孟建軍 武衛(wèi)東 唐恒博 張華

（上海理工大學(xué)制冷與低溫工程研究所 上海 200093）

熱泵型蓄能多聯(lián)機(jī)空調(diào)系統(tǒng)

孟建軍 武衛(wèi)東 唐恒博 張華

（上海理工大學(xué)制冷與低溫工程研究所 上海 200093）

為了提高多聯(lián)機(jī)夏季運(yùn)行制冷能力和COP并解決系統(tǒng)冬季運(yùn)行因蒸發(fā)溫度降低而導(dǎo)致的系統(tǒng)制熱量衰減等問(wèn)題，研制了一種兼具有蓄冷和蓄熱功能的多聯(lián)機(jī)蓄能空調(diào)系統(tǒng)，并進(jìn)行了蓄冰、融冰釋冷、蓄熱、釋熱等運(yùn)行模式下系統(tǒng)的性能實(shí)驗(yàn)研究。結(jié)果表明：在（夏季）夜間用電低谷蓄冰模式運(yùn)行時(shí)間約8 h，能夠蓄存380 MJ的冷量，用于增加白天運(yùn)行時(shí)制冷劑的過(guò)冷度，銅管外結(jié)冰厚度約為35 mm，能夠保證系統(tǒng)融冰供冷8 h；在釋冷運(yùn)行模式下機(jī)組制冷量可提高29%，COP提高到136.4%；在（冬季）夜間低谷時(shí)蓄能桶中貯存熱水，白天釋熱運(yùn)行模式下，通過(guò)提高壓縮機(jī)的吸氣溫度／蒸發(fā)溫度解決了系統(tǒng)制熱量衰減的問(wèn)題，并緩解了機(jī)組結(jié)霜現(xiàn)象。

空調(diào)機(jī)組；過(guò)冷度；多聯(lián)機(jī)；蓄能

隨著空調(diào)器的使用普及，空調(diào)制冷用電尤其值得關(guān)注［1］。近年來(lái)夏季高溫，全國(guó)電網(wǎng)不堪重負(fù)，我國(guó)空調(diào)用電正在持續(xù)增加，預(yù)計(jì)到2020年，全國(guó)用于制冷的電力高峰負(fù)荷將會(huì)比現(xiàn)在翻兩番［2］。由于空調(diào)用電主要集中在夏季溫度較高的時(shí)間內(nèi)，而夜間的用電量則顯著降低，從而造成峰谷負(fù)荷差的不斷拉大。夜間低谷電力過(guò)剩，電站在低負(fù)荷、低效率下運(yùn)行，使得電網(wǎng)整體的平均負(fù)荷率降低［3］。發(fā)展蓄冷空調(diào)是移峰填谷的措施之一。蓄冷空調(diào)是將低谷期的電量用于制冷，將冷量?jī)?chǔ)存在蓄冷介質(zhì)的潛熱或顯熱中；在電網(wǎng)負(fù)荷高峰期，再將冷量釋放出來(lái)供給空調(diào)系統(tǒng)使用，以承擔(dān)高峰期空調(diào)所需的全部或部分負(fù)荷［4－5］。蓄冷空調(diào)系統(tǒng)，不但可起到移峰填谷的作用，還可以減小制冷主機(jī)容量；節(jié)省電力增容費(fèi)用；緩解我國(guó)電網(wǎng)供電不足的同時(shí)，為用戶(hù)帶來(lái)經(jīng)濟(jì)效益，具有較大的社會(huì)效益和經(jīng)濟(jì)效益［6］。

