冰蓄冷系统技术总结

冰蓄冷系统技术总结 第一讲 应用概念 一、冰蓄冷空调 “冰蓄冷空调”一词大家都一目了解，英文为‘ICE STORAGE’，日文为[冰蓄热]，狭义的定义为[制冰蓄冷]的冷气系统。早期称谓[COOL STORAGE(蓄冷)]，此包含了[制冷水蓄冷]的冷气系统。但在寒带国家降了[蓄冷]外，还要[蓄热]，因此，广义的用语为[THERMAL (ENERGY)STORAGE AIR CONDITIONING SYSTEM (缩写为TES)]，可译为[蓄能式空调系统]。对于南方地区仅有夏季(冷气)电力过载的困扰，仅需[蓄冰空调]。 二、关于蓄冷系统的计量 在常规的空调系统 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 时，冷负荷是按照计算出建筑物所需要的多少“冷吨”、“千瓦”、“大卡/时”来计量，但是蓄冰系统是用“冷吨?小时”、“千瓦?小时”、“大卡”来计量。 图1-1代表100冷吨维持10小时冷却的一个理论上的冷负荷，也就是一个1000“冷吨?小时”的冷负荷。图上100个方格中的每一格是代表10“冷吨?小时”。 事实上，建筑物的空调系统在全日的制冷周期中是不可能都以100%的容量运行的。空调负荷的高峰出现多数是在下午2:00--4:00之间，此时室外环境温度最高。图1-2代表了一幢典型大楼空调系统一个设计工作日中的负荷曲线。 如图可知，100冷吨冷水机组的全部制冷能力在10个小时的“制冷周期”中只有2个小时，在其它8个小时中，冷水机组只在“部分负荷”里操作，如果你数一数小方格的话，你会得到总数为75个方格，每一格代表10“冷吨?小时”，所以此建筑物的实际冷负荷为750“冷吨?小时”，但是常规的空调系统必须选用100冷吨的冷水机组来应付100冷吨的“峰值冷负荷”。 三、冷水机组的“参差率” 定义的“参差率”为实际“冷负荷”与“冷水机组的总制冷潜力”之比，即: 参差率(%)=(实际冷吨?小时数/总的冷吨?小时潜力)*100%=750/1000*100 因此该冷水机组的“参差率”为75%，也就是冷水机组能提供1000“冷吨?小时”，而空调系统只要用750“冷吨?小时”。低的“参差率”，则系统的投资亦低。 将建筑物总的“冷吨?小时”被“制冷机工作小时”数除而得到的商，即为大楼在整个“制冷周期”中平均负荷。如果可以将空调负荷转移到峰值以外的时间去，或者与平均负荷相平衡，则只需选用较小制冷能力的冷水机组即可达到100%的参差率，而导致较好的投资效率。 四、全部蓄能与部分蓄能 采用蓄冷系统时，有两种负荷管理策略可考虑。当电费价格在不同时间里有差别时，我们可以将全部负荷转移到廉价电费的时间里运行。可选用一台能蓄存足够能量的传统冷水机组，将整个负荷转移到高峰以外的时间去，这称之为“全部蓄能系统”。图1-3表示了同一建筑物空调负荷的曲线，是采用了将全部冷负荷转移到“峰值时间”以外的14个小时中，冷水机组在夜间在蓄冷装置中进行制冷蓄冰。然后在白天 o将蓄存在0C冰中的能量作为所要求的750“冷吨?小时”的制冷量用。平均负荷已进一步减少到53.6冷吨(750冷吨?小时/14=53.6冷吨)，这导致大大地减少耗电量费用。 这种方式常常用于改建 工程 路基工程安全技术交底工程项目施工成本控制工程量增项单年度零星工程技术标正投影法基本原理 中利用原有的冷水机组，只需加设蓄冷设备和有关的辅助装置，但需注意原有冷水机组是否适用于冰蓄冷系统。这种方式也适用于特殊建筑物，需要瞬时大量释冷，如体育馆建筑物。 在新建的建筑中，部分蓄能系统是最实用的，也是一种投资有效的负荷管理策略。在这种负荷均衡的方法中，冷水机组连续运行，它在夜间用来制冷蓄存，在白天利用蓄存的制冷量为建筑物提供制冷。将运行时数从14小时扩展到24小时，可以得到最低的平均负荷(750冷吨?小时/24=31.25冷吨)，如图1-4所示。需电量费用大大地减少，而是冷水机组的制冷能力也可减少50-60%或者更多一些。 五、蓄冰率 蓄冰率一般英文简写为IPF(ICE PACKING FACTOR)，即蓄冰槽内制冰容积与蓄冰槽容积之比值。 33 IPF=蓄冰槽内制冰容积M/蓄冰槽容积M*100% (日本冷冻协会) 一般用它来决定蓄冰槽的大小。目前各种蓄冰设备，其IPF约在20-70%范围内。 另一称之为制冰率，其英文简写也为IPF，即蓄冰槽中水的最大制冰量与全水量(槽中充水的容积)之比值。 IPF=槽中水的最大制冰量kg/全水量kg*100% (日本电力空调研究会) 通过它可了解结冰多少，有的蓄冰设备，此值可达90%以上。 应注意，国外两个定义都用IPF表示。各种冰蓄冷设备的两种蓄冰率数据见表1-1。 表1-1 冰蓄冷设备的蓄冰率 类型 冷媒盘管式 完全冻结式 制水滑落式 冰晶或冰泥 冰球式 蓄冰率IPF1 20-50% 50-70% 40-50% 45%左右 50-60% 蓄冰率IPF2 30-60% 70-90% - - 90%以上 美国多以Void(Space)Ratio[无效(空间)比]来表示，故蓄冰率 IPF=1-Void Ratio. 六、融冰能力 DISCHARGE CAPACITY 蓄冰槽中之冰，实际可溶解而用于空调的蓄冷量。 七、融冰效率 DISCHARGE EFFICIENCY 实际可用于应付空调负荷之[融冰能量]除以[总蓄冰能量]之值。 STORAGE(THERMAL)EFFICIENCY 八、蓄冷效率 指实际可用于应付空负荷之[融冰能量]除以[用以制冰蓄冷的能量]之值。此值与融冰效率不同，但有时蓄冷效率也定义为融冰效率。 九、过冷现象 SUPER COOLING oo过流体的冻结点而仍不冻结的现象。例如:纯水的冻结点为0C，但水温需先降至-7C左右， 指超 o才会形成[冰核]再冻结成冰，(一般水之过冷现象约为-5C，此现象将增加制冰初期的耗能量。)如图1-5所示。如要设法提高成核温度，减少过冷度，就要添加成核剂，但使用不同的成核剂配方，效果也各不相同。有些单位在研究和试验。 十、蓄冷介质比较 表1-2 项目 水 冰 低温共融盐 蓄冷方式 显热蓄冷 显热+潜热 潜热 oo相变温度 - 0C 4-12C oooooo温度变化范围 12C-7C 12C水-0C冰 8C液体-8C固体 单位重量蓄冷容量 20.9 384 96 (KJ/KG) 单位体积蓄冷容量 3(MJ/M) 20.9 355 153 3(KWH/M) 5.81 98.61 42.5 3(RTH/M) 1.65 28.08 12.10 每1000RTH需蓄冷介质多少333606M 35.3M 82.6M 体积 注:1RTH=12670KJ=3.516KWH=3024Kcal。 ooo 对于水蓄冷来说，如果加大蓄冷温度(如12C-4C水，Δt=8C),就提高了蓄冷密度，则蓄冷水 3池的体积就可减少(这时第1000RTH需360M)。 对于冰蓄冷来说，占有空间的大小，与蓄冰设备的构造和蓄冰率(IPF)的大小有密切关系，考 3虑桶和热交换设备占有的空间，每1000RTH需占有空间体积比全部是冰占有35.3M的体积要大得多。 第二讲 冰蓄冷设备 一、分类 美国制冷工业协会(ARI)1994年出版的《蓄冷设备热性能指南》将蓄冷设备广义地分为显热式蓄冷和潜热式蓄冷，见表2-1。 表2-1 分类 类型 蓄冷介质 蓄冷流体 取冷流体 显热式 水蓄冷 水 水 水 制冷剂 冰盘管(外融冰) 冰或其他共晶盐 水或载冷剂 载冷剂 载冷剂 载冷剂 冰盘管(内融冰) 冰或其他共晶盐 制冷剂 制冷剂 潜热式 水 水 封装式 冰或其他共晶盐 载冷剂 载冷剂 片冰滑落式 冰 制冷剂 水 制冷剂 冰晶式 冰 载冷剂 载冷剂 *注:载冷剂一般为乙烯乙二醇水溶液。 最常用的蓄冷介质是水、冰和其他相变材料，不同蓄冷介质具有不同的单位体积蓄冷能力和不同的蓄冷温度。 二、冰盘管式(ICE-ON-COIL) 冷媒盘管式(REFRIGERANT ICE-ON COIL) 外融冰系统(EXTERNAL MELT ICE-ON COIL STORAGE SYSTEMS) 该系统也称直接蒸发式蓄冷系统，其制冷系统的蒸发器直接放入蓄冷槽内，冰结在蒸发器盘管上。 此种形式的冰蓄冷盘管以美国BAC公司为代表。盘管为钢制，连续卷焊而成，外表面为热镀锌。管外 22径为1.05"(26.67mm)，冰层最大厚度为1.4"(35.56mm)，因此盘和换热表面积为5.2ft/RTH(0.137m/KWH)， 22冰表面积为19.0ft/RTH(0.502m/KWH)，制冰率IPF约为40-60%。 融冰过程中，冰由外向内融化，温度较高的冷冻水回水与冰直接接触，可以在较短的时间内制出大量的低温冷冻水，出水温度与要求的融冰时间长短有关(参见图2-1、2-2、2-3)。这种系统特别适合于短时间内要求冷量大、温度低的场所，如一些工业加工过程及低温送风空调系统使用。 (1)10小时放热特性(图2-1) 该蓄冷方式是由食品冷冻行业中应用多年的乳品冷却设备改制发展而成。由此在乳品行业中经常采用。最近天津雀巢咖啡生产厂，工艺要求所供应的冷冻水温在全过程中要求保证稳定在+1?C，采用BAC外融冰装置，冰盘管表面冰层厚度大约为2-3MM，冷冻机24小时连续运行。 在使用冷媒盘管式蓄冷槽时，有几点需注意:(1)当结冰厚度在1"-3.5"之间，若冷冻系统设计不当，制冰时冷冻蒸发温度较低，压缩机所需功率大，耗电率大，并且制冷时间长，用电量多;(2)若贮存的冰设有完全用掉而制冷时间已到，需要开始制冰，则必需隔着一层冰来制冰，由于冰是一种优良热阻，这将使制冷设备耗电率与用电量增加;(3)蓄冰槽内应保持约50%以上的水不冻成冰，否则无法正常抽取冷水使用进行融冰，故最好使用厚度控制器或增加盘管中心距，以避免冰桥产出;(4)在开放式系统中，蓄冰槽的进出口处(即水系统进出口管路上)应加装止回阀和稳压阀等近期制设备，以免仃泵时系统中的水回流，使蓄冰槽中水外溢。 