3 设计
3．1 一般规定
3．1．1 本条所列内容是蓄能空调系统设计的依据，也是蓄能空调系统技术经济性比较的依据。
3．1．2 当空调系统的一次能源为除电以外的其他能源时，由于不存在较大的电力需求与用电费用，一般不宜采用蓄冷系统。除非制冷机等设备的容量能够有效地减小，获得合理的初投资和运行费用，如采用大温差低温水区域供冷时。
在对蓄冷空调系统进行技术经济分析时，应考虑下列因素对空调系统初投资的影响：
1 增加蓄冷装置、蓄冷系统、辅助设备、相应控制系统以及土建等增加的初投资；
2 制冷机、水泵等设备及输配系统容量变化所带来的投资变化；
3 采用低温送风系统时所节省的空调送风系统等初投资；
4 空调系统电力容量减小对初投资的影响；
5 当地蓄冷空调电力优惠政策对初投资的影响。
还应考虑以下因素对运行费用和节能效益的影响：
1 分时电价差对运行费用的影响；
2 夜间蓄冷时（通常为夜间）制冷机冷凝温度降低，制冷机COP值提高对运行费用和节能效益的影响；
3 蓄冷工况蒸发温度降低，制冷机COP减小对运行费用和节能效益的影响；
4 双工况制冷机COP与普通制冷机COP差异对运行费用和节能效益的影响；
5 蓄冷空调系统的冷量损失增加对运行费用和节能效益的影响；
6 水或载冷剂管路系统和风系统输配能耗变化对运行费用和节能效益的影响；
7 蓄冷系统额外的维护费用。
在对蓄冷空调系统进行节能效益分析时，除按上述第“2”、“3”、“4”、“5”款考虑本地节能效益之外，还应考虑蓄能空调系统对电力系统的宏观节能效益，即通过“移峰填谷”提高电力系统发电和输配效率、优化能源结构方面。
蓄能空调系统对电力系统的宏观节能效益主要体现在下列方面：
1 减少了低效高煤耗机组的运行时数，增加了高效低煤耗机组的运行时数。电网调度的一个重要原则是尽量增加大型高效机组的运行小时数，缩短低效机组的运行时间。根据相关数据，2010年我国6MW以上不同容量的发电机组的供电煤耗率最大相差约70g/kWh。
2 提高和稳定了火电机组负荷率，改善机组运行状况，使其更多地在高效区运行。机组负荷的高低会影响火电供电煤耗的曲线。负荷率过低时，煤耗会显著提高。
3 蓄能系统的应用是建设新电站的一种替代方法，可以减少电站和相关电力设施建设过程中的能耗和其他资源消耗。其投资比建设新电站的投资额要少很多，且建设周期短、见效快。
由于电力系统的复杂性，以上宏观节能效益难以精确量化。在蓄能空调系统的节能评价中，可以参照当地相关电力政策和数据进行估算，也可以根据年移峰电量按下式对系统的宏观一次能耗节约量进行粗略计算。
式中：ms——一次能耗年节约量（kgce/年）；
α——电力系统宏观节能效益折算系数，根据当地电力数据估算，无其他依据时可在10％～25％范围内选取；
q——供电标准煤耗，取近年的统计值，2014年为0．318kgce/kWh；
E——年移峰电量（kWh/年）。
3．1．3 供暖热源采用电力驱动的热泵时，若合理设置蓄热系统，一般可达到较好的经济效益和节能效益，在技术经济比较合理的条件下推荐采用蓄热系统。
太阳能受时间和天气等条件的限制，一般无法保证稳定的供应，因此当供暖热源利用太阳能时，在技术经济比较合理的条件下推荐采用蓄热系统。
采用余热供暖时（比如燃气冷、热、电联供系统），余热供应与供暖负荷需求时段往往不相匹配，此时采用蓄热系统可提高余热的利用效率。
3．1．4 本条文第1款主要参考国家标准《公共建筑节能设计标准》GB 50189-2015第4．2．2条中的相关规定。
