响

4.1 斜温层与蓄冷温差

如表1，改变蓄冷水进出口温度差，计算结果如图10。由于蓄冷温差减小，斜温层厚度也随之有所减小。根据计算结果对斜温层厚度与进出水温差进行了多项式回归分析，如式（1）、（2）。

图8 罐壁附近温度场分布?

斜温层最大值的多项式回归：

y=–0.0013x3+0.0159 x2+0.1248x+1.4381 （1） (R2=0.9987)

斜温层平均值的多项式回归：

y=-0.001x3+0.0143x2+0.0343x+0.9622 （2） (R2=0.9988)

表1 进出口温度设定值 进口温度 出口温度 4℃ 8℃ 4℃ 9℃ 4℃ 10℃ 4℃ 11℃ 4℃ 12.5℃ 序号 1 2 3 4 5 蓄冷温差 4℃ 5℃ 6℃ 7℃ 8.5℃ 6 7 8 4℃ 4℃ 4℃ 13℃ 14℃ 15℃ 9℃ 10℃ 11℃

图10 斜温层厚度与温差

4.2 斜温层与布水口流速

改变布水口流速的工程意义是加快蓄冷或释冷速度。如将布水口流速增加一倍，则蓄冷或释冷所需时间将随之缩短一半；将布水口速增大到4倍，则蓄冷或释冷所需时间将缩短为1/4。图11为不同布水口流速条件下的斜温层厚度计算结果。斜温层厚度与布水口水流速的多项式回归分析如式（3）、（4）。

图11 斜温层厚度与布水口流速

斜温层最大值的多项式回归：

y=–926.92x3+120.9 x2+6.7355x+2.5382 （3） (R2=0.9996) 斜温层平均值的多项式回归：

y=–2019.9x+343.63 x-7.3244x+1.6224 （4） (R=0.9885) 5 结束语

通过对温度分层型水蓄冷的模拟计算，得到以下主要结论。

3

2

2

（1）合理设计的大型水蓄冷罐可以实现良好且稳定的温度分层。 （2）虽然斜温层的初始厚度较小，但随着充冷或释冷时间的增加，斜温层厚度也随之增大。

（3）充冷和释冷所需时间并不相同，充冷过程需要更长时间。 （4）斜温层厚度随进出口温差增加而增大。

（5）良好的罐体保温结构，可以将环境温度对罐内冷水的作用范围及热损失控制在较小范围。

（6）布水口流速增大时，斜温层厚度也随之增大。

（7）残留斜温层导致下面一个过程的斜温层初始厚度不为0，降低蓄冷罐效率。

蓄 能 空 调

一 ． 蓄能空调基本概念

? 空调蓄能技术是九十年代以来在国内兴起的一门实用综合技术，由于可以对电网的

电力起到移峰填谷的作用，有利于整个社会的优化资源配置；同时，由于峰谷电价的差额，使用户的运行电费大幅下降，因此是一项利国利民的双赢举措。

定义

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蓄能空调，就是利用蓄能设备在空调系统不需要能量或用能量小的时间内将能量蓄存起来，在空调系统需求量大的时间将这部分能量释放出来。根据使用对象和蓄存温度的高低，可以分为蓄冷和蓄热。结合电力系统的分时电价政策，以冰蓄冷系统为例，在夜间用电低谷期，采用电制冷机制冷，将制得冷量以冰（或其它相变材料）的形式蓄存起来，在白天空调负荷（电价）高峰期将冰融化释放冷量，用以部分或全部满足供冷需求。

潜热蓄能是利用物质发生相变将所吸收或释放的热能蓄存起来，而显热蓄能则是将物质发生温度变化时所吸收或释放的热能蓄存起来。例如，每1千克水发生1℃的温度变化会向外界吸收或释放1千卡的热量，为显热蓄能；而每1千克0℃冰发生相变融化成0℃水需要吸收80千卡的热量，为潜热蓄能。很明显，同一物质的潜热蓄能量(相变温度)大大高于显热蓄能量(1℃温差)，因此采用潜热蓄能方式将大大减少介质的用量和设备的体积。