三、完全冻结式(TOTAL FREEZE-UP) 卤水静态储冰(GLYCOL STATIC ICE) 内融冰式(INTERNAL MELT ICE-ON-COIL STORAGE) 该系统是将冷水机组制出的低温乙二醇水溶液(二次冷媒)送入蓄冰槽(桶)中的塑料管或金属管内，使管外的水结成冰。蓄冰槽可以将90%以上的水冻结成冰，融冰时从空调负荷端流回的温度较高的乙二醇水溶液进入蓄冰槽，流过塑料或金属盘管内，将管外的冰融化，乙二醇水溶液的温度下降，再被抽回到空调负荷端使用。 这种蓄冰槽是内融冰式，盘管外可以均匀冻结和融冰，无冻坏的危险。这种方式 的制冰率最高，可达IPF=90%以上(指槽中水90%以上冻结成冰)。生产这种蓄冰设备的厂家较多。 1、美国CALMAC蓄冰桶采用外径为16mm(也有13mm)的聚乙烯管绕成螺旋形盘管热交换器。盘管冰层 22厚度为12mm，盘管换热表面积12ft/RTH(0.317m/KWH)。 蓄冰筒数量的选择 设计步骤如下: 1、确定系统的“冷吨小时数”TH TH=设计负荷*OH*DF 2、确定冷水机组的“名义制冷量”CP CP=TH/[(CI*IH)+(CO*OH)] 3、确定冰筒的数量N N=[TH-(CO*OH)]/冰筒的冷吨小时 式中:DF--参差系数、设计“日平均负荷”除以“峰值负荷”，一般为0.65-0.90; TH--设计日系统的冷吨小时数; OH--制冷小时数; CP--机组“名义制冷量”; CI--冷水机组在制冰温度时的制冷量与空调额下制冷量之比; IH--制冷小时数; CO--冷水机组在“制冷工况下”的制冷量与额定制冷量之比，一般在1左右; 例 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 :设计负荷200冷吨、OH=10小时、IH=12小时、DF=0.75、CI=0.65、CO=1。 图2-4 图2-5 采用1190蓄冰筒(190冷吨小时)。冰筒入水温度为15.6?C，出水温度为8.9?C(日间)，融冰放 冷10小时，每个蓄冰筒可放冷166冷吨小时。可查表2-3。 1、系统的冷吨小时数 TH=200*10*0.75=1500冷吨小时 2、冷水机组“名义制冷量” CP=1500/[(0.65*12)+10]=84.3冷吨 3、冰筒数量 N=[1500-(84.3*10)]/166=4个 注:若全部蓄冰，OH=0。 表2-2 蓄冰筒性能和尺寸 总尺寸mm 重量KG 蓄 冷潜蓄最高工工作试验乙二醇浓管束连接管能冷能显蓄冷能楼板负荷水/冰体积共通管型号 作温压力压力度25%容管径管径2力力冷力冷吨时 KG/m L 管径mm D H 无小时 充水时 度?C Mpa Mpa 量L mm mm 冷吨时 吨 时 1082A 97 82 15 38 0.6 1.0 1880 2083 387 3773 1360 3731 355 16 50 50 1098A 115 98 17 38 0.6 1.0 2261 1727 482 4518 1125 4459 410 16 50 65 1170A 170 145 25 38 0.6 1.0 2261 2366 677 7021 1750 6796 621 16 50 65 2150A 186 159 27 38 0.6 1.0 2261 2566 764 7614 1898 7212 774 16 50 65 1190A 190 162 28 38 0.6 1.0 2261 2566 705 7614 1898 3771 673 16 50 65 注:1、1320A型号(两筒组合)和1500型号(三筒组合)，由于海运困难，未列入。 2、2150A型号适用于温度低和温差大一些的乙二醇溶液循环系统。 表2-3 每个冰筒的制冷容量(冷吨小时，1冷吨小时3.516Kwhr) 型号 1098型号 1170型号 1190型号 制冰小时 出水温度 6 7 8 9 10 6 7 8 9 10 6 7 8 9 10 入水温度 10?C 105 106 106 106 106 149 149 149 149 149 167 167 167 167 167 15.6?C 8.9?C 102 103 104 104 104 147 148 148 149 149 164 165 165 166 166 7.8?C 98 100 101 101 102 144 145 146 146 146 161 162 163 163 163 7.2?C 93 96 99 100 100 137 141 145 147 147 153 158 162 164 164 10.0?C 6.7?C 90 93 95 97 98 132 138 141 143 145 148 154 158 160 162 5.6?C 84 89 92 94 96 124 130 135 140 141 138 145 151 156 158 4.4?C 75 81 84 87 89 110 118 124 128 131 123 132 138 143 146 7.2?C 3.3?C 68 75 79 83 85 102 109 116 122 124 112 122 130 136 139 2.2?C 60 67 72 76 80 88 98 106 113 117 98 110 118 126 131 我国天津福星大厦、天津立达公寓等蓄冰空调工程中采用。 2、美国DUNHAM-BUSH的ICE-CEL蓄冰罐采用外径为19mm的聚乙烯管组成的蛇形盘管热交换器。 3、我国南京安纳特科技实业有限公司生产ET系列储冰桶亦采用聚乙烯管组成的蛇形盘管热交换器。 4、美国FAFCO蓄冰槽由外径为6.35mm的耐高低温石腊脂塑料管制成平行流换热盘管垂直放入保温槽内构 22成，平均冰层厚度为10mm，盘管换热表面积为13ft/RTH(0.345m/KWH)。它置于钢制或玻璃钢制槽体内构 成，其构造见图4-6，整体式蓄冰槽也可置于钢筋混凝土槽内或筏基内。 图2-6 FAFCO 蓄冰槽构造图 发克(FAFCO)蓄冰设备分为标准槽及非标换热器。 (1)发克标准槽 2a)材质:蓄冰槽外壳为1.6mm镀锌钢板，内部一层29.48Mh?C/kcal保温断热层，槽体内表面有一层0.76mm的聚氯乙烯防水膜，槽体钢架结构皆经过热浸镀锌处理。 b)型式:依其蓄冰容量分为 590型(600cm*244cm*208cm) 420型(462cm*244cm*208cm) 280型(305cm*244cm*208cm) 140型(168cm*244cm*208cm) c)标准槽详细规范: 表2-4 规范 590型 420型 280型 140型 全热容量(冷吨时) 600 447 298 149 潜热容量(冷吨时) 500 375 250 125 有效浸泡(换热)面积(平方米) 728.7 546.5 363.4 182.2 总水量(估算值)(公升) 19.530 14.895 9.445 4.770 总卤水量(估算值)(公升) 1.060 795 530 265 最高运行温度(?C) 38 38 38 38 2最大运行压力(kg/CM) 6.3 6.3 6.3 6.3 2保温断热效果(Mh?C/kcal) 29.48 29.48 29.48 29.48 换热器盘管外径(cm) 0.64 0.64 0.64 0.64 我国北京中央人民广播电台、深圳万德大厦等蓄冰空调工程中采用。 (2)发克(FAFCO)非标换热器 配合建筑物规划充分利用机房或建筑结构做为钢筋混凝土蓄冰槽使用。 槽内外均需做防水处理，槽内另做保温断热层，以减少换热损失，并配合槽内净高选用适当尺寸的发科非标蓄冰换热器。 a)材质:由耐高、低温材料特殊石蜡脂制成。 b)型式:依其平展总长度分为 HXR-24、HXR-22、HXR-18、HXR-16、HXR-14、HXR-12、HXR-10八种型式。 c)非标换热器详细规范: 表2-5 规范 HXR-24 HXR-22 HXR-20 HXR-18 HXR-16 HXR-14 HXR-12 HXR-10 盘管高度(米) 3.66 3.36 3.05 2.75 2.44 2.14 1.83 1.53 潜热容量(冷吨时) 21.1 19.3 17.6 15.8 14.0 12.2 10.4 8.6 有效浸泡(换热)面积(平方米) 30.8 28.2 25.7 23.1 20.5 17.8 15.2 12.6 总卤水量(估算值)(公升) 45 41 38 34 30 26 22 18 每片重量(公斤) 38 34.9 31.8 29.1 26.3 22.6 18.9 15.7 最高运行温度(?C) 38 38 38 38 38 38 38 38 2最大运行压力 (kg/CM) 6.3 6.3 6.3 6.3 6.3 6.3 6.3 6.3 换热器盘管外径(cm) 0.64 0.64 0.64 0.64 0.64 0.64 0.64 0.64 槽内净高(含配管空间)(米) 4.5 4.3 4 3.7 3.3 2.8 2.3 2 我国北京国际贸易中心二期蓄冰空调工程中采用。 表2-6 即为采用各种不同发克蓄冰设备安装4000冷却小时对机房净高与平面面积的需求。 