3．1．5 本条列出了蓄能空调系统不同于其他空调系统的一些设计内容。由于每项具体工程设计都有其各自的特点，工程设计所包括的内容也必将各有差异。本条列出的只是蓄能空调系统设计中通常包括的内容。
3．1．6 根据编制组对国内大量蓄冷项目的调研结果，一般运行较好的冰蓄冷项目，其静态投资回收期均在5年以内，水蓄冷项目投资回收期一般更短。另外，根据编制组对几个国内典型城市蓄冷系统进行的能耗模拟计算和经济分析结果，当采用较为合理的蓄能率、系统配置和设备效率时，蓄冷系统的静态投资回收期也均在5年以内。
为实施操作方便，本条文中增量投资范围一般指冷热源机房以内，包括冷热源主机、蓄能装置、载冷剂系统、配套水泵、机房内管路以及相关配电系统等。在设计方案论证详细、技术经济数据翔实的前提下，也可以计入由于采用蓄能技术带来的末端设备和管路系统的投资变化。
技术经济分析需要考虑的其他因素参考本标准第3．1．2条文说明中的相关内容。如果当地存在电力优惠补贴政策，应根据其具体的要求计算相应的蓄能量、削峰电负荷或移峰电量等指标，并纳入经济技术分析当中。
3．1．7 蓄能空调系统在设计蓄能-释能周期内的逐时运行模式和负荷分配是蓄能空调系统设计的基础，也是控制策略制定的重要依据，本条规定应在设计阶段根据经济技术分析和逐时冷、热负荷确定。
另外，由于蓄能空调系统在绝大多数情况是处于部分负荷运行的，因此对不同负荷率下的典型蓄能-释能周期进行分析也是十分重要的，对全年控制策略的制定和系统能效分析都具有重要意义，因此宜在设计文件中提供。一般可以按典型的部分负荷率，以图表形式给出。例如，给出最大小时负荷分别为设计负荷100％、75％、50％以及25％下典型蓄能-释能周期的系统逐时运行模式和负荷分配。实际也可以根据负荷特点和系统配置的具体情况，按更多的部分负荷率节点给出。
3．1．8 蓄能率代表了蓄能装置承担累计负荷（设计蓄能-释能周期内）的比例。按下式计算：
式中：SR——蓄能率；
Qs——蓄能装置有效蓄冷（热）量(kWh)；
n——设计蓄能-释能周期小时数；
qi——建筑物各小时冷（热）负荷(kWh)。
蓄能率的大小，决定设计中的设备配置，也直接影响蓄能空调系统的投资、运行费用以及节能指标，因此在方案阶段确定合理的蓄能率显得尤为重要。
蓄能率的确定是一个优化的过程，在具体工程中，当气象条件、用能特点、负荷、电价、设备价格等边界条件确定后，可采用全寿命周期成本（或投资回收期）最小为优化目标进行优化，确定最佳的蓄能率。也可计算几个不同蓄能率下的经济指标，采用方案比选的方式确定实际采用的蓄能率。
一般来说，对于用能时间短、峰谷价差大，并且在用电高峰时段负荷需求量相对较大的系统，可采用较高的蓄能率。对于特殊的工程，比如蓄能-释能周期较长（如一个星期），蓄能装置成本非常低时，甚至可以采用全负荷蓄能（即蓄能率为100％）。
3．1．9 蓄能空调系统确定蓄能率、选择蓄能方式、配置主要设备、制定运行调节策略等，都是基于全年逐时负荷基础上的系统优化问题。全年逐时负荷计算是系统优化配置的基础，因此对蓄能空调系统的优化设计非常重要。
当项目规模较大时，应采用动态负荷模拟计算软件进行全年逐时负荷计算，并结合分时电价和蓄能-释能周期进行能耗和运行费用分析，以及全年移峰电量的计算。
3．1．12 本条为强制性条文。热水不能用于消防，因此水蓄能系统的蓄热水池及蓄冷与蓄热共用水池，严禁与消防水池合用。
3．2 负荷计算