二 ． 蓄能空调的由来与发展

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早在几千年前，我国《诗经》中就有“凿冰冲冲，纳于凌阴”的记载，当时还没有机械制冷，我们的祖先利用大自然的造化将冬天的冰蓄存起来到夏天使用，这应该是最古老的蓄冰工程了。

国外利用机械制冷机的蓄能空调最早出现在二十世纪三十年代的教堂，由于平时人员少、负荷需求少，而礼拜日人员多、负荷需求大，由于制造工艺所限，当时制冷机的制冷容量均较小，因此平日制冷并蓄冰，到礼拜日冷机和融冰同时使用以提供冷量。充分体现了蓄能系统的优点，可减少设备容量并提高设备的使用率。当时主要应用于类似的剧院和乳品厂等负荷集中、间歇供冷的场所内。随着机械制造业的进步，蓄冷技术的发展很快停滞下来。

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到了二十世纪七十年代中期，随着世界范围内的能源危机出现，蓄冷技术的发展得到了新的、更强大的推动力。美国南加利福尼亚爱迪生电力公司于1978年率先制定分时计费的电费结构，1979年编写并出版了《建筑物非峰值期降温导则》，1981年后推广应用蓄冷技术，并颁布相关的奖励措施。到90年代，美国已有40多家电力公司制定了分时计费电价，从事蓄冷系统开发及冰蓄冷专用制冷机开发的公司也多达数十家。

欧洲、日本等经济发达国家以及我国的台湾地区也在80年代开始了蓄冷技术的应用研究。日本由于战败引起的经济衰退、资金紧张，90年代前，主要是发展初投资较低的水蓄能系统，近年转而大量发展冰蓄冷系统；1990年只有200个左右的冰蓄冷系统，到2002年已经发展到1万多个蓄冷空调系统；电网低谷电约有45%被加以利用，其特点是中小型空调系统也采用蓄能方式。我国的台湾地区已经有600多幢建筑采用蓄能空调系统。

图8-25所示为自控式VAV出风口扩散器，由绕性膜片的膨胀收缩来改变出风口的有效面积，进而控制出风量。风管出风口处的供风温度约为7～9℃，再与部分室内回风混合后送入室内，这种出风系统无风扇，可节省电费，并降低了噪声。

图8-25 冷风直接供应系统

b）无风扇诱导式控制箱

? 将控制箱安装在天花板上方，由一次侧送风诱导天花板上方的室内回风，混合后经出风

口扩散出去，如图8-25所示，冷风温度7℃，流量1 m3/h，和24℃流量为0.4 m3/h的诱导风混合，成为12℃、1.4 m3/h的送风。诱导控制箱需要较高的空气静压，所以送风机的风压及功率均需加大。

图8-26 无风扇诱导式控制箱

? c）动力风扇式混合箱可分为串联风扇和并联风扇两种。动力式串联风扇混合箱如图6-4

所示，7℃的一次风和24℃的室内回风混合成13℃的送风由风扇送至出风口，所有风均由送风扇以固定的风量送出。这种送风装置的缺点是风扇的风量及功率较大，且需要连续运转，耗电较大。

图8-27 动力混合箱-串联风扇

? 动力式并联风扇混合箱如图所示，风扇装于室内回风端，7℃的一次风和24℃的室内回风

混合成13℃送风，风扇只在需要室内回风时才运转，功率也不大，可节省用电量，其缺点是控制方式较复杂。

图8-28 动力混合箱-并联风扇

6.1.3 室内温度及湿度控制

? 空调房间里的舒适度取决于温度、湿度、空气流通量、年龄、性别、衣著等多种因素，

而其中的干球温度和相对湿度是衡量舒适度的两项最基本的要素。

? 根据美国冷冻空调学会的标准（ASHRAE55-1981）人体感受舒适度的温度、湿度范围如图

6-6所示。一般而言，只要降低相对湿度，纵然提高干球温度也可获得同等舒适度，所以低温送风系统的优点就在于提供低供风温度、增加除湿能力，使室内的相对湿度降低，可提高室内干球温度的限定温度，以此节约能源。