表2-6 蓄冰槽蓄冰槽占占地面机房净高机房净高发克蓄冰设备 发克蓄冰设备 地面积(平积(平方(米) (米) 方米) 米) 140型标准槽 120 2.5 HXR-14非标换热器 140 2.8 280型标准槽 120 2.5 HXR-16非标换热器 120 3.3 420型标准槽 120 2.5 HXR-18非标换热器 110 3.7 590型标准槽 120 2.5 HXR-20非标换热器 100 4 HXR-10非标换热器 200 2 HXR-22非标换热器 95 4.3 HXR-12非标换热器 170 2.3 HXR-24非标换热器 90 4.5 5、美国BAC蓄冰槽里装有一个钢制的热交换器，其外径为1.05"( 26.67m)，结冰厚度控制在0.9"(23mm)左右，虽然是属于内融冰方式，但冰与冰之间仍有极小的间隙，以便在融冰过程中，结在盘管周置的冰存在少量的活动空间，使得钢管与冰始终存在有直接接触的部位，因此导热较好，在整个融冰过程中蓄冰槽的出口二次冷媒温度始终可保持在3?C左右，并使冰几乎全部被融化来供冷。其盘管构造如图2-7。 图2-7 BAC 盘管构造图 制冰是通过重量比为25%的工业抑制性乙烯乙二醇溶液的循环，在蓄冰装置中的盘管上制冰。此间，制冷机的工作状况受到监控，当离开制冷机的乙二醇达到最低出口温度时，制冷机即关闭。图2-8描述了制冷机在制冰周期分别为8、10、12小时制冷机口的乙二醇温度。对于一个典型的10小时制冰周期而言，乙二醇出口温度绝不低于22?F(-5.6?C)。如图所示，若制冰周期超过10小时，乙二醇极限温度要高于22?F;如果制冰期短于10小时，乙二醇极限温度将在制冰循环终点时低于22?F。这一性能是建立在5?F温差的制冷机流量基础上的，当所选制冷机温差更大时，其乙二醇出口温度将比图2-8所示要低。 图2-8 制冷机出口温度 表2-7 BAC内融冰式蓄冰槽性能表 型号 TSU-237M TSU-476M TSU-594M TSU-761M 蓄冰潜热容量(RTH) 237 476 594 761 净重(KG) 4420 7590 9150 10990 工作重量(KG) 17730 33530 42200 51610 冰槽水容量(L) 11320 22110 28250 34640 盘管内乙二醇容量(L) 985 1875 2320 3600 接管尺寸(mm) 50 75 75 75 W 2400 2400 2980 3600 L 3240 6050 6050 6050 A 220 248 248 248 尺寸 (mm) B 540 540 685 689 C 298 298 350 600 D 724 724 910 1022 我国中央电视台、上海浦东国际儿童医疗中心、杭州市建设银行办公大楼等蓄冰空调工程中采用。 6、北京清华人工环境工程公司生产RH-ICU系列盘管式冰蓄冷设备。 我国唐山市百货大楼、杭州虹桥饭店、清华智能楼等蓄冰空调工程中采用。 四、制冰滑落式(DYNAMIC ICE-MAKER) 制冰机(ICE HARVESTER)系统 动态制冰机(DYNAMIC ICE MAKER)系统(DYNAMIC ICE-HARVESTER) 图2-9 制冰滑落式系统原理图 该系统的基本组成是以制冰机作为制冷设备，以保温的槽体作为蓄冷设备，制冰机安装在蓄冰槽的上方，在若干块平行板内通入制冷剂作为蒸发器。循环水泵不断将蓄冰槽中的水抽出至蒸发器的上方喷洒而下，而冰冷的板状蒸发器表面，结成一层薄冰，待冰达到一定厚度(一般在3-6. 5mm 之间)时，制冰设备中的四通阀切换，压缩机的排气直接进入蒸发器而加热板面，使冰脱落。“结冰”，“取冰”反复进行，蓄冰槽的蓄冰率为40-50%。不适合于大、中型系统。其系统原理图见图2-9。 代表性厂家有美国的Turbo.Morris和Paul Mueller。 五、冰球式(Ice Ball) 容器式(Encapsulated Ice) 此种类型目前有多种形式，即冰球，冰板和蕊心褶囊冰球。冰球又分为园形冰球，表面有多处凹涡冰球和齿形冰球。 (1)冰球式以法国CRISTOPIA为代表，蓄冰球外壳有高密度聚合烯烃材料制成，内注以具高凝固---融化潜热的蓄能溶液。其相变温度为0?C，分为直径77mm(S型)和95mm(C型)两种。以外径95mm冰 22球为例，其换热表面积为28.2ft/RTH(0.75m/KWH)，每立方米空间可堆放1300个冰球;外径77mm冰球每立方米空间可堆放2550个冰球。冰球结构图见图2-10。冰球的性能参数见表2-8。 图2-10 冰球结构图 表2-8 冰球的性能参数表 LD50 潜热QL 显热固体Qss 显热液体Qsl 储冷液凝点Kver 储冷液融点Kvfu 冰球重量 工作温度冰球类型 相变温度?C 毒性值 3.3.3.3.3kwh/m kwh/?Cm kwh/?Cm kw/?Cm kw/?Cm Kg 范围?C mg/kga sn.33 -33 44.6 0.7 1.08 1.6 2.2 724 2.600 sn.29 -28.9 39.3 0.8 1.15 1.6 2.2 681 1.200 sn.26 -26.2 47.6 0.85 1.2 1.6 2.2 704 1.200 sn.21 -21.3 39.4 0.7 1.09 1.6 2.2 653 1.300 sn.18 -18.3 47.5 0.9 1.24 1.6 2.2 706 2.700 -40?C sn.15 -15.4 46.4 0.7 1.12 1.6 2.2 602 8.400 sn.12 -11.7 47.7 0.75 1.09 1.6 2.2 620 5.000 a sn.10 -10.4 49.9 0.7 1.07 1.6 2.2 617 11.000 sn.06 -5.5 44.6 0.75 1.1 1.6 2.2 625 18.000 +60?C sn.03 -2.6 48.3 0.8 1.2 1.6 2.2 592 58.000 s.00 0 48.4 0.7 1.1 1.6 2.2 558 85.000 ?C 0 48.4 0.7 1.1 1.15 1.85 560 85.000 s.27 +27 44.5 0.86 1.04 1.6 2.2 867 2.500 3 注:(1)表内以蓄冷罐体积为1m;(2)a:符合1991年5月12日O.E.C.D(经济合作和发展组织)会议 的标准; (3)LD50:为一种口服毒性物质。根据实验，当给不同的动物口服按其体重所调配而得的不同剂 量的LD50，约50%的动物死亡。 我国杭州市交通银行金融大厦、天津电力医院、武汉邮电宾馆、北京海淀新科技大厦等蓄冰空调工程 中采用。 法国西亚特热力应用工业公司与浙江杭佳制冷设备安装有限公司合资建立杭州西亚特制冷设备有限 3公司(中法合资)生产0?C相变蓄冰球，于1999年3月18日正式开工生产，第一期工程生产能力为2000m/ 年。 (2)表面存在多处凹涡的冰球以美国CRYOGEL为代表，当结冰体积膨胀时凹处外凸成平滑园球型，使 用时自然堆垒方式安装于一园桶型密闭式压力钢桶槽内，以避免结冰后体积膨胀，比重降低而漂浮，以防 止二次冷媒形成短路。 (3)冰板式以美国 Reaction 公司为代表，冰板的大小为812*304*44.5mm，由高密度聚乙烯制成， 22板中充注入去离子水。其换热表面积为25ft/RTH(0.66m/KWH)。 (4)浙江吉佳机电设备有限公司研制生产板状蓄冰块。 (5)北京西冷工程公司生产的齿球式冰球，其外径有100mm和70mm两种，内装95%的去离子水和5%的添加剂。 我国北京日报社、北京和平里医院等蓄就空调工程中采用。 (6)蕊心冰球为台湾产品，蕊心褶囊由高弹性高强度聚乙烯制成，褶皱利于冻结和融冰时内部水体积变化而产生的膨胀和收缩，同时两侧设有中空金属蕊心。一方面增强热交换，另一方面起配重作用，在槽体内结冰后不会浮起。杭州华源人工环境工程公司改进和生产的双金属芯冰球结构图见图2-11。 图2-11 双金属芯冰球结构图 我国杭州景福百货大楼、北京国际会议中心等蓄冰空调工程中采用。 (7)杭州三泰能源工程有限公司生产Ø94mm，CTI-58型蓄冷球。 (8)日本富士机电工事株式会社生产表面有14处凹涡的冰球。 六、优态盐(Eutectic Salt) Eutectic Salt 亦称为Salt Hydrates，一般认作[共晶盐]，取其译音为[优态盐]。优态盐以美国Transphanse公司为代表，优态盐是一种由无机盐(Inorganic Salts)，即硫酸钠无化合物(Sodium Sulfate Decahydrate)为主要成份，以及水和添加剂调配而成的混合物，充注在高密度聚乙烯板式容器内。 优态盐具有以下特点: (1)不过冷(Supercool)，即准确地在冻结点结晶。 (2)不层化(Separte)，通常优态盐在过饱和状态溶解时，一部分的无机盐会沉淀在容器底部，而相对的使一部分液体浮在容器的上方，此称谓“层化现象”。层化现象若不予抑止，将公使优态盐在经过最初的几千次相态变化之后，损失近40%的溶解热亦即其储冷容量仅剩下60%左右。影响层化的因素很多，例如，盛装优态盐所用容器的厚度，优态盐的种类以及核化的方法等。Transphase优态盐采用特殊的浓化方法(Thickening)与独特的优态盐容器设计，完全防止层化现象发生。 优态盐(或称谓高温相变材料)以其理论上可以在任何温度进行相态变化的特点，非常适合蓄冷式中央空调系统之应用。但是，实际上常面临极高的技术层面，以及其可靠性、稳定性、经济性、耐久性等要求时，适合空调应用的优态盐配方及设备并不多见。虽然如此，高温相变材料的蓄冷式中央空调系统是值得我们重视的。 空调用优态盐设备按其使用条件，必须附和以下要求:(1)没有毒性;(2)具有不可燃性;(3)完全为无机物，不产生气体;(4)相态变化过程中优态盐比容不变，不使其盛装容器因为反复涨缩而材质衰退破裂;(5)潜热蓄存量不衰减。 