3．2．1 一般选择以一个设计日为空调系统的蓄能-释能周期；根据空调负荷的周期变化规律，也可以更长的时间作为一个蓄能-释能周期。
3．2．2 对于蓄冷-释冷周期大于一个设计日的蓄冷空调系统，在进行蓄冷-释冷周期内逐时负荷计算时，其室外气象参数应以当地标准年气象数据为准，并选择平均温度较高的时间段，以该时间段内的室外逐时温度作为蓄冷-释冷周期内各天的室外计算逐时温度。
3．2．3 根据现行国家标准《民刚建筑供暖通风与空气调节设计规范》GB 50736相关规定，供暖及空调系统的冬季设计负荷计算一般采用稳态计算方法，其室外计算温度是按照一定不保证天数的日平均温度选取，并以此为基础计算各项耗热量，叠加得到系统的最大负荷，即设计热负荷。
本条给出了设计蓄热-释热周期内的逐时热负荷的计算方法。其中，按照设计热负荷的稳态计算方法，需要供暖或空调室外逐时计算温度，而现行国家标准《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》GB 50736及其他标准对此尚未作出规定。本标准附录A中，供暖和空调的室外计算温度及逐时温度是根据现行国家标准《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》GB 50736中相关规定统计得出的。
此外，也可采用软件进行动态负荷模拟计算。由于冬季热负荷受建筑构件热惰性影响较大，若仅对一个蓄热-释热周期进行动态模拟，则可能导致计算结果与实际偏差较大。因此要求对整个供暖季进行逐时模拟计算。实际上，采用目前常用的动态软件进行负荷模拟计算时，模拟时间的增加并不会提高计算的复杂程度。
动态负荷模拟计算软件一般采用典型气象年逐时室外气象参数进行计算，计算结果也是供暖季的逐时热负荷。此时，就需要选择与室外计算温度相近时间段（如果蓄能-释能周期为1d，则选择日平均温度与室外计算温度相近的1d），将这个时间段的计算结果作为蓄热-释热周期内的逐时热负荷。
3．2．4 在常规空调制冷系统中常被忽视的相对较小的得热量，其在最大小时负荷中有可能只占很小的比例，但在蓄冷空调系统的累计负荷中却可能占有较大的比例，所以蓄冷空调的冷负荷应充分考虑各种附加得热。
在方案设计或初步设计阶段，蓄冷装置和冷水管路得热量引起的附加得热量可按设计蓄冷-释冷周期内总负荷的3％～5％进行估算。
水泵功耗最终转化为下列三个部分：
1 通过散热、振动等形式损失到环境中；
2 直接产生了水系统的温升；
3 有效功率的部分转化成了水系统的动能和势能，最终也会以热能的形式进入水系统中。
其中，后两项需要计入蓄冷系统的水泵附加得热中。
3．2．5 间歇运行的空调系统在运行开始后的一段时间内，一般还要承担空调停机时段积累得热量所形成的冷负荷。这样的负荷一般不会影响常规系统容量的大小，但在蓄冷空调系统中应该考虑。应采用动态负荷模拟计算软件对间歇期和空调运行期进行模拟计算，也可采用国家标准《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》GB 50736-2012第8．7．2条条文说明提供的单位楼板面积、单位昼夜温差附加冷负荷表计算。
3．2．6 供暖系统间歇运行时，在停机时段建筑构件本身的蓄热性能使室内外温差仍然存在，建筑仍然持续向外释放热量，建筑内表面温度也随之逐渐降低。而供暖系统恢复运行后，较低的建筑内表面温度在最初的几个小时内形成了较大的附加热负荷。因此供暖系统间歇运行时，一般需要提前一定时间开启系统，以降低峰值热负荷。