图8-29 舒适范围（ASHRAE55-1981）

? 为了达到降低室内相对湿度提高干球温度的目的，在控制上需要相对湿度感测器或价格

较便宜的露点温度感测器，安装在空调箱的回风管内。

表6-4、表6-5为低温送风系统中推荐的室内温度、湿度设定值。6.1.4 传统送风系统和低温送风系统的比较

? 以下以一设计实例中说明传统送风系统和低温送风系统的差别。? 建筑物：25层高层建筑 ? 空调面积：每层1500㎡

? 环境条件：干球温度35℃，湿球温度25.5℃ ? 室内热量：每层75kW ? 新鲜空气量：每层840m3

/h ? 空调设备：每层一台空调

?

由表8-6(略)可以看到，将低温送风系统和传统送风比较：

表6-4 室内温湿度建议设定值（传统送风基准温度22.8℃）

? 项目 干球温度（℃）露点温度（℃）相对湿度(%)

? 传统送风系统 22.8 11.6 50

? 低温送风系统 23.6 9.42 42

?

24.4 7.2 32

表 室内温湿度建议设定制（传统送风基准温度24℃）

------------------------

? ?

项目 干球温度（℃露点温度（℃相对湿度（％） 传统送风系统 24 12.8 50

冷风分布系统

24.2 11 46 24.4 10.6 41 24.7 8.9 37 25.8 7.2 32

? ?

? ? ?

由表6-6(略)可以看到，将低温送风系统和传统送风比较：风管方面：风量减少，风扇功率

下降，安装费用计算估计可节省15％～20％。

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水管方面：冷冻水送水温度下降，送水量也减小，水管系统安装费用估计可节省10％～15％。

电力方面：低温送风系统的用电量少，每层约可节省43.6％。

?

五 ．研究动态与方向

? 蓄冷方面的研究焦点主要集中在：减少蓄冷系统的初投资和尽量避免蓄冷过程的冷

机效率下降。

?

。5.1 蓄冷介质

针对空调系统使用的共晶盐和气体水合物的研究开发工作一直在进行。主要技术要求有：相变温度在5~8℃，采用常规的空调冷水机组不会降低COP；相变潜热尽可能大，达到或接近冰；容易融解和生成；传热效果好；性能稳定；价格低廉等。

已有些新介质开始在工程中应用，但稳定性还需进一步检验。并需要进一步设备形

式与性能和系统应用方面的研究。

5.2 蓄冷设备

设备性能方面分为实验研究和数值模拟研究两方面，针对介质有冰和相变材料等。

可见的蓄冰设备形式有球形、盘管型、板式、套管式等，在材质上又分为金属与塑料等

多种。采用不同的设备形式适用于不同的介质，并需要采用不同的系统形式。例如日本已

经研究并在工程中应用了一种新的相变材料，采用微囊(直径在几μm)进行封装，并开发了

专用的配套换热器等设备。

?

对蓄冷过程、放冷过程的水温、流量等性能的研究是进一步优化设备、提高性能的基础。由于试验的工作量较大，采用适当的数学模型进行简化与模拟也是一个研究热点。针对不同形式的设备，目前只有结冰过程的数学模拟比较成功、精度可以满足工程应用；对于相变材料，由于结晶过程体积收缩与冰相反；冰或其他介质的融化过程由于浮升力的影响，有些不规则的运动，因此模拟十分困难。 5.3 蓄冷系统