北京台佳机构推出的高温相变蓄冷器，有球式和板式两种。 七、冰晶或冰泥(Crystal Ice or Ice Slurry) 该系统是将低浓度卤水溶液(通常是水和乙二醇)经冷却至冻结点温度产生千千万万个非常细小均匀的冰晶，其直径约为100µm的冰粒与水的混合物，类似一种泥浆状的液冰，可以用泵输送。 (1)美国Paul Mueller公司的Maxim ICE 液冰蓄冷系统是由Mueller专利设计的行星转杆壳管式蒸发器、冷凝机组和贮冰槽组成。其系统组成见图2-12。 图2-12 MaximICE 系统组成 我国北京嘉里中心的蓄冰空调工程中采用 (2)德国INTEGRAL ENERGIETECHNIK GMBH亦生产BINARY-ICE (亦称二元冰机组--即液冰机组)。 (3)加拿大SUNWELL公司生产冰晶式蓄冷装置。 (4)北京低温设备厂亦研制出冰晶机。 八、评价蓄冷设备的几点看法 1、制冷系统的蒸发温度 蓄冷空调系统特别是冰蓄冷式空调系统在蓄冷过程中，一般会造成制冷机组的蒸发温度的降低。理论上说蒸发温度每降低 l?，制冷机组的平均耗电率增加 3,。因此在配置系统，选择蓄冷设备时应尽可能地提高制冷机组的蒸发温度。 对于冰蓄冷系统，影响制冷机组的蒸发温度的主要因素是结冰厚度，制冰厚度越薄，蓄冷时所需制冷机组的蒸发温度较高，耗电量较少;但是制冰厚度太薄，则蓄冰设备盘管换热面积增加，槽体体积加大，因此一般应考虑经济厚度来控制制冷系统的蒸发温度。 2、名义蓄冷量与净可利用蓄冷量 名义蓄冷量是指由蓄冷设备生产厂商所定义的蓄冷设备的理论蓄冷量(一般比净可用蓄冷量大)。 净可利用蓄冷量是指在一给定的蓄冷和释冷循环过程中，蓄冷设备在等于或小于可用供冷温度时所能提供的最大实际蓄冷量。 净可利用蓄冷量占名义蓄冷量的百分比例值是衡量蓄冷设备的一个重要指标，此比例值越大，则蓄冷设备的使用率越高，当然此数值受蓄冷系统很多因素的影响，如蓄冷系统的配置，设备的进出口温度等。对于冰蓄冷系统此数值可近似为融冰率( 例如水蓄冷式系统，其净可利用蓄冷量占名义蓄冷量的百分比例值的大小，即蓄存效率，主要取决于槽体分布管的设计、操作流程、内部传热损失及楷体四周外表面的传热损失等。一般对于设计良好的系统，尤其糟体表面积与体积比值低的大型蓄冷水槽(如分层式)，其蓄存损失不大，其净可利用蓄冷量占名义蓄冷量的百分比值主要取决于布水器的设计和系统的运转方式。很多系统可以在最多高于平均蓄冷温度比时将90,的冷水抽出利用，为了能达到这一目的，布水器的设计必须满足释冷和蓄冷过程中，特别是释冷过程，调整整个槽体温度的梯度的高度，以降低温水与冷水的混合，减少可利用蓄冷量的损失。通常将蓄冷水槽作成迷宫式、隔膜式、多槽式、分层式四种方法来避免死水空间及混水现象，提高蓄存效率。 3、制冰率与融冰率 目前制冰率(IPF)有两种定义，一是指对于冰蓄冷式系统中，当完成一个蓄冷循环时，蓄冰容器内水量中冰所占的比例(另一个是指蓄冰槽内制冰容积与蓄冰槽容积之比。 而融冰率是指在完成一个融冰释冷循环后，蓄冰容器内融化的冰占总结冰量的百分比。 制冰率与融冰率这两个概念是冰蓄冷式系统中评价蓄冰设备的两个非常重要数值。对于优态盐式系统中也存在这两个概念，只是蓄冷介质不同而已。通常对于同种蓄冷设备在相同条件下，其制冰率和融冰率越高越好。 融冰率与系统的配置有关，对于串联式制冷机组下游的系统，蓄冷设备的融冰率较高;反之，则较低。而并联系统的融冰率界于两者之间。 4、蓄冷特性与释冷特性 通常蓄冷系统的蓄冷温度取决于蓄冷速率和这一时间蓄冷槽体的状态特性，对于外融冰式系统是指内管壁的结冰量。对于蓄冷时间短的蓄冰系统，一般需要较高的蓄冷速率，即指较低的(平均)蓄冷温度蓄冷;反之，蓄冷速率慢，蓄冷温度较高。一般情况下蓄冷设备生产厂商都可以提供各种蓄冷速率下最低蓄冷温度值。 对于蓄冷设备如容器式、优态盐式，在蓄冷过程的初期会产生过冷现象，过冷现象仅发生在蓄冷设备已完成释冷，内无一点余冰时，其结果是降低了蓄冷开始阶段的换热速率。过冷现象可以通过添加起成核作用的试剂来削减其过冷度值。据国外资料介绍，某种专利成核剂可限制过冷度在-3?,-2?之间。 对于蓄冰式系统，在释冷循环过程中，若释冷温度保持不变，则释冷量会逐渐减少;或当释冷速率保持恒定时，释冷温度会逐渐上升。这对于完全冻结式，容器式蓄冷设备表现特别明显，这是由于盘管外和冰球内的冰在大部分是隔着一层水进行热交换融冰，同时换热面积是在动态变化;而对于制冰滑落式，冷媒盘管式蓄冷设备，温水与冰直接接触融冰，释冷温度相对保持稳定。 实际上，蓄冷设备很少保持释冷速率恒定不变，实际释冷速率取决于空调负荷曲线图，特别是最后几个小时的空调负荷值最为重要，这决定了释冷循最高释冷温度值。 因此，对于同种类型的蓄冷设备，哪一种在实际释冷速率条件下，保持恒定释冷温度的时间越长，哪一种设备的性能越好。 由此可见，提高蓄冷设备(蓄冷水式除外)性能的最主要的项目是换热效果，即整个蓄冷和释冷循环过程中的换热效果。 制冷机组，蓄冷设备与末端装置三者之间的输人输出特性是相互影响的，确定制冷机组，蓄冷设备和末端装置的大小主要取决于最低蓄冷温度，最高释冷温度与最高使用温度(冷冻水)的大小(最低蓄冷温度值越低则制冷系统的蒸发温度也越低，不利于制冷机组的运行，机组的耗电率较高。最高释冷温度越高，蓄冷设备容量越小，但使用温度(冷冻水)越高，所需末端装置的换热效果越差;反之，最高释冷温度越低，蓄冷设备容量越大，但使用温度(冷冻水)越低，所需末端装置的换热效果越好。因此，应合理地选 择蓄 冷设备的蓄冷温度和释冷温度，特别最低蓄冷温度和最高释冷温度。 5、占用空间小，安装灵活( 蓄冷设备的占用空间是业主与设计者应重点考虑的项目，特别是高楼林立的都市地区，寸士即寸金，有时为增加停车位，而放弃采用蓄冷空调系统，因此蓄冷设备的单位可利用蓄冷量所占用体积或面积是衡量蓄冷设备的一项重要指标，应优先考虑占用空间少，布置位置灵活的蓄冷设备。 国外很多蓄冷设备生产厂如 CALMAC、 FAFCO、 BAC等均有自己标准蓄冰装置，以利于运输、吊装及安装，在空间受限制时，可并排或上下重叠紧密设置，安装位置不受限制，室内室外均可，根据不同情况，可以将蓄冰设备安装在屋顶，机房内，必要时也可埋地设置。如 FAFCO设有多种非标型蓄冰设备，可适应不同高度的要求，如将蓄冰盘管设在建筑物的筏基或混凝土槽内，还可现场组装，增大了使用的灵活性( 通常槽体一般设计成矩形或圆柱形。对于制冰滑落式蓄冰槽体尺寸大小影响着蓄冷量，设计时应特别引起注意。 另外，蓄冷设备所需的辅助设备(如泵、换热器等)占用空间也是应考虑的，整个蓄冷系统占用空间越少，越有利( 6、热损失 在设计蓄冷槽体时应注意:槽体必须有足够的强度克服水，冰水混合物或其它冷媒体的静压，槽体应作防腐防水处理，同时应防止水的蒸发。对于埋地式蓄冷槽，槽体还须承受泥土和地表水对槽体四周的压力。 蓄冷槽体一般每天有l—5,的能量损失，其数值大小取决于槽体的面积、传热系数和槽体内外温差。 2对于埋地式蓄冷槽设计时必须考虑其冷损失，通常换热系数取0(58,1(9W, M(K。槽体材料可选用钢结构、混凝土、玻璃钢或塑料。 而对于设置于室外或屋顶上的蓄冷设备，受太阳辐射热的影响较大，应详细计算其冷损失，建议蓄冷设备外表面为白色或加反射覆盖物，以减少太阳辐射热的影响。 7、安全性，可靠性 蓄冷空调系统，主要应用于商用大楼，特别是都市人口稠密的地区，其系统首先应考虑安全性。 通常蓄冷设备的维修量很小，如内融冰式、容器式、优态盐式等(但对于冷媒盘管式系统，由于制冷剂在蓄冷设备内直接蒸发，蒸发面积很大，制冷剂需求量也很多，蓄冷设备的安全性与可靠性是十分重要的。而对于制冰滑落式，冰晶式蓄冷设备的机构维修问题应予以重视。 对于冷媒盘管式蓄冷设备应增设结冰厚度控制器来避免冰桥现象( 8、使用寿命 通常常规空调系统的使用寿命 15—25年，同样对于蓄冷设备的使用寿命也应加以限制，一般最少应有15年以上的使用寿命，以保证设备的可靠性。 例如，对于优态盐式系统，其使用寿命周期应在相变次数3000次以上仍保持系统原有的名义蓄冷量和净可利用蓄冷量。 9、经济性 蓄冷空调系统无论是采用部分蓄冷还是全部蓄冷，其初期投资通常均比常规空调系统高，这就要求设计者应正确掌握建筑物空调负荷的时间变化特性，确定合理的蓄冷设备及其系统配置，制定系统的运转策略，准确地作出经济分析，以便投资者可以在短时间里以节省电费的形式收回多出的投资(一般情况下，在一个已设计好的蓄冷系统中可以以单位可利用蓄冷量所需的费用来衡量蓄冷设备。另外，蓄冷系统的配置也影响蓄冷设备的大小。 例如制冰滑落式系统，其制冰设备较贵，而蓄冰设备的造价较低，因此为了降低初投资，采用大蓄冷量小制冷量的配比是合适的。对于每周一次的蓄冷循环的场所，特别适用于制冰滑落式系统。 第三讲 蓄冷式空调系统设计 一、蓄冷系统设计的一般原则 1、蓄冷空调系统一般由制冷设备，蓄冷设备(或蓄水池),辅助设备及设备之间的连接,调节控制等部件组成,由此可见,蓄冷设备只是蓄冷空调系统的一部分,制冷机组也不过是对等的一部分,单有优良的蓄冷设备和制冷设备并不足以构成一个成功的蓄冷空调系统,蓄冷系统设计种类多种多样,无论采用哪一种形式,其最终的目的是为建筑物提供一个舒适的环境,另外系统还应达到能源最佳使用效率,节省运转电费,为用户提供一个安全可靠耐用的蓄冷空调系统。 2、蓄冷空调系统应根据设计日空调负荷及所选择蓄冷设备的特性进行设计。无论哪一种系统都应满足以下四过程，即系统四个基本运转模式: (1)制冷机组蓄冷过程(有时需同时供冷)。 (2)制冷机组供冷过程。 (3)蓄冷设备释冷过程。 (4)制冷机组与蓄冷设备同时供冷释冷过程。 很多建筑物，在夜间仍需少量供冷，此时系统可采用加基载主机法或“分流法”。