按国家标准《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》GB 50736-2012第5．2．8条的要求，间歇附加率按不同情况可取20％或30％。由于该附加率是平均附加率，宜根据间歇时间、预热时间、室内温度保证率等情况，合理分配逐时附加率。
当采用动态负荷模拟计算软件时，可按设计要求对间歇时间、预热时间、室内温度等日程进行设置，并进行动态计算直接得到逐时热负荷。
3．2．7 对于既有建筑物改造工程，原有负荷数据的主要来源包括：
1 原监测控制系统的历史记录；
2 原空调系统冷、热源设备的运行记录；
3 在与设计气象数据相近的条件下进行测试得到的数据；
4 根据设计气象条件下的测试数据建立数学模型，计算设计气象条件下的负荷。
3．3 蓄冷系统
3．3．1 蓄冷装置的容量和制冷机制冷量可根据设计蓄冷-释冷周期逐时运行模式和负荷分配，按下列公式计算：
蓄冷装置有效容量：
蓄冷装置名义容量：
制冷机蓄冷工况下的制冷量：
式中：Qs——蓄冷装置有效容量(kWh)；
qdis——蓄冷装置小时释冷量(kWh)；
Qso——蓄冷装置名义容量(kWh)；
n——蓄冷-释冷周期小时数；
n1——制冷机在蓄冷工况下运行的小时数(h)；
cf——制冷机蓄冷时制冷能力的变化率，即蓄冷工况下的制冷量与空调工况额定制冷量的比值，参见本标准第3．3．4条规定；
qc——制冷机空调工况下的额定制冷量(kW)；
qs——制冷机蓄冷工况下的制冷量(kW)；
ξ——考虑蓄冷装置内无效容量和损失后的实际放大系数（无因次），一般取1．03～1．05。
3．3．2 本条文参照国家标准《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》GB 50736-2012第8．7．4条的有关规定。
3．3．3 蓄能空调系统有多种运行模式，如冰蓄冷系统中的制冰模式、蓄冰装置单独供冷模式、蓄冰装置与主机联合供冷模式等。在设计阶段应对各种运行模式中蓄冷装置与制冷机的进、出水温度进行校核，以确保系统平稳实现各个运行模式。
3．3．4 近年来，我国的蓄冷空调项目数量有了较大的增长。据统计，截止到2014年，已建成投入运行和正在施工的蓄冷空调项目已超过1100项，而其中70％以上项目为蓄冰项目。
一般而言，蓄冰系统相较于常规空调系统的单位冷量电量消耗略高，蓄冰系统本身的能效受到越来越多的关注。蓄冰系统中能耗最高的部分为双工况制冷机组，而现行国家标准中并未明确规定双工况制冷机组的能效限值。本次标准修订对双工况制冷机组的能效作出限定。本次修订同时也限定了制冰工况机组制冷量变化率，即双工况制冷机组制冰工况与空调工况的制冷量之比。这是因为双工况制冷机组在制冰工况下的制冷量虽一般有折减，但如果折减过大，在设计配置时可能需要加大机组规格，也加大了系统配电容量，从而造成投资的浪费。一般而言，在相同工况下，双工况制冷机组的效率会比常规冷水机组低。这是因为双工况制冷机组蒸发器与冷凝器间的压差大于一般常规应用工况。为了适应此工况，螺杆机组通常需要采用高压缩比的压缩机，离心机组通常需要加大叶轮尺寸或是通过调整齿轮对以增加转速。此外，双工况制冷机组在制冰工况下，制冷剂的密度减小会使质量流量下降，从而造成机组的制冷量有所折减。