由于傳統(tǒng)蓄冰裝置的融冰供冷過(guò)程不穩(wěn)定，影響了空調(diào)系統(tǒng)的正常運(yùn)作，特別是鑒于一些小型建筑供冷供熱場(chǎng)合的需求，小型冰蓄冷空調(diào)系統(tǒng)及過(guò)冷式蓄冷空調(diào)機(jī)理及系統(tǒng)引起了較廣泛關(guān)注。方貴銀等［7］研究了小型冰蓄冷空調(diào)系統(tǒng)的變工況性能，發(fā)現(xiàn)制冷系統(tǒng)過(guò)冷度的增加，會(huì)使空調(diào)機(jī)組的制冷量和COP得到較大提高；姬長(zhǎng)發(fā)等［8］分析了小型冰蓄冷空調(diào)系統(tǒng)，得出大溫差過(guò)冷方案適用于小型家用空調(diào)器；張龍等［9］建立了過(guò)冷式小型冰蓄冷系統(tǒng)火用分析模型，分析了減少火用損失的途徑，為系統(tǒng)的改進(jìn)和優(yōu)化提供了有力的理論參考；肖洪海等［10］設(shè)計(jì)了制冷量為30 kW的過(guò)冷式冰蓄冷多聯(lián)空調(diào)系統(tǒng)，并對(duì)該系統(tǒng)進(jìn)行了經(jīng)濟(jì)性分析；劉紅紹等［11］對(duì)制冷劑為R22的過(guò)冷型多聯(lián)機(jī)冰蓄冷空調(diào)研究發(fā)現(xiàn)，釋冷運(yùn)行時(shí)系統(tǒng)COP可提高約26.9%。本文在前人研究的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)了兼具有蓄冷和蓄熱功能的多聯(lián)機(jī)蓄能空調(diào)系統(tǒng)?？紤]到蓄冰運(yùn)行對(duì)整個(gè)系統(tǒng)運(yùn)行效果的關(guān)鍵影響作用，還建立了冰盤(pán)管蓄冷系統(tǒng)物理模型，為蓄冰設(shè)備的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供重要依據(jù)。

1 系統(tǒng)方案設(shè)計(jì)

根據(jù)小型空調(diào)的使用特點(diǎn)，系統(tǒng)采用直膨式蒸發(fā)制冰，內(nèi)融式冰盤(pán)管以及制冷劑過(guò)冷等方案，制冷劑選用R22。如圖1所示為所設(shè)計(jì)熱泵型蓄能多聯(lián)機(jī)空調(diào)系統(tǒng)，該系統(tǒng)由室外機(jī)、蓄能桶及管路轉(zhuǎn)換組件、室內(nèi)機(jī)組成，可以實(shí)現(xiàn)蓄冰、融冰釋冷、蓄熱、釋熱、常規(guī)制冷和熱泵六種運(yùn)行模式的轉(zhuǎn)換。在夏季，該系統(tǒng)在夜間運(yùn)行蓄冷模式，蓄存的冷量用于增加白天運(yùn)行時(shí)制冷劑的過(guò)冷度，從而提高機(jī)組制冷能力和COP；冬季時(shí)，蓄能桶中貯存熱水，通過(guò)釋熱運(yùn)行，提高壓縮機(jī)的吸／排氣溫度及機(jī)組蒸發(fā)溫度，以解決系統(tǒng)制熱量衰減問(wèn)題，并緩解機(jī)組結(jié)霜現(xiàn)象的發(fā)生。

2 系統(tǒng)蓄冷／蓄熱運(yùn)行過(guò)程

2.1 蓄冷運(yùn)行

蓄冷運(yùn)行時(shí)（如圖1所示），制冷劑由壓縮機(jī)B出來(lái)經(jīng)四通換向閥A進(jìn)入冷凝器C，冷凝放熱后到達(dá)儲(chǔ)液器E，電磁閥3關(guān)閉，制冷劑經(jīng)過(guò)電子膨脹閥2節(jié)流后進(jìn)入蓄能桶F，此時(shí)蓄能桶內(nèi)盤(pán)管作為蒸發(fā)器，蒸發(fā)盤(pán)管外結(jié)冰存儲(chǔ)冷量，經(jīng)電磁閥7通過(guò)四通換向閥回到壓縮機(jī)。夜間蓄冷運(yùn)行時(shí)，因蒸發(fā)溫度較常規(guī)空調(diào)工況下低，導(dǎo)致COP會(huì)降低，但由于夜間冷凝溫度也較白天低，這樣將部分抵消蒸發(fā)溫度降低而帶來(lái)的影響。因此在現(xiàn)有的分時(shí)電價(jià)制度下，確保所需蓄冰量時(shí)，應(yīng)結(jié)合經(jīng)濟(jì)要求來(lái)設(shè)計(jì)制冷系統(tǒng)的蒸發(fā)溫度和結(jié)冰厚度［12］。