针对蓄冰设备和介质的特点，可以采用冷机与蓄冰槽串联、并联的不同系统形式。 目前与冰蓄冷相结合的大温差供水和低温送风技术已经成为一个热点。传统的空调系统冷冻水为7℃/12℃，而冰蓄冷系统的最大优势是可以提供1~3℃的低温冷冻水，伴随着低温供水的实现，又出现大温差供水如3℃/13℃以及4~10℃的低温送风，一般常规的空调送风温度在14~16℃。可以明显看出：在冷站内虽然减少了制冷主机的容量，但由于增加了冰槽，造价和占地面积会有少量增加

在整个空调系统中，由于供、回水温差可增大一倍，因此水流量将减少一半，水泵

的功耗和水管路的投资将大大减少，同时，由于送风温差也增大约一倍，送风量也减少一

半，送风道也随之减少，不但功耗减少，占地面积等初投资又会相应降低。综合比较，冰

蓄冷低温送风系统比常规空调系统只会有节省，而不会增加多少投资。另外，低温送风系

统的除湿能力大大增强，室内环境舒适，对潮湿的南方地区尤其如此，可减少空调病的发

生。

目前国外已经把冰蓄冷技术应用于大规模的集中冷站进行区域供冷，同时建筑内使用低温

送风系统，我国也开始了这方面的工程实践。

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蓄热方面的研究焦点主要集中在：减少蓄热系统的初投资和尽量避免占用体积过大。类似地，也在介质、设备和系统等方面开展。值得一提的是，日本在水蓄冷和蓄热方面的工程应用较多，在建筑的基础设计时经常有所考虑，因此已经做到水蓄冷和蓄热系统与常规冷热站相比基本不增加占地的程度。

附录中国蓄冷空调工程建造情况简介

并投入运行的冰蓄冷空调系统以来，截止到2001年，已建成和正在建的水蓄冷和冰蓄冷空调系统共计177项，取得了初步成效，在某些方面具有自己特点和经验，还有几十项正在洽谈中。

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? 中国从70年代起，在体育馆建筑中多处采用水蓄冷空调系统。在90年代初，开始建造、

?

中国在90年代初，建造和投入运行的蓄冷空调系统有下列三例：

(1)深圳电子科技大厦，建筑面积6.5万m2，设计冷负荷3,200RT，蓄冷量8,750RTH，采用法国Cristopia冰球，CIAT单螺杆冷水机组，1993年5月投入运行。

(2)北京日报社，建筑面积1.52万m2，综合办公楼，设计冷负荷560RT，蓄冷量1,280RTH，采用北京西冷工程公司的“有压罐式齿球蓄冷器”，卧式蓄冷罐φ2,400×6,000三台，1993年6月投入运行

当空调起动时，将蓄冷槽内的冰溶化为1～3℃的冷冻水，泵送到空调箱由风扇向外界提供冷风，升温后的冷冻水再回流到蓄冰槽溶化盘管管壁外面的冰，这个循环不断进行直到蓄存的冰完全溶化。蓄冰槽中的空气引入槽内产生气泡，气泡搅动水流增强了传热鲜果，使溶冰过程进行得更快、更均匀。

图8-12 制冷剂直接蒸发式冰蓄冷空调系统

图8-13是载冷剂蓄冷空调系统的基本流程。在蓄冰阶段，载冷剂经制冷机蒸法器降温后由泵送入蓄冰槽内的盘管中，通过温度控制阀TV和冷冻水混合阀MV流回制冷机。当载冷剂温度低于0℃时蓄冰槽内蓄存的水逐渐在管壁上结冰。随着蓄冰过程的进行，所结的冰越来越厚，载冷剂的温度也逐渐降低，当载冷剂离开蓄冰槽的温度约为-3℃时，蓄冰槽内的水已完成冻结，完成了蓄冰蓄冷过程。

当需要空调时，起动冷冻水泵，并且控制TV、MV的开度，使供应的冷冻水温度在1～5℃之间，送到空调箱提供冷气，回流的12℃冷冻水先经过制冷机预冷至7℃后，再进入蓄冰槽溶冰。随着空调负荷的增加，最后蓄冰槽内的冰完全溶化，结束了溶冰放冷过程。