制定双工况冷水机组能效限值首先需明确空调和制冰工况参数。一般而言，冷水机组的空调和制冰工况应能反映冷水机组设计工况参数。双工况制冷机组特殊之处在于其空调和制冰工况与常规冷水机组差异均较大。为了更好地满足设计选型，需要调研目前蓄冰空调系统设计时通常采用的双工况制冷机组的空调工况和制冰工况。需要说明的是，双工况冷水机组空调和制冰工况仅为按照常用设计工况制定的基准，实际设计中选取的双工况冷水机组设计参数可能与此有所差别，可将主机能效折算到对应工况后再做比较。
蓄冰机组通常需要采用载冷剂，系统中也通常需采用板式换热器进行隔离，从而增加了1℃～2℃的温度损失，还有采用载冷剂（如质量浓度25％乙烯乙二醇溶液）蒸发器换热效率有一定程度的降低。根据生产厂家调研，双工况制冷机组空凋工况蒸发器侧供回水温度设计选型一般为5℃/10℃左右。双工况机组在空调工况时蒸发器侧参数若按常规冷水机组定为7℃/12℃，而实际运行在5℃/10℃，制冷机组将长期偏离设计工况，设备能效会明显降低。考虑双工况制冷机组的空调工况蒸发器侧供回水温度应尽量贴近实际运行工况，因此空调工况蒸发器侧供回水温度定为5℃/10℃。
蓄冰温度的选择应考虑主机、水泵、蓄冰设备之间的平衡。蓄冰温度越高，主机效率越高，但需要的盘管量多，水泵耗功也会增加。蓄冰温度越低，主机效率越低，需要的盘管量少，水泵功耗会下降。编制组调研了国内主要冰蓄冷设备生产厂家，目前国内冰蓄冷项目中80％以上为盘管形式，10％左右为封装冰，其他为动态制冰形式。根据调研，在民用空调领域，冰蓄冷的蓄冷温度最低约为-6．5℃，盘管和封装冰形式的蓄冰设备蓄冷温度多数为-5．6℃左右。同时，编制组也调研了国内双工况制冷机组的主要生产厂家，双工况制冷机组的蓄冰工况选型也多数在-5．6℃(22°F)左右。因此，双工况制冷机组制冰工况时的蒸发器侧出水温度定为-5．6℃。由于动态制冰形式在我国民用空调工程领域目前应用较少（5％以内），且机组工况多变，故不在本标准限定范围内。
对于水冷型机组冷凝器侧，冷却塔的出水温度一般高于湿球温度3℃～4℃。根据调研，目前我国冰蓄冷应用主要地区设计日白天最高湿球温度在28℃左右，夜间最高湿球温度在26℃左右。而且离心蓄冰双工况冷水机组由于工况恶劣，容易喘振，若按30℃工况选型，实际运行在32℃，机器很容易发生喘振。因此，双工况制冷机组的冷凝器侧工况定义为：空调工况冷凝器侧供回水温度32℃/37℃；制冰工况冷凝器侧进水温度30℃。
对于风冷型机组，冷凝器侧温度主要取决于设计日干球温度，根据调研，目前我国冰蓄冷应用主要地区设计日白天最高干球温度在35℃左右，夜间最高干球温度在28℃左右。
综合上述分析，双工况制冷机组空调和制冰工况定义如下：
对于水冷型机组，空调工况：蒸发器侧供回水温度5℃/10℃，冷凝器侧供回水温度32℃/37℃；制冰工况：蒸发器侧出水温度-5．6℃，冷凝器侧进水温度30℃。制冰工况两侧设计流量等同于空调工况。机组污垢系数与常规冷水机组相同。对于风冷型机组，蒸发器侧取值与水冷型机组一致，冷凝器侧空调工况：环境进风温度为35℃，制冰工况：环境进风温度为28℃。
双工况制冷机组能效限值制定方法主要如下：
1 调研主要设备生产厂家双工况冷水机组能效现状
本次修订过程中，编制组调研了国内主要制冷机组生产厂家，获得不同类型、不同冷量和性能水平的双工况制冷机组的性能数据库。数据库可以反映目前主流产品工艺水平。
在双工况制冷机组性能数据库的基础上，能效限值确定的原则为：使70％左右设备的能效能达到标准中规定的限值，即30℃左右的设备需要改进工艺才能满足上述限值。限值的制定旨在推动双工况制冷机组整体工艺水平的进步，进而提升行业技术水平。