圖1 熱泵型蓄能多聯(lián)機(jī)空調(diào)系統(tǒng)圖Fig.1 Heat pump energy?storage VRF air conditioning system

2.2 釋冷運(yùn)行

融冰釋冷運(yùn)行時(shí)（圖1），制冷劑由壓縮機(jī)B出來(lái)經(jīng)四通換向閥A進(jìn)入冷凝器C，冷凝放熱后到達(dá)儲(chǔ)液器E，這時(shí)閥門(mén)2關(guān)閉閥門(mén)3打開(kāi)，閥門(mén)5關(guān)閉閥門(mén)6打開(kāi)，制冷劑進(jìn)入蓄能桶F過(guò)冷度增大，再分別經(jīng)電子膨脹閥8、9節(jié)流后進(jìn)入室內(nèi)機(jī)G、H，從室內(nèi)機(jī)出來(lái)后再經(jīng)四通換向閥回到壓縮機(jī)完成一次循環(huán)。在該系統(tǒng)的融冰釋冷運(yùn)行下，因制冷劑過(guò)冷度得到提高，增加了系統(tǒng)制冷量，從而可減少用電量［13］。系統(tǒng)在壓?焓圖以及溫?熵圖上的表示如圖2（1?2?3?4?1為常規(guī)循環(huán)，1?2’?3’?4’?1為過(guò)冷循環(huán)）所示。

圖2 釋冷運(yùn)行時(shí)系統(tǒng)壓?焓圖與溫?熵圖Fig.2 lg p?h and T?S diagram under cold?release operation

由圖2可知，過(guò)冷循環(huán)對(duì)應(yīng)的性能系數(shù)：

式中：c′為制冷劑液體的平均比熱容，kJ／（kg·℃）；ΔT為過(guò)冷度，K；hi（i＝1，2，3，3’，4，4’）為對(duì)應(yīng)各點(diǎn)的比焓值，kJ／kg。

過(guò)冷循環(huán)中因過(guò)冷度引起的單位制冷量增加量：

由式（1）～式（2）可知，制冷劑過(guò)冷時(shí)單位制冷量和COP都將會(huì)增加，且過(guò)冷度越大，提高的越多。

2.3 蓄熱運(yùn)行

蓄熱運(yùn)行時(shí)（圖1），制冷劑由壓縮機(jī)B出來(lái)經(jīng)四通換向閥A進(jìn)入室內(nèi)機(jī)G、H，閥門(mén)6、閥門(mén)8和閥門(mén)9打開(kāi)，而閥門(mén)5關(guān)閉，制冷劑冷凝放熱后通過(guò)電磁閥6進(jìn)入蓄能桶F中繼續(xù)冷凝放熱儲(chǔ)存熱量，從蓄能桶出來(lái)后經(jīng)電子膨脹閥1節(jié)流進(jìn)入室外機(jī)C，再經(jīng)四通換向閥回到壓縮機(jī)完成一次循環(huán)。在蓄熱運(yùn)行工況下，系統(tǒng)經(jīng)過(guò)約3 h的運(yùn)行，可以在蓄能桶中儲(chǔ)存50℃的熱水供釋熱時(shí)使用。

