摘要：介绍了再冷式冰蓄冷系统的运行原理，利用模拟计算的方法对影响再冷式冰蓄冷系统性能的因素进行了分析，分析结果表明该系统制冷机夜间运行的COP值比传统蓄冰系统高出约14%，可把夜间制冷机的蒸发温度提高2℃且不需要任何附加能量。
关键词：冰蓄冷 再冷器 性能系数 节能
Abstract Presents operation principles of the sub-cooled ice-storage system, analyses affecting factors of this system by use of simulation calculation. The results reveal that the COP of this system is about 14% higher than that of the conventional system, and it can raise the evaporation temperature by 2℃ at night but needs no extra energy.
Keywords ice-storage, sub-cooler, COP, energy saving
★TsinghuaUniversity, China
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。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两种。第一种是静态制冰方式，即在冷却管外或盛冰容器内结冰，冰本身处于相对静止状态。第二种是动态制冰方式，即冰相对于制冰介质是处于运动状态。
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：①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；② 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。
1 再冷式冰蓄冷系统原理
1．1 系统简图及其原理
图1为再冷式冰蓄冷系统的系统流程图。它与传统冰蓄冷系统的最大区别是在冷凝器与膨胀阀之间加装了再冷器（sub-cooler）。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。
图1系统原理简图
再冷式冰蓄冷系统有三种运行工况，其运行原理如下（以蓄冰槽1为例，其它蓄冰槽以此类推）：
①制冰工况
当制冷机制冰时，可以有以下两种运行状态：
a 全部冷量用来制冰，阀2，3，22开，阀1，4，21，23关时，蓄冰槽1制冰；
b 在制冰的同时对用户供冷，阀2，3，22，23开，阀1，4，21关时，调节阀22，23的开度改变通过板式换热器的流量，从而蓄冰槽1制冰的同时对用户供冷。
② 脱冰工况
脱冰是指利用再冷器得到的高于0℃的载冷剂，将蓄冰槽内制冰介质上的冰融化并使之脱离表面。当阀1，4开，阀2，3关闭时，蓄冰槽1脱冰，其它以此类推。
③不制冰而直接为用户供冷
阀21，23开，阀1，2，3，4，22关时，制冷机不进行制冰而直接向用户供冷。
现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。
1．2 再冷式蓄冰系统制冷循环分析
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，1-2为压缩过程、2-5为冷凝过程、5-6为节流过程、6-1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5点冷却到5′点，那么节流过程就由5-6变为5′-6′了，而蒸发过程则由6-1变为6′-1。需要说明的是，图中5-5′下阴影所示的Q2与6-6′下的Q1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的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。
图2 制冷循环图
2 再冷式冰蓄冷系统数学模型
为了对再冷式蓄冰系统和传统静态蓄冰系统进行比较，需要建立数学模型以对两种系统进行模拟分析。为突出问题本质，便于分析比较再冷式与传统式冰蓄冷系统的性能，我们以板式系统为例。
蓄冰系统由制冷机和蓄冰槽两大部分组成，下面就对这两大部分分别建立数学模型。模型中次要的因素如水泵的影响均忽略不计。
2．1 制冷机模型
为了简化上述两种蓄冰系统的能耗比较，这里只考虑蒸发器和再冷器两部分。
蒸发器的计算采用的是传热单元数法。蒸发器中的制冷剂侧大部分处于沸腾状态下，为了计算方便将其简化成为整个蒸发器均处于沸腾状态。因此效能ε=1-e-NTU, 其中NTU=KF/Cmin[1],K，F分别为传热系数和传热面积； 