加基载主机为在冷冻水系统中增设常规空调冷水机组;“分流法”是指在蓄冷过程中将一部分低温二次冷媒分流到换热器所得的冷水供到空调末端使用。 3、为便于操作管理，系统流程应尽可能简单，电动控制阀门不宜过多。对于大、中型蓄冷空调、系统宜采用二次冷媒系统即卤水系统。由于卤水的物理特性，卤水系统应设计紧凑，且系统管路不宜过长。 4、通过运行策略的控制，系统应充分利用低价的夜间电，充分发挥系统的运行效益。 5、蓄冷空调系统设计可按以下步骤进行 (1)设计者需掌握的基本资料:当地电价政策、建筑物的类型及使用功能、可利用空间(设置蓄水设备)等。 (2)确定建筑物设计日的空调逐时冷负荷 (3)选择蓄水设备的形式 (4)确定蓄冷系统模式和运行控制策略 (5)确定制冷机组和蓄冷设备的容量 (6)选择其它配套设备 (7)编制蓄冷周期逐时运行图 (8)经济分析与常规空调相比只算(计算)出投资回收期 6、通常蓄冷系统是采用全部蓄冷还是部分蓄冷可根据建筑物设计日空调负荷分布曲线图来确定。原则上说，对于设计日尖峰负荷远大于平均负荷，则系统宜采用全部蓄冷;反之，对于设计日尖峰负荷与平均负荷相差不大时，宜采用部分蓄冷。全部蓄冷式系统的投资较高，占地面积较大，除个别建筑物外，一般不宜采用;而部分蓄冷式系统的初期投资与常规空调系统相差不大。 7、蓄冷循环周期可分为每日，每周或其它等几种，应根据建筑物和使用特性和设计日空调负荷分布图来确定。一般的蓄冷系统循环周期为每日循环。 二、确定设计日的空调冷负荷 设计日负荷是指每日24小时的逐时冷负荷。常规空调系统是依据峰值冷负荷选择冷水机组和空调设备;而蓄冷空调系统则是需要根据建筑物设计日的总冷负荷(单位为:千瓦时KWH或冷吨小时RTH)、蓄冷模式(全部蓄冷或部分蓄冷)和运行控制策略(主机优先或蓄冷优先)设计。因此，设计蓄冷空调系统时，应能比较准确地提供建筑物设计日的逐时负荷图。 典型设计日的逐时负荷应根据典型日逐时气象数据、建筑围护结构、人流、内部热源设备以及运行 制度 关于办公室下班关闭电源制度矿山事故隐患举报和奖励制度制度下载人事管理制度doc盘点制度下载 ，采用动态负荷计算法计算。其中关键是人流、内部设备、新风量等随机负荷的计算需要大量的统计数据。空调负荷计算可见其它暖通空调设计手册。本章仅介绍系数法。 表3-1 时间 写字楼 宾馆 商场 餐厅 咖啡厅 夜总会 保龄球 1 0.16 2 0.16 3 0.25 4 0.25 5 0.25 6 0.50 7 0.31 0.59 8 0.43 0.67 0.40 0.34 0.32 9 0.70 0.67 0.50 0.40 0.37 10 0.89 0.75 0.76 0.54 0.48 0.30 11 0.91 0.85 0.80 0.72 0.70 0.38 12 0.86 0.90 0.88 0.91 0.86 0.40 0.48 13 0.86 1.00 0.94 1.00 0.97 0.40 0.62 14 0.89 1.00 0.96 0.98 1.00 0.40 0.76 15 1.00 0.92 1.00 0.86 1.00 0.41 0.80 16 1.00 0.84 0.96 0.72 0.96 0.47 0.84 17 0.90 0.84 0.85 0.62 0.87 0.60 0.84 18 0.57 0.74 0.80 0.61 0.81 0.76 0.86 19 0.31 0.74 0.64 0.65 0.75 0.89 0.93 20 0.22 0.50 0.50 0.69 0.65 1.00 1.00 21 0.18 0.50 0.40 0.61 0.48 0.92 0.98 22 0.18 0.33 0.87 0.85 23 0.16 0.78 0.48 24 0.16 0.71 0.30 设计者在初步设计过程中很难准确计算出设计日逐时空调负荷，可根据峰值负荷估算典型设计日逐时负荷或典型设计日总冷负荷。表3-1给出几种类型建筑物的逐时负荷系数，可依此计算出设计日逐时冷负荷。表中以峰值小时负荷为1。这样，计算或估算出峰值小时负荷以后，就可根据建筑物的类型取表中所列数值得出建筑物设计日逐时冷负荷。但是，应注意影响建筑物设计日逐时冷负荷的因素很多，即使完全相同，(面积相等)的建筑，其朝向不同，其逐时负荷分布也不同。因此表中所列数据仅供设计者估算参考。 三、蓄冷系统的配置 蓄冷系统的制冷机组与蓄冷设备所组成的管道系统可以是多种多样的，但是基本可为串联系统和并联系统。 (1)串联系统。机组位于蓄冷设备的上游 串联系统。机组位于蓄冷设备的下游 (2)并联。单(板)换式系统 并联。双(板)换式系统 对于串联系统(机组在上游)，二次冷媒先流经制冷机组，机组的运行效率较高，蓄冷设备的释冷率较低，故对于释冷温度较低的蓄冷设备宜采用此系统;对于串联系统(机组在下游)，二次冷媒先流经蓄冷设备，机组的运行效率相对较低，蓄冷设备的释冷率较高，故此种系统宜用于释冷温度相对较高的蓄冷设备;而对于并联系统，机组与蓄冷设备的高效率位于前两者之间。 通常冰蓄冷式系统宜采用换热器(板式)将冷冻水系统与蓄冷系统隔开，二次冷媒一般为乙烯乙二醇水溶液(或称为卤水)，这样蓄冷设备可以免受空调冷冻水系统过高的静压。 1、并联系统 如图3-1为并联系统(单板换热式)，适用于采用封装式蓄冰罐的冰蓄冷系统，此系统也为二次泵系统，封装式蓄冰罐的流动阻力较小，故可不单独设融冰泵。此系统由两面部分组成，一部分为空调用冷冻水系统，介质为水;另一部分为二次冷媒(一般为乙烯乙二醇水溶液)系统(图中点画线框内部分)可进行蓄冷或供冷。二次冷媒系统是由制冷机组、蓄冷设备、热交换器(板式)、泵、阀门等组成。各种运行工况见表3-2。 表3-2 V2 V P P P 1123a b c 制冰蓄冷模式 开 关 - - 开 关 关 融冰供冷模式 关 开 调 开 关 开 开 主机供冷模式 开 开 调 开 开 开 开 主机加融冰供冷模式 开 开 开 开 开 开 开 特别应注意的是在制冰蓄冷模式和融冰供冷模式时二次冷媒流经蓄冷设备的方向是相反的，即是逆流的。这种系统宜适用封装式蓄冰设备，而不宜用于管状结冰的内融冰式蓄冷设备。 图3-2为另一种型式的并联系统(双板换热式)。本系统共有三个回路;一路为基载机组(常规空调冷水机组)回路，可昼夜供给空调用冷冻水;另一路为通过(板式)换热器被来自双工况制冷机组制出的低温二次冷媒冷却空调冷冻水回路;最后一路为来自蓄冷设备融冰释冷产生的低温二次冷媒通过另一(板式)换热器冷却的空调用冻水。此系统对于制冷机组与蓄冷设备来说，两者更具有独立性。在制冷机组与蓄冷设备同时供冷时，可启动泵PP来实现。至于同时供冷时是以主机优先，还是蓄冷设备优先，可根据需要1、2 而定，也可通过最优化运行策略来控制。 各种运行工况见表3-3 表3-3 V V V V V P P 1234512 制冰蓄冷模式 关 开 关 开 关 开 关 融冰供冷模式 关 关 开 调 调 关 开 主机供冷模式 开 关 关 - - 开 关 主机加融冰供冷模式 开 关 开 调 调 开 开 很多建筑物，特别是宾馆、饭店等，夏季夜间仍需要一定数量的供冷量，以保证设计日24小时建筑物的空 0调要求。由于夜间是蓄冷时间，制冷机组需要产生用于蓄冷(蓄冰)的0C以下的二次冷媒，如果同时需 00要空调供冷，则需将0C以下的二次冷煤，经分流到换热器换出7C冷冻水，这种方法被称为“分流法”，这样制冷机组的运行效率较低。如图3-1示，在夜间通过泵P给蓄冷设备蓄冷制冰，同时利用二次泵P，12 0并调节三通阀V，供给换热器低温二次冷媒换热出7C冷冻水，此时三通阀V的调节很重要，应防止在二22 0次冷媒温度低于0C时，冷冻水侧的结冰现象。 为了提高制冷机组的运行效率，以保证夜间或蓄冷时期建筑物空调所需冷量，一般应设基载机组即常规冷 0水机组，直接供应7C的冷冻水，同时此基载机组可全天使用，以减少初投资。如图3-2所示。当然，对于夜间负载极小，不足以再设一台基载机组时，宜采用“分流法”设计;除此之外，一般情况下，宜选择基载机组来满足夜间的少量空调负荷。 2、串联系统 如图3-3所示为串联系统，主机在上游。图中点画线框内部分为二次冷媒系统(一般为乙烯乙二醇水溶液)。本系统是由双工况制冷机组、蓄冷设备、板式换热器、泵、阀门等串联组成，利用制出的低温二次冷媒，通过板式热器冷却空调用冷冻水。 图3-3的各种运行模式的阀门状态见表3-4。 表3-4 V V V V V P P P 12345123 制冰蓄冷模式 开 开 关 开 关 开 关 开 融冰供冷模式 开 关 开 调 调 开 开 关 主机供冷模式 关 开 开 - - 关 开 开 主机加融冰供冷模式 开 开 开 调 调 开 开 开 在设计串联系统时，应注意二次冷媒(乙烯乙二醇水溶液)泵的容量确定。制冰蓄冷模式和制冷机组单独供冷模式，泵的流量应按制冷机组空调负荷来确定。但是，当在制冷机组与蓄冷设备同时供冷时，由于负 00荷增大，二次冷媒系统的供回水温差必将大于5C，右能达7-8C，这将影响系统的供冷能力，为此应适当地提高二次侧空调用冷冻水温差。另外，在制冰蓄冷模式和制冷机组单组供冷模式下，二次冷媒系统阻力较小;而在制冷机组与蓄冷设备同时供冷时，系统阻力最大，因此在选择泵时，应在四种运行模式条件下按最不利工况确定泵的扬程。 如图3-4所示，采用串联系统，当在制冰蓄冷模式下，开启泵P和P调节阀VV，利用泵P为二次泵，使213、42此系统可在夜间蓄冷时期同时供冷。各种运行模式工况见表5-5。 表3-5 V V V V P P 123412 制冰蓄冷模式 关 开 开 关 开 关 融冰供冷模式 关 开 关 开 开 开 主机供冷模式 开 关 关 开 开 开 主机加融冰模式 关 开 关 开 开 开 制冰同时供冷模式 关 开 调 调 开 开 图3-5所示为串联系统，其原理与图3-4基本相同，各种运行模式工况见表3-6。 