2.4 釋熱運(yùn)行

蓄熱運(yùn)行時(shí)（圖1），從壓縮機(jī)B出來(lái)的高壓氣體經(jīng)室內(nèi)機(jī)G、H冷凝放熱后，通過(guò)室內(nèi)電子膨脹閥8、閥門(mén)9（全開(kāi)）和閥5后分為兩路：一部分制冷劑直接通過(guò)室外電子膨脹閥1節(jié)流后進(jìn)入室外換熱器蒸發(fā)；另一部分制冷劑經(jīng)電子膨脹閥2節(jié)流后進(jìn)入桶體，由于桶體內(nèi)水溫較高，利用蓄存的熱量對(duì)進(jìn)入的制冷劑進(jìn)行完全蒸發(fā)，蒸發(fā)后的制冷劑氣體與室外機(jī)制冷機(jī)氣體混合后回到壓縮機(jī)。

對(duì)于常規(guī)的多聯(lián)機(jī)系統(tǒng)，在冬季極低溫時(shí)，蒸發(fā)溫度和壓力的降低導(dǎo)致壓縮機(jī)的吸／排氣壓力／溫度下降，使得系統(tǒng)供熱能力下降，為了確保室內(nèi)供暖的效果，壓縮機(jī)的壓縮比要增加，這樣會(huì)減少壓縮機(jī)的使用壽命。本文設(shè)計(jì)的系統(tǒng)在釋熱運(yùn)行時(shí)，由于一部分制冷劑流經(jīng)蓄熱桶，使得壓縮機(jī)吸／排氣溫度提高，從而可緩解冬季制熱量衰減問(wèn)題。釋熱運(yùn)行時(shí)系統(tǒng)在lg p?h圖上的表示如圖3，其中，h?e?f?g?h為常規(guī)制熱循環(huán)，b?d?f?i?b為制冷劑分兩路流經(jīng)蓄能桶和室外熱交換器時(shí)的制熱循環(huán)，a點(diǎn)為制冷劑在室外換熱器出口狀態(tài)，c點(diǎn)為制冷劑在蓄能桶出口狀態(tài)，b點(diǎn)為兩路制冷劑混合的狀態(tài)。

圖3 釋熱運(yùn)行系統(tǒng)lg p?h圖Fig.3 lg p?h diagram under heat?release operation

3 冰盤(pán)管系統(tǒng)的物理模型

3.1 物理模型

本文建立了冰盤(pán)管系統(tǒng)的物理模型［14－15］，對(duì)冰盤(pán)管的外結(jié)冰時(shí)間進(jìn)行計(jì)算，以了解蓄冰時(shí)間的變化規(guī)律，為蓄冰設(shè)備的設(shè)計(jì)提供重要依據(jù)。根據(jù)蓄冰過(guò)程的實(shí)際情況和設(shè)備的實(shí)際使用條件，對(duì)盤(pán)管蓄冰模擬的物理模型做以下假設(shè)和簡(jiǎn)化［16］：1）蓄冰罐是絕熱的，與環(huán)境沒(méi)有熱交換；2）傳熱管外壁與固液兩相界面之間為同心圓，且因冰層的厚度遠(yuǎn)小于管長(zhǎng)，冰層內(nèi)的傳熱過(guò)程僅按徑向?qū)徇^(guò)程考慮；3）潛熱蓄冷開(kāi)始時(shí)，罐內(nèi)水溫近似達(dá)到0℃，不出現(xiàn)過(guò)冷現(xiàn)象；4）結(jié)冰過(guò)程中，管內(nèi)制冷劑處于蒸發(fā)狀態(tài)，可認(rèn)為管內(nèi)制冷劑溫度為蒸發(fā)溫度，且在軸向上保持不變，管內(nèi)壁溫度恒定。

3.2 傳熱分析

1）單位長(zhǎng)度盤(pán)管導(dǎo)熱熱流量

式中：q為單位長(zhǎng)度盤(pán)管導(dǎo)熱熱流量，W／m；Tout為管外水溫，K；Tin為管內(nèi)制冷機(jī)溫度，K；λ銅管為盤(pán)管導(dǎo)熱系數(shù)，W／（m·K）；λice為冰的導(dǎo)熱系數(shù)，W／（m ·K）；d1為盤(pán)管內(nèi)徑，m；d2為盤(pán)管外徑，m；d3為某時(shí)刻結(jié)冰盤(pán)管外徑，m。