，即换热器两侧流量乘以较小比热值。通过换热器交能就可以计算出其余参数。
再冷器模型也是采用传热单元数法，但它与蒸发器的模型不同之处在于它不经历相变过程。由于再冷为逆流换热：
（1）
式中
，即换热器两侧流量乘以较大比热值。
2．2 蓄冰槽模型
再冷式系统中蓄冰时有制冰和脱冰两种工况，应分别建立相应的模型。为了简化制冰模型，不考虑沿蓄冰槽内换热器方向冰层厚度的变化即取平均厚度 。板式蓄冰槽的制冰模型见图3，建立如下方程：
（2）
（3）
边界条件：t( 0)=tin , t(l)=tout
初始条件：t=0℃ ，ΔH=0，式中R主要分为三部分：第一是板内载冷剂热阻，第二是制冷板的传导热阻，第三是冰层热阻， 这三部分热阻中冰层热阻占的比重最大；tm，t分别为冰层与水相变界面的温度值和蓄冰板内载冷剂温度值；tin , tout为蓄冰槽的进出口温度值。
，ρ，cp，l，rm分别为载冷剂流量、水的密度、载冷剂的定压比热容、蓄冰槽的总长度和水的单位质量凝固热。
图3 蓄冰槽示意图
由于上述两式为微分表达式，为了计算的简便对其进行积分得到：
（4）
（5）
式中Δ
是冰层厚度的增加值。
脱冰模型依据的公式与上面两个公式非常相似，这里就不再赘述。
3 传统冰蓄冷系统热性能分析
藉上述模型进行模拟计算得到图4，5所示的结果。该系统的具体参数为蓄冰槽内板间距70mm，制冷板宽0.25m，总长500m。制冷机的制冷为R12，蒸发温度-8℃，在蓄冰刚开始时制冷量为60kW。模拟冰蓄冷系统载冷剂为乙二醇溶液，流量为10L/s。
图4 冰槽出口温度、冰层厚度与时间关系 图5 蓄冰速率与蓄冰时间关系
图4所示的蓄冰过程是在制冷机蒸发温度保持恒定在-8℃得到的。图中随着时间的增加，盘管上冰层的逐渐加厚，盘管内乙二醇溶液与管外尚未结冰的水之间传热热阻增大，蓄冷速率减慢，从而导致冰槽的乙二醇溶液出口温度逐渐降低。从图4中可以看出当蓄冰开始时蓄冰槽乙二醇溶液的出口温度为0℃，但3h和7h后，出口温度分别降低到-2.7℃-和4.1℃。
图5所示的是随着冰层厚度的增加蓄冰速率的变化。所谓蓄冰的速率是指冰层厚度。当开始时冰层厚度为0mm，5min后冰层厚度变为0.57mm，可知这时的蓄冰速率为1.62%（盘管间距为7cm），而3，7h后其值分别变为16.6mm，1.08%与32mm，0.8%。由此不难得出，蓄冰结束时的蓄冰束率仅为蓄冰开始时的50%左右。蓄冰槽速率受冰层厚度的影响很大，冰层热阻是阻碍蓄冰的主要因素之一，减小冰层厚度就可以有效地提高蓄冰速率从而提高制冷机效率。
图4，5都是在蓄冰过程中制冷机蒸发温度保持在-8℃条件下得到的。当蒸发温度不同时，冰槽满蓄耗时也不同。图6反映了蒸发温度对于蓄冰周期的影响。由图中可能看出随着蒸发温度的不断上升，冰槽蓄满所需的时间呈指数形式上升。在蒸发温度-8℃附近，若蒸发温度上升1℃，蓄冰周期就增加1h。
图6 不同蒸发温度下冰槽蓄满所用时间 图7 不同盘管间距蓄冰所需时间
以上分析是针对盘管间距为7cm的冰槽而言，在盘管间距不同时冰槽满蓄耗时也不同。在蓄冰总体积不变的条件下，不同盘管间距的冰槽满蓄耗时如图7所示。蓄冰时冰在盘管上连续形成，冰层厚度不断增加，理论上冰蓄满时盘管上冰层厚度即为盘管间距离的一半，所以盘管间距也就反映了冰蓄满时的冰层厚度。当盘管间距较大如9cm时，则间距每缩短10%满蓄耗就可减少1h；而当盘管间距较小如4cm时，则间距每缩短10%满蓄耗时仅减少约15min。盘管间距离越大，其间距的缩短使蓄冰满所花费时间减少得就越多。
由上可知，冰层越薄制冷速率越快。因此当保持制冷机蒸发温度不变、维持冰层较薄时就可以缩短制冷的时间；或者说，当要求冰槽蓄满所用时间不变，维持冰层较薄时就可以使蒸发温度提高和制冷机效率上升，从而减少能耗。
4 再冷式冰蓄冷系统
4．1 再冷式蓄冰系统的设计分析
再冷式蓄冰系统与传统系统的模型储换热分析相似。为了便于比较，对再冷式系统进行模拟计算时所采用的参数（包括制冷机性能、蓄冰槽总蓄冰体积、蓄冰槽总传热面积、载冷剂流量）与传统系统相同。下面从以下几个方面分析。
4．1．1 单个蓄冰槽
再冷式系统蓄冰槽的制冷--脱冰工况在不断切换，因此蓄冰槽的载冷剂进出口温度在两个工况下变化。图8所示的就是制冷机蒸发温度在-6℃时，蓄冰槽一个循环周期内冰槽载冷剂进出口温度的变化。在整个蓄冰过程由制冷机制冷周期不断循环且每个循环均很相似，所以用一个循环就可以代表整个蓄冰过程冰槽载冷剂进出口温度的变化。
图8 蓄冰槽入口及出口温度随时状态的变化
当冰槽处于制冷过程和脱冰过程时，蓄冰槽内分别流通的是经蒸发器冷却的载冷剂和经再冷器加热过的载冷剂。从图8中看到蓄冰过程冰槽载冷剂入口温度低于出口温度，冰槽在制冰。而脱冰过程冰槽载冷剂入口温度高于出口温度，载冷剂放出热量进行融冰。