表3-6 V V V V P P P 1234123 制冰蓄冷模式 关 开 开 关 开 关 关 融冰供冷模式 关 开 关 开 开 开 开 主机供冷模式 开 关 关 开 开 开 开 主机加融冰模式 关 开 调 调 开 开 开 制冰同时供冷模式 关 开 调 调 开 开 开 四、蓄冷系统的运行策略与自动控制 1、运行策略 与常规空调系统不同，蓄冷系统可以通过制冷机组或蓄冷设备或者同时为建筑物供冷，用以确定在某一给定时刻，多少负荷是由制冷机组提供，多少负荷是由蓄冷设备供给的方法，即为系统的运行策略。蓄冷系统的设计者在设计过程中必须制定一个合适的运行策略，确定具体的控制策略，并详细给出系统中的设备是应作调节还是周期性听开停。对于部分蓄冷式系统的运转策略主要是解决每时段制冷设备之间的供冷负荷分配问题，以下为蓄冷系统选择几种运行策略: (1)制冷机组优先式 蓄冷系统采用制冷机组优先式运行策略是指制冷机组首先直接供冷，超过制冷机组供冷能力的负荷由蓄冷设备释冷提供。这种策略通常用于单位蓄冷量所需的费用高于单位制冷机组产冷量所需的费用，通过降低空调尖峰负荷值可以大幅度地节省系统的投资费用。 (2)蓄冷设备优先式 蓄冷设备优先式运行策略是指蓄冷设备优先释冷，超过释冷能力的负荷由制冷机组负责供冷，这种方式通常用于单位蓄冷量所需的费用低于单位制冷机组产冷量所需的费用。 蓄冷设备优先式在控制上要比制冷机组优先式相对要复杂些。在下一个蓄冷过程开始前，蓄冷设备应尽可肾将蓄存的冷能全部释冷完，即充分利用蓄冷设备的可利用蓄冷量，降低蓄冷系统的运行费用;另外应避免蓄冷设备在释冷过程的前段时间将蓄存的大部分冷能释放，而在以后尖峰负荷时，制冷机组和蓄冷设备无法满足空调负荷需要的现象，因此应合理地控制蓄冷设备的剩余冷量，特别是对于设计日空调尖峰负荷是出现在下午时段时是非常重要的。 一般情况，蓄冷设备优先式运行策略要求蓄冷系统应预测出当日24小时空调负荷分布图，并确定出当日制冷机组在供冷过程中最小供冷量控制分布图，以保证蓄冷设备随时有足够 释冷量配合制冷机组满足空调负荷的要求。 (3)负荷控制式(限制负荷式) 简单地说负荷控制式就是在电力负荷不足的时段，对制冷机组的供冷量加以限制的一种控制方法，通常这种方法是受电力负荷限制时才采用，超过制冷机组供冷量的负荷可由蓄冷设备负责。例如某城市电力负荷高峰时段(上午8:00-11:00)，禁止制冷机运行。 (4)均衡负荷式 均衡负荷法是指在部分蓄冷系统中，制冷机组在设计日24小时内基本上全部满负荷运行;在夜间满载蓄冷，白天当制冷机组产冷量大于空调冷负荷时，将满足冷负荷所剩余的冷量(用冰的形式)贮存起来;当空调冷负荷大于制冷机组的制冷量时，不足的部分由蓄冷设备(融冰)来完成。这种方式系统的初期投资最小，制冷机组的利用率最高，但设计日空调负荷高峰时段与当地电力负荷高峰时段是否相同时，即是否与当地电力电价低谷时段相重叠，如不重合，则系统的运行费用较高。 2、自动控制 蓄冷系统的控制，除了保证蓄冷和供冷模式的转换以及空调供水或回水温度控制以外，主要应解决制冷机组与蓄冷设备之间供冷负荷分配问题，特别是在部分负荷时，应保证尽可能地将蓄冷设备的冷量释放完，即可采用融冰优先式运行策略，甚至可采用全蓄冷运行，即白天制冷机组停开，空调负荷全部由蓄冷设备满足。而在设计日空调负荷时，应采用制冷机组优先式运行策略，以保证逐时空调负荷要求。随着计算机 技术的飞速发展，目前蓄冷系统的自动控制系统大多采用以计算机及其软件等组成的直接数字控制器与电子传感器及执行机构相结合的直接数字控制(DDC)系统。 制冷机组的蓄冷量是定量的输出，而蓄冷设备的释冷是总量的输出。如两者为串联时，控制系统较为简单，供水(卤水)温度易保持恒定;而对于并联系统，供水(卤水)温度控制较难，特别是在释冷融冰后期，蓄冷设备的出口温度在逐渐升高，与制冷机组出口温度相比很难保持恒定不变。 为了使每天蓄冷设备冷量充分释放，保持较为恒定的供水(卤水)温度，满足设计日空调负荷要求，通常利用计算机作为蓄冷系统的监控设备，并利用系统中设置的流量计、温度计反馈的信号，逐时监视蓄冷设备的内部状况，并通过计算机对空调系统负荷的预测，来制定蓄冷系统的运行策略，是制冷机组优先式还是蓄冷设备优先式。 五、设计日24小时蓄冷系统负荷分配表 主要包括根据制定出的蓄冷系统运行策略，在一个蓄冷周期设计日空调负荷分布图的基础上，制出逐时制冷机组(和基载机组)的运行制冷量表(图)，蓄冷设备逐时蓄冷释冷表(曲线图)。另外还可根据当地全年运行空调的几个月的气象资料，绘制出一年蓄冷系统的运行表(曲线图)，并以此作为经济分析的基础。 表3-6是某建筑物典型设计日蓄冷系统逐时负荷分配表。在该表中列出建筑物设计日逐时空调冷负荷。当地电价政策为:上午8:00-11:00(3个小时)和晚上(18:00-20:00)为电力高峰时，制冷空调机组停开，所需空调负荷全部由蓄冷设备提供。故可算出制冷机组、基载机组、蓄冷设备容量及逐时制冷机组的运行工况制冷量，以及逐时蓄冷设备的释冷量。本系统的运行策略为负荷控制式。 若系统运行策略为制冷机组优先式，设计日空调冷负荷与表3-6相同，则制冷机组、基载机组、蓄冷设备容量及逐时制冷机组的运行工况和制冷量，以及逐时蓄冷设备的释冷量，详见表3-7。与表3-6相比，两面者的基载机组产冷量相同，而表3-6中双工况制冷机组的容量，蓄冷设备，单位时间蓄冷设备的释冷量均较表3-7大，即初期投资较大。但表3-6中制冷机组，基载机组在电力高峰期(高电价)均停开，故系统的运行费用较低，此系统对于消减电力尖峰负荷是最为有效。 000由表3-6(或表3-7)很容易选出制冷机组和基载机组在其工况(5.5-10.5C，7C-12C)下的额定容量，然而，对于蓄冷设备的容量是没有标准的额定工况。 例如:额定功率为100冷吨(350kw)的制冷机组，在某一温度和流量下能提供100冷吨(350kw)的冷量。如果蒸发温度、冷凝温度或流量与额定工况不同，其实际容量将与额定容量不同，相差一个系数。对于大多的常规空调系统而言，制冷机组的实际容量与额定容量相差不大。而对于蓄冷设备，却没有标准的工况，来确定额定容量，因为很难找到一个稳定的、持续的运行状态点，因此就很难用几个标准的参数来表明蓄冷设备的性能。虽然很多厂家的产品都有其额定容量，但它们的定义方法确有很大差别。例如，有的冰蓄 00冷产品厂商用额定容量仅指冰融化时的潜热，而另一个厂商则定义蓄冷设备在出口温度升至45F(7.2C)时，所能释放的总冷量为额定容量。很显然，不能用额定容量(功率)来直接比较这两家的产品。 同样，这些额定容量也不能用来确定从蓄冷设备中能获得的净可利用冷量。净可利用冷量会随释冷温度、释冷率、释冷时间的长短以及空调负荷曲线的不同而发生变化。为了确定一给定蓄冷设备的净可利用冷量，必须在某一特定负荷条件及运行工况下进行评价。系统不能根据额定容量准确地选型。 表3-6 设计日24小时设备负荷分配 表 单位:RT 双工况制冷双工况制冷蓄冷设备 时间 冷负荷 基载机组 融冰供冷 机组供冷 机组制冰 冷损失 1:00~2:00 800 800 0 0 -1730 10.5 2:00~3:00 800 800 0 0 -1730 10.5 3:00~4:00 800 800 0 0 -1730 10.5 4:00~5:00 800 800 0 0 -1730 10.5 5:00~6:00 800 800 0 0 -1730 10.5 6:00~7:00 800 800 0 0 -537 10.5 7:00~8:00 1696 800 896 0 0 10.5 8:00~9:00 1973 0 0 1973 0 10.5 9:00~10:00 2320 0 0 2320 0 10.5 10:00~11:00 2770 0 0 2770 0 10.5 11:00~12:00 2908 800 2108 0 0 10.5 12:00~13:00 2977 800 2177 0 0 10.5 13:00~14:00 3081 800 2281 0 0 10.5 14:00~15:00 3289 800 2489 0 0 10.5 15:00~16:00 3393 800 2593 0 0 10.5 16:00~17:00 3462 800 2662 0 0 10.5 17:00~18:00 3427 800 2627 0 0 10.5 18:00~19:00 3047 0 0 3047 0 10.5 19:00~20:00 2285 0 0 2285 0 10.5 20:00~21:00 1558 800 758 0 0 10.5 21:00~22:00 1350 800 550 0 0 10.5 22:00~23:00 1148 800 348 0 0 10.5 23:00~24:00 800 800 0 0 -1730 10.5 24:00~1:00 800 800 0 0 -1730 10.5 合计 47084 15200 19489 12395 -12647 252 表3-7 设计日24小时设备负荷分配 表 单位:RT 双工况制冷双工况制冷蓄冷设备 时间 冷负荷 基载机组 融冰供冷 机组供冷 机组制冰 冷损失 1:00~2:00 800 800 0 0 -990 6.25 2:00~3:00 800 800 0 0 -990 6.25 3:00~4:00 800 800 0 0 -990 6.25 4:00~5:00 800 800 0 0 -990 6.25 5:00~6:00 800 800 0 0 -990 6.25 6:00~7:00 