2）微元dr結(jié)冰放出熱量

式中：Q0為單位長(zhǎng)度管道結(jié)冰dr厚度時(shí)放出的熱量，J／m；Adr為dr環(huán)形面積，m2；rice為冰融化潛熱，取值3.35×105J／kg；ρ為冰密度，取值917 kg／m3。

3）形成為厚度dr冰層需要的時(shí)間

3.3 計(jì)算與分析

取微元dr為0.01 mm，隨著d3的增加，計(jì)算出不同的Δt，總時(shí)間即為Δt的累計(jì)。取不同的蒸發(fā)溫度，經(jīng)過(guò)編程計(jì)算，可以得到不同蒸發(fā)溫度時(shí)蓄冰時(shí)間與厚度之間的關(guān)系，如圖4所示。可以看出，隨著冰層厚度的增加，同一蒸發(fā)溫度下，結(jié)冰速度越來(lái)越慢，結(jié)冰所花的時(shí)間越來(lái)越長(zhǎng)；為了達(dá)到同一冰層厚度，蒸發(fā)溫度越低所花的結(jié)冰時(shí)間越短。結(jié)合公式（3）分析可知，當(dāng)傳熱熱阻一定時(shí)，加大傳熱溫差（即降低系統(tǒng)蒸發(fā)溫度）有利于克服傳熱熱阻，在相同條件下能夠傳遞更多的熱量。但是，當(dāng)系統(tǒng)所用壓縮機(jī)和冷凝溫度確定后，蒸發(fā)溫度下降會(huì)導(dǎo)致COP降低。所以在蓄冰桶／蓄冷量設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)，需要考慮蒸發(fā)溫度、蓄冰時(shí)間和冰層厚度等制約因素，當(dāng)滿(mǎn)足蓄冷時(shí)間不高于8 h，冰直徑最大可達(dá)90 mm時(shí)，蒸發(fā)溫度最高約為－9℃。本系統(tǒng)蓄冰運(yùn)行時(shí)蒸發(fā)溫度約為－6℃，由圖可知冰直徑約為80 mm，外冰層厚度約為35 mm。

圖4 不同蒸發(fā)溫度時(shí)蓄冰時(shí)間隨冰直徑變化Fig.4 Ice storage time vs frozen ice?layer diam eter at different evaporating temperatures

綜上所述：已知蓄冰運(yùn)行時(shí)蒸發(fā)溫度約為－6℃，根據(jù)夜間環(huán)境溫度取冷凝溫度約為45℃；當(dāng)系統(tǒng)主機(jī)輸入功為11.4 kW時(shí)，對(duì)蓄冰運(yùn)行理論計(jì)算可得：系統(tǒng)制冷量為25.8 kW，COP為2.26；當(dāng)蓄冰層厚度為35 mm時(shí)，由圖4可知，蓄冰時(shí)間為7.8 h。

已知釋冷運(yùn)行時(shí)蒸發(fā)溫度約為4℃，根據(jù)白天環(huán)境溫度取冷凝溫度約為50℃；當(dāng)系統(tǒng)主機(jī)輸入功為11.4 kW 時(shí)，對(duì)該大溫差過(guò)冷系統(tǒng)選取過(guò)冷度為29℃，計(jì)算可得：系統(tǒng)制冷量為36.8 kW，COP為3.23。而同種工況下，常規(guī)制冷系統(tǒng)制冷量為28 kW，COP為2.46。