图8-13 载冷剂循环式冰蓄冷空调系统

在载冷剂循环式冰蓄冷系统中，载冷剂是含25％～30％的乙二醇水溶液，这种工质在0℃下运行时不会结冰。由于载冷剂需要先与主机的制冷剂蒸发器进行热交换降温后，再进入蓄冰槽盘管与槽内蓄存水进行热交换使其结冰，因此比制冷剂直接蒸发式冰蓄冷系统多了一次热交换过程，从理论上讲载冷剂循环式冰蓄冷系统中的主机制冷剂蒸发温度较低，在蓄冰压缩机效率不如直接蒸发式，但在实际应用上，近年来载冷剂循环式冰蓄冷系统都通过增加蓄冰介质的热交换面积、减少结冰厚度等手段，在一定程度上提高制冷剂的蒸发温度，以此来提高蓄冰效率。

③低温共融盐蓄冰式

低温共融盐最早于70年代（1970年）应用到蓄冷系统。美国的玛丽娅·台尔克斯女士（Dr. Maria Telkes）在德拉瓦州立大学太阳能实验室，采用以Na2SO4·10H2O(俗称芒硝)为主要原料的盐水化合物，装在片状金属容器中，作为建筑物的蓄冷介质，其相变温度为12.7℃。到1982年美国的低温共融盐类系统工程研究所开发出将低温共融盐蓄冷介质应用到商业大厦的蓄冷系统，其蓄冷的相变温度为8.3℃，其主要原料仍是芒硝及一些成核剂、悬浮剂等添加物，装在片状高密度PE（聚合烯烃材料）容器中。

低温共融盐蓄冷系统的工作原理同冰蓄冷系统相似，

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靠相变潜热蓄存冷能。虽然每公斤低温共融盐的蓄冷潜热仅为96kJ，不如冰（334kJ），但由于其相变温度较高，为8.3℃，适合采用往复式、螺杆式、离心式冷水机组，因此可以将已有的采用高效离心式冷水机组的常规空调系统立刻改装为低温共融盐蓄冷系统，而不必更换主机，只需加装蓄冷槽就可以用。在蓄冷过程中受到冷水机组的容量影响较小，并且能保持原有效率，这是这种系统的最大优点。缺点是这种系统所用的蓄冷介质价格较高，而且使用上受到相变次数的限制，一般在2000～4000次之间（次数上各种观点差别很大），当超过这个限度，其蓄冷容量就会很快衰退以至完全失效。

低温共融盐蓄冷系统简图如图8-14所示，

? 其操作流程和水蓄冷式极为相似，所不同之处只是槽中整齐地排列着许多装有蓄冷介质

的容器。

图8-14 低温共融盐蓄冷空调系统

3.1.3 几种蓄冷介质的比较

? 自从蓄冷空调系统逐渐受到重视以来，新的蓄冷介质和蓄冷系统被不断地开发出来，虽

然都属于水蓄冷式、冰蓄蓄冷式和低温共融盐类蓄冷式三大类，每一类中也出现了许多不同的型式，这方面的内容将在以后的章节中详细介绍。表2-1及图8-15对这三种基本介质的重要特性进行了比较。

表2-1 蓄冷介质比较

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项目 冷冻水 冰 低温共融盐 蓄冷方式 显热蓄冷 显热＋潜热 潜热 相变温度 ――― 0℃ 4～10℃

蓄冷容量 12℃水→7℃水 12℃水→0℃冰 单位重量蓄冷容量（kJ/kg）20.9 384 96 单位体积蓄冷容量（MJ/m20.9 355 153

3)

8℃液体→8℃固体

图8-15 几种蓄冷介质的蓄冷容量比较

3.2 蓄冷模式

? 大部分建筑物的中央空调系统使用电力作为设备的运转动力，全年中电力使用高峰期几

乎都发生在夏季的下午时分，这时的空调需求量最大，集中在每天的某几个时辰。若能依靠蓄冷技术将空调负荷高峰转移到电力的非高峰时间，则每年可节省一笔可观的容量费和电费。