2 建立动态经济模型验证调研能效限值
选取了不同气候区代表城市的典型建筑：寒冷地区选取北京；夏热冬冷地区选取上海；夏热冬暖地区选取深圳。采用动态负荷计算软件TRNSYS计算了建筑全年动态逐时负荷，并建立了不同城市不同蓄冰率时的逐时能耗计算模型，通过模型计算得到系统的逐时能耗。
根据逐时能耗和当地分时电价计算了典型系统的全年运行费用。结合蓄冰项目的初投资，计算得到各种蓄冰率时的投资回收期。
计算结果表明，在表中规定限值条件下，采取合理的蓄冰率，冰蓄冷系统的静态投资回收期均在3年～5年，符合一般项目对投资回收期的要求，也验证了上述限值的合理性。
3．3．5 本条文规定了载冷剂循环泵的耗电输冷比的限制要求。其计算方法与国家标准《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》GB 50736-2012中基本一致，本条文根据实际情况对计算公式及相关参数进行了调整，公式推导过程如下：
式中：m——单位时间每台载冷剂循环泵流量(kg/s)；
g——重力加速度(m/s2)；
Cp——载冷剂的热容[J/(kg·K)]，可参照本标准附录B；
η——包括水泵、电机及传动机构在内的综合效率。
式中：ηb——水泵设计工作点的效率；
ηd——电机效率，根据国家电动机标准中节能评价值和空调水泵电机功率范围，取0．90；
ηc——传动机构效率，有直联与联轴器两种，为方便计算，统一取0．98。
A值确定，取A＝11．136/η＇b≥11．136/ηb，η＇b表示水泵设计工作点的效率限值，η＇b取值参考国家标准《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》GB 50736-2012中清水泵相关规定。
B值确定，B值为与载冷剂循环泵扬程有关的限值。由于载冷剂系统一般在机房内，系统阻力计算时不考虑用户区的阻力，通常仅需要考虑载冷剂系统中的蓄冰设备、冷水机组、板式换热器以及机房内载冷剂管路和阀门等的阻力。条文中限定了各种蓄冷系统中各个阻力部件的阻力限值。在计算时，可根据系统流程计算B值。例如：当系统中载冷剂循环泵对应运行流程可能出现冷水机组、板式换热器以及蓄冷设备三者串联时，B值为表3．3．5-2中三列相加所得。当系统形式为并联，载冷剂循环泵对应运行流程仅有冷水机组和板式换热器串联、蓄冷装置和板式换热器串联以及冷水机组和蓄冷装置串联时，B值取表3．3．5-2中三列数据中任意两列数据相加的最大值。
在上述条件下可计算出载冷剂循环泵耗电输冷比。
3．3．6 对于冰蓄冷系统，需关注蓄冷-释冷周期的蓄冷设备的蓄冷和释冷速率。由于很多工程未注意到这个问题，导致蓄冷和释冷未达到预想的效果。
冷源系统设计时，应根据蓄冷-释冷周期的逐时负荷、制冷机制冷量以及运行模式确定蓄冷设备的逐时蓄冷和释冷速率。蓄冷装置设备设计选型时应能满足蓄冷和释冷速率要求。
3．3．7 对于双工况制冷机，一般来说，冷凝温度每降低1℃，制冷量可提高1．5％左右。用于蓄冷空调系统的冷水机组，多数夜间用于蓄冷工况的运行。由于夜间室外干球和湿球温度均较白天有所下降，因此根据冷水机组夜间蓄冷运行时间长的实际情况，可选用不同的冷凝器进水温度。
对于水冷式冷水机组，选择冷水机组冷量时，冷凝器进水温度白天宜按32℃考虑，夜间蓄冷工况可按30℃考虑，或根据当地的夜间实际气象统计参数确定。