4 實(shí)驗(yàn)及結(jié)果分析

4.1 實(shí)驗(yàn)裝置與數(shù)據(jù)測(cè)量

利用環(huán)境實(shí)驗(yàn)室模擬室內(nèi)外環(huán)境溫濕度，環(huán)境室構(gòu)造如圖5所示，左側(cè)為室內(nèi)環(huán)境，右側(cè)為室外環(huán)境。實(shí)驗(yàn)設(shè)備主要包括室外機(jī)、室內(nèi)機(jī)、蓄能桶和數(shù)據(jù)采集監(jiān)控系統(tǒng)。主機(jī)輸入功率為11.4 kW，主機(jī)制冷標(biāo)準(zhǔn)能力為30 kW，制冷劑為R22。室外系統(tǒng)主要包括渦旋壓縮機(jī)、翅片管式換熱器、蓄能桶（桶體的外部尺寸為1440 mm×970 mm×1725 mm，內(nèi)部換熱面積為7.91 m2）、電子膨脹閥及各模式切換用電磁閥、四通閥和控制模塊。室內(nèi)機(jī)組采用6臺(tái)風(fēng)機(jī)盤(pán)管室內(nèi)機(jī)，分別為兩臺(tái)2.5 kW，兩臺(tái)5 kW，兩臺(tái)7.5 kW。

實(shí)驗(yàn)步驟主要包括：每次性能測(cè)試之前，先使環(huán)境室溫、濕度達(dá)到所要求的數(shù)值，而后依次進(jìn)行蓄冷、釋冷、蓄熱、釋熱等模式下機(jī)組的性能實(shí)驗(yàn)。數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)主要由數(shù)據(jù)采集儀、溫度傳感器（精度±0.1℃）、壓力／壓差傳感器（±0.5%）和用于測(cè)試室內(nèi)外風(fēng)機(jī)及壓縮機(jī)電耗的功率表等組成。其中吸／排氣壓力測(cè)點(diǎn)位于壓縮機(jī)的吸氣口和排氣口，蓄冷桶內(nèi)水溫測(cè)點(diǎn)位于中軸線(xiàn)上高度分別為400 mm、800 mm、1200 mm的三點(diǎn)。機(jī)組制冷量采用空氣焓差法測(cè)量。內(nèi)機(jī)風(fēng)量通過(guò)標(biāo)準(zhǔn)噴嘴測(cè)量，噴嘴之間壓差由差壓計(jì)測(cè)量；空氣溫度與濕度采用干濕球溫度計(jì)測(cè)量。為保證獲得的實(shí)驗(yàn)結(jié)果精確可信，本文實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)為在相同穩(wěn)定工況條件下七組重復(fù)實(shí)驗(yàn)的算術(shù)平均值。

圖5 環(huán)境室布置圖Fig.5 Environmental chamber layout diagram

4.2 蓄冷和釋冷實(shí)驗(yàn)

在蓄冰運(yùn)行模式下，機(jī)組利用夜間低電價(jià)時(shí)段蓄冰儲(chǔ)存冷量，圖6為蓄冷運(yùn)行時(shí)壓縮機(jī)吸／排氣壓力及桶內(nèi)水溫變化曲線(xiàn)。由圖6可知，水箱內(nèi)初始水溫為20℃，在蓄冰前期，水溫下降較快，而且溫度下降過(guò)程存在波動(dòng)現(xiàn)象，由于冷量主要用于水的顯熱蓄冷，桶內(nèi)水出現(xiàn)明顯的溫度分層現(xiàn)象；在結(jié)冰以后，冷量主要用于水的潛熱蓄冷，溫度分層逐漸消失且蓄冷量成線(xiàn)性增加，水溫下降速度變緩，在4 h后基本處于穩(wěn)定狀態(tài)。系統(tǒng)運(yùn)行時(shí)間約8 h后完成蓄冰（這時(shí)桶內(nèi)熱交換管路外的冰層厚度約35 mm，能夠蓄存的冷量約380 MJ），與理論預(yù)測(cè)的7.8 h相近。圖7所示為蓄冰過(guò)程蒸發(fā)盤(pán)管外結(jié)冰圖片。另從圖6可以看出，機(jī)組在蓄冰運(yùn)行下排氣壓力約為1.59 MPa，吸氣壓力約為0.26 MPa，均低于常規(guī)制冷模式。