800 800 0 0 -604 6.25 7:00~8:00 1696 800 896 0 0 6.25 8:00~9:00 1973 800 1173 0 0 6.25 9:00~10:00 2320 800 1520 0 0 6.25 10:00~11:00 2770 800 1530 440 0 6.25 11:00~12:00 2908 800 1530 578 0 6.25 12:00~13:00 2977 800 1530 647 0 6.25 13:00~14:00 3081 800 1530 751 0 6.25 14:00~15:00 3289 800 1530 959 0 6.25 15:00~16:00 3393 800 1530 1063 0 6.25 16:00~17:00 3462 800 1530 1132 0 6.25 17:00~18:00 3427 800 1530 1097 0 6.25 18:00~19:00 3047 800 1530 717 0 6.25 19:00~20:00 2285 800 1485 0 0 6.25 20:00~21:00 1558 800 758 0 0 6.25 21:00~22:00 1350 800 550 0 0 6.25 22:00~23:00 1148 800 348 0 0 6.25 23:00~24:00 800 800 0 0 -990 6.25 24:00~1:00 800 800 0 0 -990 6.25 合计 47084 19200 20500 7384 -7534 150 第五讲 水蓄冷空调系统 一、简述 以水作为蓄冷介质的水蓄冷系统是蓄冷空调系统重要方式之一，也是能源利用，开源节流的又一种形式。 日本是一个多地震且用地紧张的国家，许多建筑物的地下基础部分采用了双层板状结构，以此增加建筑的抗震能力，而对需空调用冷的建筑可充分利用这一地下空间，将其平面分成多个隔间作为水蓄冷装置，从而发展形成串连混合型水蓄冷空调系统。 在美国等一些国家多数采用垂直分层型水蓄冷装置，属于独立的结构设施，建于建筑物外的场所，也可根据具体条件与建筑物结构设计相结合设于其地下，或利用其管竖井，楼梯间等闲置空间。 蓄冷水区域供冷被逐渐普遍采用的主要原因在于它的技术优势，同时，在初投资或在运行费用上亦有它的经济优势。它的适应性亦很广，可用于不同大小，不同类型的区域供冷系统中，国外一些市区能源公司的水蓄冷区域供冷系统的平均蓄能量都超过了50000冷吨小时，对于相对较小的系统，平均蓄能量亦在9000至21000冷吨小时。 水蓄冷系统更适宜用于纬度适中的采用热泵系统的地区，可设计成作为冬季蓄热、夏季蓄冷的用途这种情况可提高水槽的利用率，它的经济性更好。 我国曾经在一些体育馆建筑采用水蓄冷空调系统，由于受常规空调进水温度为7?,出水温度为12?束缚,载冷体工作温升仅5?,致使贮冷水池体积庞大,其占地面积、造价和蓄冷过程中的冷损失都相应增大，难以普及。最近几年我国某些单位和个人，对水蓄冷空调系统作了大量探索和研究，通过一些工程，拓展 33载冷体工作温差达8~10?,甚至更大,使蓄冷密度由原来的5000大卡/m提高到10000大卡/m或更大.由此使贮冷槽容积大大减少,工程造价、传热损耗乃至载冷体输送功耗亦随之减小，则有其推广使用的价值。 下面介绍几个实例数据(如表5-1)，供参考。 表5-1 次 序 1 2 3 4 名 称 广东新北江制药厂 东莞生化制药公司 湖南洞庭药厂 北京同仁堂药厂 投产日期 92年5月 95年5月 97年6月 97年7月 3333 有效容积 1083m 750 m 800m 地下储槽364m 总 投 资 53.5万元 43万元 45万元 28万元 工艺用冷 18400办公楼及厂房空调厂房空调用冷97503用途蓄冷密度 空调用冷13000大卡/m 333大卡/m 10000大卡/m 大卡/m 调荷冷量 2000万大卡 750万大卡 980万大卡 456万大卡 储槽效率 η=99.2, η=98.8, η=98.8, η=97, 冷量释放系数 FOM=98.5, FOM=98.1, FOM=98.1, FOM=93, 次 序 1 2 3 4 该厂单班制，原需加装冷水实现完全避峰制冷,削减将峰期用电210KW全 机60万大卡/时，变压器增峰期用电306KW,并将部部转移至下半夜制冷用实现完全避锋制冷,容400KVA，采用储槽夜制分平期用电转移至低谷电与车间用电错开，节并将部分平期负荷转专用，免除扩建增容，节省期,变压器安装容量减少省电力增容费及贴费效 益 移至下半夜。削减峰投资86.2万元,减少高峰用320KVA。节省供电设施100万元，盛夏期间每荷354KW。增加低谷电387KW,减少高峰用电及增容费26.5万元年节个工作日增加低谷电量用电495KW。 387KW,增加低谷及非峰非省基本电费及有功电费1680KWH，每年节省电 谷期用电184KW 共28.7万元 费4.56万元 93年通过省级鉴定，获东莞市96年度科技进步备 注 获得94年度广东省 奖 科技进步奖 2 目前我国正在设计和建造用於多层大楼空调的工程有:福建省莆田市邮电大楼，25000m，23层，贮冷 323水槽1800m;湖南湘潭国际金融大厦，41000m，33层，贮冷水槽3800m;北京燕京啤酒厂办公楼，33000m2， 3贮冷水罐2000m，罐直径16米，侧壁高10.5米。 另外，有一些工程是利用消防水池来兼作贮冷水池，与原有冷水机组配合使用，不需增加冷水机组，而增加了供冷负荷，同时电力增容也不需增加。 在蓄冷技术应用中，水蓄冷技术的应用比较广泛。概括地讲，水蓄冷技术具有以下特点: 1、可以使用常规的冷水机组，也可以使用吸收式制冷机组，并使其在经济状态下运行。 2、适用于常规供冷系统的扩容和改造，可以通过不增加制冷机组容量而达到增加供冷容量的目的。 3、可以利用消防水池、原有的蓄水设施或建筑物地下室等作为蓄冷容器来降低初投资。 4、可以实现蓄热和蓄冷的双重用途。 5、技术要求低，维修方便，无需特殊的技术培训。 6、水蓄冷系统是一种较为经济的储存大量冷量的方式。蓄冷罐体积越大，单位蓄冷量的投资越低。当 3蓄冷量大于7000KW.H(602万大卡)或蓄冷容积大于760m时，水蓄冷是最为经济的。 二、水蓄冷的方法 为了提高蓄冷罐的蓄冷能力并满足供冷时的负荷要求，提高水蓄冷系统蓄冷效率，应当维持尽可能大的蓄冷温差并防止储存冷水与回流热水的混合，为实现这一目的，研究者们进行了很多有益的尝试，概括起来主要有四种方式:自然分层蓄冷、多罐式蓄冷、迷宫式蓄冷和隔膜式蓄冷。 自然分层蓄冷是一种结构简单、蓄冷效率较高、经济效益较好的蓄冷方法，目前应用得较为广泛。 水的密度与其温度密切相关，在水温大于4?时,温度升高密度减小,而在0~4?范围内，温度升高密度增大，3.98?时水的密度最大。自然分层蓄冷就是依靠密度大的水自然会聚集在蓄冷罐的下部,形成高密度水层的趋势进行的,在分层蓄冷中使温度为4~6?的冷水聚集在蓄冷罐的下部,而10~18?的热水自然地聚集在蓄冷罐的上部,来实现冷热水的自然分层。 自然分层水蓄冷罐的结构形式如图5-1所示，在蓄冷罐中设置了上下两个均匀分配水流散流器，为了实现自然分层的目的，要求在蓄冷和释冷过程中，热水始终是从上部散流器流入或流出，而冷水是从下部散流器流入或流出，应尽可能形成分层水的上下平移运动。 在自然分层水蓄冷罐中，斜温层是一个影响冷热分层和蓄冷罐蓄冷效果的重要因素,它是由于冷热水间自然的导热作用而形成的一个冷热温度过渡层，如图5-2所示，它会由于通过该水层的导热、水与蓄冷罐壁面和沿罐壁的导热，并随着储存时间的延长而增厚，从而减少实际可用蓄冷水的体积，减少可用蓄冷量，明确而稳定的斜温层能防止蓄冷罐下部冷水与上部热水的混合，蓄冷罐储存期内斜温层变化是衡量蓄冷罐蓄冷效果的主要考察指标。一般希望斜温层厚度在0.3-1.0m之间.为了防止水的流入和流出对储存冷水的影响,在自然分层水蓄冷罐中采用的散流器应使水流以较小的流速均匀地流入蓄冷罐,以减少对蓄冷罐水的扰动和对斜温层的破坏.因此,分配水流的散流器也是影响斜温层厚度变化的重要因素. 在自然分层水蓄冷罐蓄冷循环中,冷水机组送来的冷水由下部散流器进入蓄冷罐,而热水则从上部散流器流出,进入冷水机组降温。随着冷水体积的增加，斜温层将被向上推移，而罐中总水量保持不变，在释冷循环中，水流动方向相反，冷水由下部散流器送至负荷，而回流热水则从上部散流器进入蓄冷罐。其流程见图5-3。 上述开式流程在空调水蓄冷系统中应用较为普遍，主要特点是采用直接向用户供冷，具有系统简单、一次投资低、温度梯度损失小等优点，但由于该系统的制冷及供冷回路均为开式流程，存在如下的问题: (1)水蓄冷贮槽与大气相通，水质易受环境污染，水中含氧量高，且易生长菌藻类植物。为防止系统管路、设施的腐蚀及有机物的繁殖，故需设置相应的水处理装置。 (2)整个水蓄冷贮槽为常压运行，其制冷及供冷回路应考虑防止虹吸、倒空而引起运行工况破坏，故应在两个回路设计中采取相应的必要措施。 (3)制冷及供冷回路中，至水蓄冷贮槽的回水管均处泄压状态，无法利用静压，致使水泵扬程提高，能耗相对要高。 大温差水蓄冷应用实例简介 广东新北江制药厂的主导产品盐霉素及妥布霉素以黄豆粉、豆油、葡萄糖等为原料，产品从其发酵产物中萃取，发酵需在特定温度下进行，发酵生成热由10?的冷冻水吸收,发酵罐的出水温度为28.6?,送回机房经冷水机组降组降温后再循环使用.正常生产时,耗冷的冷冻水量时有起伏,平均约 444500×10KJ/h(120×10kcal/h)。该厂配备了容量各为96×10大卡/时(空调工况)的螺杆压缩式冷水机组三名，正常生产时开机两台，一台备用。 