蓄冷空调系统将转移多少高峰负荷、应蓄存多少空调容量才具有经济效益，首先取决于决定采用哪个种蓄冷模式。这里所要考虑的因素很多，主要有建筑物空调负荷分布、电力负荷分布、电费计价结构、设备容量及蓄存空间，具体以实际情况为依据。这里以典型的办公大楼为例，解释各种蓄冷模式。办公大楼的空调负荷分布如图8-16所示。夏季每天空调高峰负荷为1000Rt，空调使用为上午8时至下午5时，全天空调总负荷为7500Rht。

图8-16 办公楼空调负荷分布

3.2.1 全部蓄冷

全部蓄冷是利用非空调使用时间（17：00～8:：00）的15个小时运转压缩机蓄存足够的冷量，供应高峰时全部的空调负荷需求，在空调使用时间压缩机停止运转，冷负荷完全由蓄冷系统供给，系统中只要运转必要的泵和风扇即可。这样，压缩机的容量可减至500Rt，为原来的50％，其负荷分布图如图8-17所示。

图8-17全部蓄冷（非空调时间蓄冷运行）负荷分布

采用全部蓄冷模式对减少高峰时期的用电量效果十分显著。若将全部蓄冷的主机运行时间限定在电力部门规定的低峰期，如22：30～7：30的9个小时内，这期间的电价最优惠，则能节省更多的费用，只是压缩机的容量必需提高到833Rt（为原容量的83.3％），如图8-18所示。

图8-18 全部蓄冷（电力低谷时间蓄冷运行）负荷分布

3.2.2 部分蓄冷

?

部分蓄冷的概念时利用非空调时间运转压缩机蓄冷，当需要空调时，将蓄存的冷量放出，

同时压缩机仍然工作，两者共同分担空调负荷。部分蓄冷模式由于压缩机的运行时间延长使得主机及蓄冷容量显著降低，与传统空调系统和全部蓄冷模式相比，具有压缩机容量小、所需附属设备（泵等）减少、蓄存空间减小、投资费用低、经济效益好等特点，一般舒适性建筑空调均能采用此方案，特别是全天均开空调且负荷变化较大的建筑物空调只能采用这种模式，如医院、宾馆、某些工厂的生产工程冷却及空调等。部分蓄冷模式由负荷均衡和负载限制两种方式。

①负荷均衡

? 选择适当的空调系统设备及蓄冷容量，压缩机连续24小时运转，进行蓄冷或直接供应空

调系统，将空调负荷和电力负荷平均分配，以满足全天空调负荷设计总需求量。要求其蓄冷容量足够并且能在高负荷时迅速及时地放冷，以避免增加压缩机的负荷。在空调负荷低时，压缩机除直接供冷外，多余的部分用于蓄冷。

? 这种部分蓄冷方式的总体效果是将空调负荷均匀分配，以达到削减建筑物中央空调电力

负载的作用。这类蓄冷空调系统所需的压缩机容量最小，需要的蓄冷容量也最少。其空调负荷分布如图8-19所示，压缩机容量为312.5Rt，为原来容量的31.25％。

图8-19 部分蓄冷（负荷均衡）负荷分布

②负荷限制

? 这种部分蓄冷方式是采用某种技术控制压缩机的运行时间，避开电力高峰时段而在另外

时间运行，其空调负荷分布如图8-20所示。由于压缩机的精微调控使得建筑物的非空调及空调电力负荷都被限制在某个规定范围之内。

图8-20 部分蓄冷（负载限制）负荷分布

负载限制方式对建筑物电力负荷的影响是除少数泵、风扇等必要的空调用电外，在高峰期的空调用电量已减少到极点，接近了非空调负荷。这类蓄冷方式适合于非空调载荷大而使用时间短的建筑物，和将空调负载全部转移到非高峰时间的全部蓄冷方式不同的是将部分空调负载填补到高峰负载的波谷区内，并随着非空调负载的起伏而改变，以避免超过电力负载限度。系统操作中需要安装负载监视控制器，随时调配空调负载，并预测当日非空调高峰负载量。实际上，这是不容易达到的，常常需要经过一段时间的运行经验积累，而且要全部利用电力负载波谷也比较难以实现。