圖8為融冰釋冷運(yùn)行時(shí)機(jī)組制冷量及壓縮機(jī)吸／排氣壓力曲線(xiàn)。從圖8中可以看出，融冰釋冷運(yùn)行時(shí)排氣壓力約為1.34 MPa，正如理論分析一樣，低于常規(guī)制冷運(yùn)行模式（常規(guī)制冷模式排氣壓力約為1.75 MPa），吸氣壓力與常規(guī)制冷大體相同。在整個(gè)融冰釋冷運(yùn)行中，由于剛開(kāi)始階段系統(tǒng)不穩(wěn)定，制冷量較小，隨后逐漸增大，運(yùn)行1.5 h后基本維持穩(wěn)定，由于后期冰層已經(jīng)大量融化導(dǎo)致制冷量下降；融冰釋冷運(yùn)行1.5～6.5 h期間制冷量相對(duì)穩(wěn)定，系統(tǒng)平均制冷能力能夠達(dá)到36 kW（與理論計(jì)算中融冰時(shí)系統(tǒng)制冷量為36.8 kW相符），與常規(guī)制冷測(cè)得的平均28 kW能力相比，蓄冰機(jī)組制冷能力增加約29%。

圖7 蓄冰過(guò)程銅管外結(jié)冰圖片F(xiàn)ig.7 Photograph of frozen ice layer outside the hold?over coil

圖8 融冰釋冷運(yùn)行制冷量及壓縮機(jī)吸／排氣壓力變化曲線(xiàn)Fig.8 Cooling capacity and inlet／discharge pressures during the cold?release operation

融冰釋冷運(yùn)行時(shí)機(jī)組COP及桶內(nèi)水溫變化曲線(xiàn)如圖9所示。從圖9可知，系統(tǒng)在融冰釋冷過(guò)程機(jī)組COP在3上下浮動(dòng)，與常規(guī)制冷相比COP增加到136.4%（這與理論計(jì)算中COP增加到131.3%的情況接近）；桶內(nèi)水溫開(kāi)始時(shí)接近而略高于0℃，隨著融冰過(guò)程的進(jìn)行逐漸增大，而且運(yùn)行初始2 h，由于融冰量較小，桶內(nèi)水的溫升比較緩慢，之后有部分水產(chǎn)生導(dǎo)致溫升速率逐漸增大；當(dāng)融冰循環(huán)進(jìn)行6.5 h后，水溫接近25℃，由于室外溫度的下降，此時(shí)所需冷量也將減少，利用低溫水的過(guò)冷，可以滿(mǎn)足供冷要求。

圖9 融冰釋冷運(yùn)行COP及桶內(nèi)水溫曲線(xiàn)Fig.9 COP and temperature of water in the tank during the cold?release operation

4.3 蓄熱和釋熱實(shí)驗(yàn)

與其它常規(guī)冰蓄冷空調(diào)相比，該系統(tǒng)還具有蓄熱與釋熱運(yùn)行，使得蓄能桶在制冷、熱泵運(yùn)行時(shí)都能夠加以利用，有利于縮短經(jīng)濟(jì)回收期。在（熱泵）蓄熱運(yùn)行時(shí)，機(jī)組制熱量用于蓄熱劑水的加熱，由于是顯熱儲(chǔ)能，蓄熱量基本呈線(xiàn)性增加，歷經(jīng)3 h后，水溫從20℃可被加熱到50℃。在釋熱運(yùn)行下，使節(jié)流后的部分制冷劑流經(jīng)蓄能桶體，此時(shí)桶體內(nèi)部水溫約50℃，蓄熱桶體相當(dāng)于與室外換熱器并聯(lián)的蒸發(fā)器，在桶體內(nèi)蒸發(fā)后的制冷劑與室外機(jī)的制冷劑混合后引入壓縮機(jī)，導(dǎo)致吸氣溫度與排氣溫度大大提高，與常規(guī)制冷模式的制熱量相比，機(jī)組制熱量提高，同時(shí)室外機(jī)蒸發(fā)溫度也提高，使得機(jī)組結(jié)霜現(xiàn)象得到了有效緩解。