采用大温差水蓄冷是利用已有制冷设备，不增添制冷机和水泵。计算表明，采用三级叠置串联，逐级降温，由于提高了首级及次级的出水温度，蒸发压力及产冷量随之大幅度上升，只要在下半夜电网，低谷期(23时至次日7时)三机全部满载运转，所生产的冷量足够全天使用。使用贮冷装置后，其系统组成如图5-4 1、调荷效能:每日削峰电量5360KWH; 2、冷冻水贮存期，有效冷量损耗率不大于0.8,; 3、节约用电不低于536KWH/每日，节电率不低于10,; 除开式流程外，还有开闭式混合流程，可根据用户的不同特点有以下三种组合形式: (1)供冷回路与用户采用间接连接的流程;(2)高层供冷采用闭式回路，低层采用开式回路之流程;(3)闭式制冷回路与开发辅助蓄冷回路结合之流程。 自然分层水蓄冷罐的蓄冷能力随储存冷水和负荷回流热水间的温差的增大而增加，温差越大，越有利于水的分层，大的温差也减少了通过蓄冷罐的水流量，进一步提高分层效果。 采用分层方法也可以形成蓄冷罐组的形式，称之为隔板式分层蓄冷，如图5-5所示，这种方法多用于建筑物地下室作为蓄冷罐的形式。将一个大蓄水槽用隔板分隔成几个相互连通的分格，形成蓄冷罐串联的形式。蓄冷时，冷水从右边第一个蓄冷罐的底部入口进入罐中，顶部溢流的热水送至第二个罐的论著部入口。依此类推，最终所有的蓄冷罐中均为冷水。释冷时，回流热水由左边蓄冷罐下部进入，由隔板导流从上部进入蓄冷罐，冷水则从右边蓄冷罐上部流出供冷。图5-5中仅示出蓄冷时的水流方向。隔板与罐底间的空隙和与水面的空隙起到散流器的作用，h就是进口高度(h的确定方法参考有关书刊)。在隔板的作用下，所有的罐中均为热水在上、冷水在下，可以利用水温不同产生密度差来防止冷热水混合的作用。为了减少“死水区”，溢流水口应尽可能布置靠近底部或顶部。 三、水蓄冷罐的性能 设计良好的水蓄冷罐应当保证经冷水机组冷却降温的水既不和罐内热水发生混合，也不与罐体进行换热。但在实际运行时，这两者都存在。因此，通过对蓄冷罐进行试验研究以考察其蓄冷和释冷特性，对评价水蓄冷系统是十分重要的。 (1)水蓄冷罐的蓄冷和释冷特性 水蓄冷罐的蓄冷和释冷特性可以通过对实际蓄冷罐(或模化试验蓄冷罐)进行的性能测试来确定。这里只考察自然分层蓄冷罐的蓄冷、释冷特性，对于多罐/空罐和隔膜式蓄冷罐的蓄冷和释冷性能可查阅其它有关文献。 一般情况下，在对水蓄冷罐进行蓄冷时，最佳的蓄冷温度应在4?因为低于4?,水特有的密度转折特性会产生向上的浮力,引起不希望的混合.无论蓄冷还是释冷,都应尽量保持水的进出是在恒温条件下进行,避免在散流器处产生引起浮力流的密度差. 在自然分层水蓄冷罐中,水流入的速度要相当小,以减少与罐内流体的混合.实际上,由于不可避免的导热和混合,储存水温度会升高0.5-1?。运行过程中，要求蓄冷时将斜温层全部更换，以保证每个蓄冷，释冷循环后，上一循环产生的斜温层不会影响下一循环。 通过对大型蓄冷系统进行试验考察可知，典型的蓄冷罐蓄冷和释冷过程水温度变化情况如图5-6所示，纵坐标为温度，横坐标为蓄水量的体积百分比。A、C曲线分别为释冷过程时蓄冷罐的回水和出水温度特性曲线;B、D曲线分别为蓄冷过程时蓄冷罐出水和进水温度特性曲线。 从图5-6中可以看出，在释冷过程中，当斜温层开始被下部散流器抽出，释冷过程将近结束时，水温会迅速升高。当升高至一定程度时，供冷温度无法满足负荷要求，与此同时，回流热水也因供冷水温度的升高而上升。此时应考虑停止供冷(参照C曲线)。这也确定了蓄冷罐可利用蓄冷量的大小，体积百分比一般在90,左右.释冷过程中,供冷水(储存水)温度升高的程度取决于蓄冷罐内斜温层的质量,它直接与散流器的设计和罐内及罐壁的传热有关. 在蓄冷过程中，当斜温层上升至上部散流器时，从上部散流器出口流出水的温度会逐渐下降，当斜温层快被抽完时，下降得更快。 (2)完善度 在考察蓄热系统性能时，一般均采用蓄热效率的概念，即在一个蓄热、放热循环中，从蓄热罐移走的能量与移入蓄热罐的能量之比，主要衡量系统循环中的能量损失(如由罐壁导热的损失等)。具体计算方法可见有关参考文献。 在水蓄冷系统中，由于不可避免的冷热水混合和通过斜温层的导热会使可用蓄冷量减少，因此为考察水蓄冷系统蓄冷罐的性能，Tran引用了完善度(Figure of Merit,FOM)的概念，它考虑了实际上由于斜温层热传导和混合造成的可用储存冷量的损失，其定义为可从蓄冷罐移走的冷量(实际可用蓄冷量)与理论可用蓄冷量之比，图5-7说明了完善度的概念， 即 完善度=面积A/(面积A+面积B) 面积A相应于释冷过程中从蓄冷罐移走的总冷量，(面积A+面积B)相应于根据蓄冷过程入口温度和释冷过程中回水温度得到的理论可用总冷量。 设计良好的自然争层水蓄冷罐和水分配散流器，其完善度可达90,,甚至更高的水平,在设计过程中,对蓄冷罐最可靠的估计可以从对实际类似几何形状蓄冷罐进行的试验研究或模化试验中得到。在无参考数据时,进行蓄冷罐设计计算可以取其为85,~90,。 四、蓄冷罐蓄冷量的确定 无论采用何种方法，对于在具有一定体积的蓄冷罐内进行水蓄冷，蓄冷罐实际可用蓄冷量均可采用下式进行计算: Q=ρVC?tFOM? stρv 其中: Q--蓄冷罐内的可用蓄冷量, KJ; st 3 ρ--蓄冷水的密度，一般取1000kg/m; C--水的定压比热，取4.187kj/(kg.k); ρ 3 V--蓄冷罐的实际体积，m; ?t--释冷时回水温度与蓄冷时进水温度之间的温差，K ; FOM--蓄冷罐的完善度，考试混合和斜温层等的影响; ?--蓄冷罐的体积利用率，考虑散流器布置和蓄冷 v 五、对水蓄冷罐的基本要求 蓄冷罐是蓄冷技术应用中最主要的一个部件，为保证蓄冷罐能够达到有效储存冷量的目的。一般要求其满足下列条件: .应具有一定的结构强度,能承受容器内蓄冷介质所产生的静压力。 .应具有防水性能，不会出现泄漏。 .应具有防腐性能。 .应具有良好的保温效果。 由于自然分层水蓄冷技术应用得较为广泛，本节将详细介绍其设计过程。 六、水蓄冷罐体的设计 对水蓄冷罐的设计主要考虑的 内容 财务内部控制制度的内容财务内部控制制度的内容人员招聘与配置的内容项目成本控制的内容消防安全演练内容 包括:蓄冷罐的体积，蓄冷罐的结构形式、制造方法及其布置的位置等。 (1)蓄冷罐容量的选择 根据式(5-1)，设计水蓄冷罐的体积V可用下式确定: 这里，Qst需按照用户总冷负荷情况和系统运行选择的策略来确定(如冷负荷是全部由蓄冷来满足还是部分由蓄冷满足);设计时可选取?t=10?,如蓄冷时进水温度为5?,释冷时回流热水温度为15?。蓄冷罐的完善度FOM一般取85,-90,,蓄冷罐的体积利用率?一般取95,。 v (2)对水蓄冷罐形状的考虑 从减少蓄冷罐热损失和投资的角度讲，希望蓄冷罐的面积与体积比越小越好，尽管球状水蓄冷罐的面积与体积比最小，但分层效果不佳，必须采取措施防止由罐壁的曲面所带来的进口水流的垂直运动，故实际应用得较少。与立方体或长方体蓄冷罐相比，在同样的容量下，圆柱体的面积体积比要小，故比较适合自然分层的水蓄冷罐的结构形状为直立的平底圆柱体。由于立方体和长方体形状的水蓄冷罐建造方便，而且可以与建筑物结构结合在一起，从而节省基建投资，所以得到较广泛的应用。 圆柱型蓄冷罐的高度直径比是设计时需要考虑的形状参数，一般通过技术经济比较来确定。斜温层的厚度与蓄冷罐的尺寸参数无关，提高高度直径比能够降低斜温层在蓄冷罐中所占的份额。有利于提高蓄冷的效率，但这却又限制了散流器的长度，给散流器的设计带来一定的难度。 (3)对安装位置、材料和结构的考虑 由于水蓄冷采用的是显热储存，蓄冷罐的体积较用于相变蓄冷的蓄冷罐要大得多，因此安装位置的选择是蓄冷罐设计时考虑的重要因素，如空间有限，可布置在地下或半地下，对于新建项目，实现蓄冷罐与建筑物结构的一体化能降低投资，从节约系统投资和减少冷损失考虑，蓄冷罐的位置应尽量靠近制冷设备所处的地方。 常用的蓄冷罐可以是焊接钢罐、装配式预应力混凝土凝土罐或现场浇筑混凝土罐。钢罐材料的高导热系数会影响蓄冷效率，对于体积较小的蓄冷罐，这种影响较明显，混凝土罐的绝热性能较好，地下布置的可能性和当地的特定条件。 (4)对蓄冷罐保温的考虑 对蓄冷罐进行保温是提高其蓄冷能力的重要措施。在进行保温设计时要考虑蓄冷罐底部、罐壁的绝热。如果由底部传入的热量大于从侧壁导入的热量，则可能形成水温分布的逆转从而诱发对流，破坏分层效果。对于露天布置的蓄冷罐，在保温层外还需覆盖防潮层、防护层。为减少太阳辐射作用，在防护层外还需施加带有反射效果的涂层。 在进行罐壁的保温层厚度的计算时，可取罐内水温为4?,并要求保温层表面温度不低于空气的露点。 由于篇幅有限，关于散流器的设计和其他水蓄冷方法，如多罐式蓄冷，迷宫式蓄冷和隔膜蓄冷，请参阅其他书刊。 1.徐威 全周布水式冷冻水蓄冷装置的研究,1993年广东暖通年会论文集。 2.徐威 外壁全周配水自然分层蓄冷调荷装置的研究,制冷,1993,4期。 3.徐威 徐绚明 大温差调荷的研究与实践,中国冷冻空调杂志,1998,4月。 4.杨伟成 关于提高蓄冷水池有效利用率问题,暖通空调,1991(5)。 5.杨伟杨 空调工程的蓄冷水池技术应用,暖通空调,1993(1)。 6.严德隆 张维君 主编,空调蓄冷应用技术,中国建筑工业出版社,1997。 7.胡兴邦 朱华 叶水泉 冯踏青 编著,储冷空调系统原理、工程设计及应用,浙江大学出版社,1997。 8.华泽钊 刘道平 吴兆琳 邬志敏 编著,蓄冷技术及其在空调工程中的应用,科学出版社,1997。 9.方贵银 编著,蓄冷空调工程实用新技术,人民邮局出版社,2000。 10.蓄热式空调システム 基础と应用,日本空气调和。卫生工学会，1995.10。 11.蓄热式空调システムの 计画.设计マニュヱル(改订版),日本工业出版,1997.5。