负载限制方式可说是将高峰电力负载管制潜力发挥得淋漓尽致了。其所需的压缩机容量及蓄冷容量介于负荷均衡与全部蓄冷之间，而转移尖峰负载的效果则与全部蓄冷相同。表2-2说明部分蓄冷与全部蓄冷方式和传统空调系统的比较。由表可知，利用非电力高峰时间作全部蓄冷所需的蓄冷量最大，投资费用最高，但节省电费也最多；不风蓄冷中又以负荷均衡方式的蓄冷容量最小，压缩机容量也最小，所需投资费用较其他方式省，但在降低尖峰电力及节省电费方面则不如全部蓄冷模式。就经济效益而言，很难说哪一个方式最好，还需要参考空调负荷分布比例、时间、高峰电价结构、蓄冷容量、蓄冷介质价格及电力补助政策等。

表2-2 全部与部分蓄冷模式比较

传统 全部蓄冷 部分蓄冷

?

非空调时间 非高峰电力时间 负荷均衡 负载限制

高峰负荷（Rt） 1000 1000 1000 1000 1000 全天总负荷（Rht7500 7500 7500 7500 7500

压缩机容量（Rth）1000 500 833 312.5 450 蓄冷容量（Rth） ――― 7500 7500 4688 6750

? ? ?

?

?

空调使用高峰 1000 0 电力*(kW 电费支出** 1 投资费用** 5

?

0 312.5 2 3 4 3

250

? ?

4 5 2 1

注：*空调使用高峰电力负载包括压缩机、冷却塔风扇、冷却泵、冷冻水泵等的用电，以1.0kW/Rt计。

*电费及投资费用从大到小均以1>2>3>4>5。

?

3.2.3 每日/每周蓄冷模式

?

以上无论是全部蓄冷还是部分蓄冷均指每天利用夜间或非高峰电力时间进行蓄冷，到第二天将所蓄冷能放出供日间或空调负荷需求时间使用。而每周蓄冷模式是利用周末再加上每天非空调时间进行蓄冷，来供应周一至周五每天的全部或部分空调负荷，如图2-15，这种蓄冷模式的空调负荷需求及蓄冷量需要精确计算和调配，再加上优良的自动控制装置才能获得最佳效益。

图8-21 每周空调负荷分布

3.3 运行模式、系统流程及操作

? 3.3.1 运行模式

? 部分蓄冷模式在空调使用时间按照压缩机运转与蓄冷槽释冷的优先次序可分为： ? ①压缩机优先模式 ? ②蓄冷槽优先模式

? 以上两者在夏季空调设计日负荷最大时并无区别；但是，在春秋季空调负荷降低时则有

差异。

压缩机优先模式在春秋季不风空调负荷情况下，当高峰时间空调负荷大于压缩机容量时优先运行压缩机，不足部分再由蓄冷补足。在负荷低于压缩机容量时则只运转压缩机。这种运行模式所需的蓄冷量较少，可减少蓄冷及转换过程的能量损失，且压缩机的运转效率较高。

蓄冷槽优先模式则正好相反，空调负荷主要由蓄冷系统优先供应，不足部分再起动压缩机补足，所以又称压缩机辅助模式。这种模式所需的蓄冷量多，压缩机常在非高峰时间运转可享受更多的优惠电价，缺点是热损失大，同时蓄冷过程中蒸发温度低，使压缩机效率下降。