5 結(jié)論

1）設(shè)計(jì)研發(fā)了同時(shí)具有蓄冷蓄熱功能的熱泵型蓄能多聯(lián)機(jī)空調(diào)機(jī)組系統(tǒng)，由于蓄能箱體兼作蓄冷／蓄熱同時(shí)使用，用戶(hù)經(jīng)濟(jì)回收期縮短（經(jīng)計(jì)算約為3年）。

2）蓄冰運(yùn)行下，壓縮機(jī)排氣壓力約為1.59 MPa，吸氣壓力約為0.26 MPa，均低于常規(guī)制冷模式；蓄冰結(jié)束后冰盤(pán)管外蓄冰厚度約為35 mm，機(jī)組可蓄存的冷量約為380 MJ。

3）融冰釋冷運(yùn)行時(shí)壓縮機(jī)排氣壓力約為1.34MPa，低于常規(guī)制冷運(yùn)行模式；由于融冰釋冷運(yùn)行導(dǎo)致過(guò)冷度的增加，機(jī)組制冷量提高約29%，COP相比于常規(guī)制冷運(yùn)行提高到136.4%。

4）系統(tǒng)通過(guò)釋熱運(yùn)行，提高了壓縮機(jī)的吸／排氣溫度及室外機(jī)蒸發(fā)溫度，解決了系統(tǒng)制熱量衰減的問(wèn)題，并緩解了機(jī)組的結(jié)霜現(xiàn)象。

本文受上海市自然科學(xué)基金（14ZR1429000）項(xiàng)目資助。（The project was supported by the Natural Science Foundation of Shanghai（No.14ZR1429000）.）

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武衛(wèi)東，男，博士，副教授，制冷與低溫工程研究所副所長(zhǎng)，上海理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，（021）55271875，E?mail：usstwwd＠163.com。研究方向：制冷系統(tǒng)節(jié)能與優(yōu)化、傳熱傳質(zhì)強(qiáng)化、蓄冷／蓄熱技術(shù)。

About the corresponding author

Wu Weidong，male，Ph.D.，associate professor，Deputy Director of Institute of Refrigeration and Cryogenics，School of Energy and Power Engineering，University of Shanghai for Science and Tech?nology，＋86 21?55271875，E?mail：usstwwd＠163.com.Re?search fields：energy conservation and optimization of refrigeration systems，heat and mass transfer intensification，heat and cold stor?age technologies.

Energy?storage VRF Air Conditioning System

Meng Jianjun Wu Weidong Tang Hengbo Zhang Hua

（Institute of Refrigeration and Cryogenic Engineering，University of Shanghai for Science and Technology，Shanghai，200093，China）

Water In order to improve the refrigerating capacity and coefficient of performance（COP）of system in summer and reduce the damp?ing of heating capacity in winter，a novel variable refrigerant flow（VRF）system／unit with both cold and heat storage was developed in this work，and the performance of the system was experimentally investigated under the various operating modes，i.e.ice?storage，cold?release，heat?storage，heat?release.The experimental results showed that when the system worked continuously about 8 hours under the ice?storage mode（during off?peak period at night in summer），the cooling capacity stored in the ice layer was up to around 380 MJ，which could be used to increase the subcooling degree of the system running in the day，and in case of about 35 mm of the ice thickness outside the coil，the system could work incessantly about 8 hours under the cold?release mode（during peak period of electricity）.Com?pared with the conventional air conditioning system，the cooling capacity of the system was increased by 29%and the COP was increased to 136.4%.In winter，hot water was stored in the energy?storage tank during off?peak period at night；under the heat?release operating mode in the daytime，the problems such as heating capacity deceleration and frosting of the unit were relieved by increasing the compressor suction and evaporating temperatures of the system.

air handling unit；degree of subcooling；VRF；energy?storage

TU831.3；TQ051.5

A

0253－4339（2015）04－0092－06

10.3969／j.issn.0253－4339.2015.04.092

簡(jiǎn)介

國(guó)家科技支撐計(jì)劃（2015BAD19B0222）資助項(xiàng)目。（The project was supported by the Key Technologies R＆D Program of China（No. 2015BAD19B0222）.）

2014年11月5日