如何确定通过再冷器的载冷剂流量是很重要的。因为若将流量设计得较小会导致融化冰的热量不够，而使在脱冰期内冰无从蓄冰介质表面上脱离，这样就会严重影响下一个循环的制冰过程。而若流量设计得过大，则会导致泵耗的增大和能源的浪费。
图9 冰槽内蓄冰最随时间变化图
图9所示的是整个蓄冰过程中蓄冰率的变化。由图中显见整个蓄冰过程的蓄冰率呈波浪型上升，每个波浪的上升部分对应的即是制冷过程，而下降的部分即是脱冰过程，蓄冰过程是在制冷机蒸发温度为-6℃的条件下完成的，比静态蓄冰系统蒸发温度提高了2℃。查R12的 lgp-h图，夜间制冷机的效率提高了7%左右。
4．1．2 循环周期的选择
循环周期是指蓄冰槽完成一个制冷和脱冰周期所需的时间。当选择循环周期时，首先要考虑处于脱冰工况时的时间是否满足使冰脱落的条件。当计算得到冰脱落所需的时间后，可将脱冰的时间选择比需要的稍微长一些。所有蓄冰槽都是循环脱冰，为控制简便，将每一个蓄冰槽的脱冰循环周期都设计为相同。一般只有一个蓄冰槽在脱冰，则一个蓄冰槽的制冰时间就是其它蓄冰槽脱冰时间之和。例如图1所示系统有5个蓄冰槽，每个蓄冰槽制冰板上冰层平均厚度 融化掉1mm即可视为脱冰。再冷器所释放的热量使1个蓄冰槽脱冰的时间为12min，则可选择脱冰阶段为15min，制冷阶段为60min，这个蓄冰槽的循环周期为75min。
4．1．3 蓄冰槽的个数
蓄冰槽的个数会影响再冷式系统的能耗的节省。图1所示的系统有5个蓄冰槽，总面积与传统蓄冰系统中的蓄冰槽总面积相同。因为在蓄冰的每一时刻均有4个蓄冰槽在制冷而一个蓄冰槽在脱冰，制冷机的蒸发器就对应了蓄冰槽总面积的4/5，充分地利用了蓄冰槽的面积。而若此系统仅有两个蓄冰槽的时候，那么必然一个蓄冰槽制冷另一个脱冰，制冷机就仅仅对应蓄冰槽总面积的1/2，蓄冰槽没有被充分利用，从而会使制冷机的出力不足而减慢蓄冰速度。
选取多个蓄冰槽对缩短制冷周期有很大的好处。但过多的蓄冰槽将增加设备的投资，而且每增加一个蓄冰槽就需增加4个阀门，会使控制更为复杂而不利于此系统的应用。所以再冷式系统蓄冰槽的选取应视情况而定，在蓄冰槽总面积不变的条件下，出于节约初投资的考虑就可以选取2个蓄冰槽，节能效果略差，只提高5左右。而若出于节能的考虑就可以选择多个蓄冰槽。
4．2 取冷方案的选择
以上分析了提高蓄冰时制冷机效率的办法。而若选择适当的取冷方案，则可以进一步提高制冷机的效率。最佳的取冷方案是当开始取冷时，采用传统的取冷方式进行取冷，而当释冰过程结束水池内的温度上升至0℃以上后，再采用从再冷器取冷的方式。
以图1中的蓄冰槽1（制冷介质浸在水中）为例，所谓的传统取冷方式是将阀门（1，2，3，23打开，阀门21关闭，载冷剂经过制冷机和蓄冰槽后将制冷机制得的冷量和蓄冰槽释放出的冷量直接通过换热器供给用户。再冷器取冷是将阀门2，3关闭而将阀门1，4打开，这样流过蓄冰槽的载冷剂就只经过再冷器，并将蓄冰槽内剩余的冷量传递给再冷器。同时阀门23，21均打开，制冷机直接向用户供冷而不通过蓄冰槽。
再冷器取冷方式可以一直运行到水池内的温度上升至20～25℃无法再进行冷却为止。通过使用再冷器取冷的方式可以利用蓄冰槽内剩余的冷水来提高制冷机白天的制冷效率。而到了夜间，制冷机首先冷却蓄冰槽内的水到0℃，然后再把蒸发温度降到较低的温度制冰。
这种方案的优点在于可以充分利用蓄冰槽。它不仅利用冰的相变热蓄冷，而且利用水的显热蓄冷。由于夜间对蓄冰槽内的水进行冷却时制冷机的蒸发温度在0℃左右，且这时的室外温度较低，就使制冷机的制冷效率与白天正常制冷时大致相当。把这部分折合到夜间的制冷机运行里，就相当于将制冷机的效率又提高了5%～10%。
5 总结
与传统蓄冰系统相比再冷式蓄冰系统可减少运行能耗。它的优势是由于制冰介质上的冰达到一定厚度后就会脱离，所以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。
参考文献
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5 Zhu Yingqiu, Zhang Yinping, Jiang Yi. Thermal storage and heat transfer in phase change material outside a circular tube with axial variation of the heat transfer fluid temperature. Journal of Solar Energy Engineering, Transactions of the ASME, 1999, 121 (3): 145-149.
作者简介：
狄喆，男，1976年10月生，硕士研究生
100084 清华大学建筑技术科学系
通风设备网：http://www.tfsb.net