3.3.2系统流程

? 就流程配制考虑，部分蓄冷有以下三种基本系统设计： ? ①冷冻水先流经蒸发器（串联）； ? ②冷冻水先流经蓄冷槽（并联）； ? ③蒸发器与蓄冷槽并联。

? 以上三种流程配制在蓄冷工程方面完全相同，而在释冷工程中有些差别。

冷冻水先流经蒸发器，如图2-16所示。蓄冷空调系统将约3℃后的冷冻水用水泵送到空调箱或室内送风机后，12℃的回水的一部分先用泵送到蒸发器，冷却降温至7℃后再进入蓄冷槽再次降温，然后与另一部分回水混合成为3℃的冷冻水，再送到负荷端使用。其优点是蒸发器温度较高，有利于提高压缩机的容量和效率，但7℃冷冻水与蓄冷槽的温差较小，释冷速度低，使出蓄冷槽的可用容量减少。

图8-22 冷冻水先流经蒸发器（串联）

? 冷冻水先流经蓄冷槽，如图8-23所示。12℃的回水的一部分先到蓄冷槽，降温到约7℃，

由泵送到蒸发器再次降温后与另一部分回水混合成为3℃的冷冻水，再送到负荷端使用。

由于蒸发温度较低，与蓄冷槽的温差较大，与前一种流程配置相比，其优缺点正好相反。

图8-23 冷冻水先流经蓄冷槽

还有一种流程配置如图8-24所示。

? 12℃的回水分别同时送到蒸发器和蓄冷槽，降温后混合成5～7℃的冷冻水送至负荷端。

其优点是兼顾了压缩机的容量和效率及蓄冷槽的可用容量，但系统操作控制复杂，且所供冷冻水温度较高。

图8-24 蒸发器与蓄冷槽并联

3.3.3 操作模式

?

蓄冷空调系统流程无论是选用上述的哪一种，在设计上均应具备以下四种基本系统操作模式：

①蓄冷操作

具有夜间或非高峰电力时间进行蓄冷的运转功能。 ②释冷空调操作模式

具有白天或高峰电力时间将冷能释放，满足空调需要而主机不需要运转的系统功能，尤其是全部蓄冷时或春秋季空调负荷较少不必运行辅助主机时。

? ? ? ?

? ③释冷空调＋主机辅助空调操作模式

? 具有白天或高峰电力时间将冷能释放以供应一部分空调负荷并配以主机运转辅助供应另

一部分空调负荷的功能，尤其是在部分蓄冷夏季空调负荷量较大时。 ? ④主机独立供应空调操作模式

? 在蓄冷维修期间无法运行蓄冷功能或有空调负荷需求而无冷量蓄备的时候，系统流程在

操作上应具有主机运转独立供应空调的操作模式。

四． 蓄能空调系统的特点

4.1 社会效益

蓄能空调系统的应用与电力系统的政策是密不可分的，主要原因就是蓄能系统具有巨

大的社会效益。蓄能系统能够转移电力高峰用电量，平衡电网峰谷差，因此可以减少新建

电厂投资，提高现有发电设备和输变电设备的使用率，同时，可以减少能源使用（特别是

对于火力发电）引起的环境污染，充分利用有限的不可再生资源，有利于生态平衡。

?

电网的峰谷差是现代电网的一大特点，而且随着经济发展有加剧的趋势。随着我国国民经济的不断发展，虽然国家电力部门耗用大量的财力物力建设电厂，但仍然满足不了每年用电量以5－7%增长的需要。特别是近年来随着城市化进程的不断发展，城市建筑能耗呈现加速增长的趋势。据统计，国内部分大城市的高峰用电量中空调用电就占了30%以上，这样使得电力系统峰谷差急剧增加，电网负荷率明显下降，这极大影响了发电的成本和电网的安全运行。

由于电能本身不易蓄存，因此通常在电用户方面考虑办法。空调用电在电网中，特别是民用电中的比例越来越大。据统计，一般写字楼空调用电占1/3多一些，而商场建筑中空调用电占50~60%，从空调用电入手解决电网峰谷差问题无疑是最有效的，而且蓄能空调包括蓄冷（冰或水）和蓄热（供暖和生活热水）等应用面相当宽，

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