0         引言

冰蓄冷技术是利用峰谷电价的差别将用电高峰时的空调负荷转移到电价较为便宜的夜间从而节约运行费用，缓解目前“电力不足、电量有余“的状况。但是，传统的冰蓄冷空调系统只能节省运行费用而不节能，从能量利用角度来看，实际上是一种耗能系统。要想冰蓄冷技术真正得到推广，首先要实行峰谷电价政策，继续拉大峰谷电价差。其次，解决冰蓄冷系统较常规系统的能量损耗和减少增加的初投资问题。下面从冰蓄冷系统中冰的制备、系统辅助设备、与冰蓄冷相结合的空调系统、系统控制等方面对冰蓄冷系统节能进行分析研究。

1        再冷式制冰

传统的冰蓄冷系统可节约运行费用但不节能，但这主要是制冰运行期间为了得到0℃的冰，制冷机的蒸发温度往往需要降低至-8℃，从而造成夜间蓄冷过程中制冷机运行的性能系数（COP）仅是白天的60%～70%，造成了能源的浪费。
　　冰蓄冷的制冰方式主要分为静态制冰和动态制冰，静态制冰法系统简单，现已成为应用中的主流。然而，静态制冰法也存在着由于冰层厚度的增加使热阻增大，导致制冷机的性能系统（COP）降低的缺点。为了克服这个缺点，产生了制冰法中的收获（harvest）制冰法。收获制冰法利用热量使一定厚度的冰脱落从而减小冰层厚度。
　　收获制冰法有两个阶段：制冰阶段，采用的方法有水从冷却表面流下和冷却表面浸在水中；脱冰阶段，有机械剥离法和热融解剥离法。但收获制冰法也存在剥离能耗较大的缺点，而再冷式蓄冷系统利用了新型的冰层剥离法--再冷器剥离法，减少了剥离能耗，较传统收获制冰法的效率有较大的提高。
    图1为再冷式制冰的原理图，与传统冰蓄冷最大的差别是在冷凝器和膨胀阀之间加了再冷器，再冷器剥离法利用冷凝器后较热的制冷剂将乙二醇溶液加热到0℃以上，通过泵1送入蓄冰槽后将冰融化并使之脱离。再冷式冰蓄冷系统有四种运行工况，其运行原理如表1所示：

表1

再冷式蓄冰式系统蓄冰槽制冰、脱冰两种工况下的切换是在制冷机制冷循环没有变化的条件下得到的，因此可以避免制冷机制冷/热泵循环转换时所带来的损失及对制冷机寿命的影响。

图2所示T-s图表示制冷系统的循环过程。在没有再冷器的制冷循环中，2-3为压缩过程、3-5为冷凝过程、6-8为节流过程、8-2为蒸发过程。当使用再冷器进行制冷循环时，设制冷剂通过再冷器从6点冷却到7点，那么节流过程就由6-8变为7-9了，而蒸发过程则由8-2变为9-2。需要说明的是，图中6-7下阴影所示的Q₁与9-8下的Q₂面积相同（即Q₁=Q₂），即用于冷却再冷器的那部分冷量通过蒸发器再度变为冷量而并没有损失。显然由于减少了制冷机的节流损失而提高了制冷机效率。
    通过大量的实验研究表明：与传统蓄冰系统相比再冷式蓄冰系统可减少运行能耗。它的优势在于制冰介质上的冰达到一定厚度后就会脱离，而使制冰介质上的冰不会增加到较大的厚度而减少冰层热阻对蓄冰的影响。同时比起传统的动态蓄冰系统，它在融冰时没有消耗掉任何的能量，这样就为减少运行能耗打下了良好的基础。再冷式系统中制冷机夜间的COP提高7%左右，再加上采用良好的取冷方案COP提高的7%，再冷式系统可有效地提高COP14%左右，从而达到良好的节能效果。虽然这种蓄冰系统复杂一些，初投资高于传统的冰蓄冷系统，但从节能的角度分析，仍具有研究价值。

2        冰蓄冷与低温送风相结合

冰蓄冷空调系统由于增加了蓄冰装置而增加了初投资，使的冰蓄冷在推广过程中遇到阻力。但是冰蓄冷系统制出的都是低温冷冻水。因此，只要充分利用这一低温冷冻水的优势，便可弥补因设置冰蓄冷而增加的初投资。在常规全空气空调系统中，送风温差一般控制在8～10℃送风温度在15～18℃范围，如果系统有再热，则盘管出口空气温度可低到12℃左右；而在冰蓄冷系统中，利用低温冷冻水，可将盘管出口空气温度降到4～6℃，送风温差可达20℃左右，形成所谓“低温送风系统”。根据ASHRAE标准90-75规定，空气输送的能耗可用空气输送系数ATF(Air Transport Factor)来评价，ATF为室内除去显热量与送回风风机电动机输入能量的比值，与送风温差成正比。

低温送风系统一次风的处理温度低，因此送风含湿量也低，可使室内相对湿度维持在39%～45%左右，根据ASHRAE标准55—1981，干球湿度26℃，相对湿度33%的室内参数与常规空调24℃，50%相对湿度有同样的舒适感。就是说，在低温送风空调设计中可降室内干球温度提高1℃～2℃，达到节能效果。

由于送风温差增大，所以送风量可以相应减少，风机动力大幅度下降。同时，盘管和风道截面尺寸可大大减少，从而减少了初投资。相应也可减少占用的建筑面积，提高建筑物利用率。对于冷水侧而言，供回水温差，可由5℃扩大到10℃。供水温度一般控制在12℃ ，从而供回水量可相应减少，配管尺寸，水泵能耗均可减小。诚然，由于送风温度低，会增加风机风道温升和风道热损失，但由于送风量减少，所以，实际的风道热损失仍比常规系统小。达到节能效果。

3       优化控制

     冰蓄冷系统可以分为全负荷冰蓄冷系统和部分负荷冰蓄冷系统。全负荷冰蓄冷系统是在供冷时不使用冷冻机，只依靠蓄冰罐融冰来满足冷负荷需求。这种系统要求的蓄冰罐和冷冻机容量都比较大，一般用于体育馆、影剧院等负荷大、持续时间短的场所。对于一般商业建筑，一般采用部分负荷冰蓄冷系统。部分负荷冰蓄冷系统的控制就是要解决冷负荷在冷机和冰罐之间的分配问题。常见的控制策略有冷机优先、蓄冰罐优先和优化控制。

冷机优先的策略是尽量让冷冻机满负荷负荷运行。如果冷负荷小于冷冻机制冷能力则蓄冰罐不融冰供冷，完全依靠冷冻机负担冷负荷。如果冷负荷超过了冷冻机制冷能力，则在冷冻机满负荷的情况下，依靠冰罐融冰来负担不足的部分。冷机优先的控制策略工程实现简单，运行可靠，但这种控制策略在冷负荷较小时，冰罐使用率极低，不能有效地削减电负荷高峰和降低用户电费。蓄冰罐优先的策略是尽可能地利用蓄冰罐融冰来负担冷负荷。当冰罐不能完全负担时，依靠冷冻机负担不足的部分。这种策略能最大限度地利用蓄冰罐。但因为要保证冷源能负担每天的峰值冷负荷，蓄冰罐不能融冰太快，所以需要对负荷进行预测以决定各时刻的最大融冰量。因此，冰罐优先的控制策略实现起来较为复杂。而且在我国电价结构下并非最经济的运行方式，对削减电负荷的晚高峰贡献不大。

冷机优先和蓄冰槽优先分别在设备利用率和运行费用上存在缺陷。优化控制是提出某目标函数，在一定的约束条件下，使该目标函数达到极值。为了使冰蓄冷系统最大限度地发挥作用，尽可能地减少电负荷高峰期的用电，使用户的电费最少，就需要对冰蓄冷系统进行控制策略。

假设该用户k时刻的负荷为 q_k，其中冷机负担q_ik，冷冻机出力q_rk的费用为R（q_rk），蓄冰罐出力q_ik的费用为I（q_ik）。全天的运行费M为
        
　　优化的目标是使M最小。
　　优化的结果是：
         

　　其中：q_rkmax为冷冻机k时刻的最大制冷能力；
　　　　　q_ikmax为蓄冰罐k时刻的最大融冰供冷能力
　　这里需要注意的是：蓄冰罐最大融冰供冷能力与蓄冰罐中剩余的冰量有关，也就是与蓄冰罐以前的融冰量有关。按蓄冰罐、冷冻机性能给出具体的约束条件，按电价结构、用户负荷、系统性能给出具体目标函数后，可以使用最优化方法求解该问题，得以的结果是各时刻冷冻机和蓄冰罐分别负担的冷负荷q_rk、q_ik。

4   辅助装置节能
    目前冰蓄冷空调系统的研究主要集中在制冷机和蓄冰槽的选择以及系统制冷量和蓄冰量的校准方法上，对于辅助设备的研究较少。而对于冰蓄冷的节能问题主要集中在提高制冷机制冰时的COP，很少通过改进制冷系统的辅助设备达到节能目的。实际上冰蓄冷冷站侧的运行能耗主要有制冷机和泵的能耗组成，其中，泵的能耗约占总能耗的10%—20%，通过系统的优化设计可以明显降低泵的能耗。下面对并联系统和串联系统泵的能耗进行一些分析。

   图3为串联系统流程图，由图可以看出，系统在制冷机和蓄冰槽联合供冷的工况下，系 统阻力最大，属于最不利工况，由此工况来确定泵的扬程。由于控制系统随着冷负荷的变化而逐时调节的作用，蓄冰槽内部阻力也要发生相应的变化，导致系统的运行阻力和流量也逐时变化。通常情况下，系统流量大于设计流量造成能耗的增加。由于普通形式下串联系统的流量和阻力在不同的模式下变化教大而造成泵的功耗增加。因而可以考虑增加泵的台数，在管路上串联制冷机泵和负荷泵，由制冷机泵承担制冷机和蓄冰槽的阻力，由于泵的台数增加，型号变小，当工作状态表化时，泵的工作状态表化相对较小，在蓄冷工况下还可以关闭负荷泵，这样可以节省泵的能耗。在实际运行过程中，串联冰蓄冷的流量一般要大于制冷机的额定流量，增加了制冷机的运行阻力，可以采取增加制冷机旁通阀，则会减少系统阻力，降低泵的无效能耗，达到节能效果。

图4为盘管式蓄冰槽的并联系统图，由图可以看出，在不同工况下，当所需负荷发生变化时，就要调节阀门，改变通过蓄冰槽的流量，此时，如果采用变频泵，则大大减少系统阻力，减少了泵的损耗。

    在系统设计中，泵的能耗最大的是采用冰盘管蓄冰槽的单泵的串联系统；采用制冷机旁通阀的系统较没有制冷机旁通阀的系统节能9.5%，但增加投资较少，因此制冷机旁通也是一种经济实用的节能方法；采用串联泵的串联系统有较好的节能效果，节能28.7%；采用变频泵可以大大减少泵的能耗，其中单泵串联系统采用变频后节能49.8%，并联系统的负荷泵变频后节能32.3%。

5         总结

冰蓄冷的节能手段很多，除了上述四种节能之外，还有通过加强管道的保温等措施。但是节能目的达到不是通过节能方法的简单堆积，而是要根据实际工程的具体情况，采取相应的节能措施。使冰蓄冷在节省运行费用的同时也节能。