3．3．8 蓄冷空调系统中，制冷机与蓄冷装置的相互关系可以是串联，可以是并联，相对位置关系可以制冷机上游，也可以制冷机下游。一般串联系统适宜于大温差(≥8℃)应用，在温差较小时泵耗较高。并联系统可兼顾制冷机组和蓄冷装置的热量和效率，适宜于小温差(≤6℃)应用，但是出水温度和出水量控制复杂。主机上游时一般主机效率高，能耗低，初投资小，但蓄冷装置释冷温度和释冷效率均较低，蓄冷装置初投资大。主机下游流程中，反之亦然。
功能水泵的设置可以是单泵也可以是双泵、多泵等形式。一般蓄冷系统负荷量较小时，采用合泵设置，即单泵系统；蓄冷系统负荷较大时，采用双泵或分泵系统。分泵设置时，运行能耗一般较低，但是占地面积和初投资一般有所增加。
蓄冷系统跟末端连接可以是直接连接也可以是间接连接。空调水系统规模较小，工作压力较低时，可采用载冷剂直接进入空调系统供冷；否则宜采用板式换热器的间接供冷方式。对于以全空气为主的空调系统，宜采用直接连接，降低设备的初投资和系统运行费用。当空调系统最大冷负荷大于700kW时，一般采用间接连接。
3．3．9 目前国内应用较多，比较成熟的蓄冷方式为有水蓄冷、冰盘管式蓄冰、封装式（冰球式、冰板式）蓄冰。冰片滑落式蓄冰、冰晶式蓄冰以及共晶盐蓄冰方式目前应用不多。各种蓄冷方式的特性及特点参见表1。
需要说明的是，表中相关技术特点为近年来国内冰蓄冷发展的技术特性总结，表中技术数据仅为多数项目工程经验，不排除少数项目因为特殊情况或者由于技术的进步，不适用于上述部分参数。实际工程中应根据项目特点和各厂家产品技术特性，经济、技术综合比较后得出相关技术参数。
不同的蓄冷装置其蓄冷、释冷特性不同。同一蓄冷装置，随着蓄冷百分比的增加，蓄冷速率一般会有所下降，所需要的蓄冷温度也随之降低；释冷时，随着释冷百分比的增加，释冷速率下降，释冷温度随之上升。设计时应由制造厂商提供详细的蓄冷、释冷特性曲线图表作为设计的重要参考依据。
3．3．10 水蓄冷一般应以温度尽可能低的水来蓄冷，然而水在4℃的密度最大，若将低于4℃的水引入分层蓄冷槽体内，它就会向上浮升，造成冷热混合损失。因此，水蓄冷温度宜为4℃。
进入蓄能槽内的水温应尽量保持稳定，以避免因短时间的密度差使之在布水器处形成浮升水流。对于分阶段达到蓄能和释能温度的蓄能水槽，在各个阶段内宜保持蓄能水槽进水温度稳定。
上述条文在包含蓄冷规定的同时也包含蓄热部分规定，这是由于水蓄能经常是冷热兼蓄，且两者技术要点较为类似。后续相关水蓄能条文均为此原则，不再赘述。
3．3．11 蓄能-释能周期内蓄能水槽蓄存的所有有效能量，包含供应建筑冷热量、蓄能水槽冷热损失以及水泵发热等。水槽的性能系数在设计阶段宜根据类似槽型或实验手段获取。当这些资料匮乏且布水器设计合理时，可取0．90。当水槽较小或者布水器设计欠佳时，可取0．85。在蓄能水槽投入运行后，应对水槽进行动态实验，校核其性能系数，从而验证所取水槽性能系数的合理性。
3．3．13 采用分层式蓄能水槽时，在条件允许时应尽可能加大高宽比，以减弱冷热掺混程度。水流布水器一般为八角形或H形，布水器设计主要控制弗鲁德数Fri（惯性力与浮力之比）与雷诺数Rei，一般要求Fri＜2，Fri宜为1；雷诺数(Rei)应在240～850之间，流速应均匀并小于0．3m/s，分支流量分配均匀。
式中：Fri——布水器进口弗鲁德数；
q——单位布水器长度的体积流量[m3/(m·s)]；
g——重力加速度(m/s2)；
hi——进水口最小高度(m)；
ρi——进水的密度(kg/m3)；
ρa——周围水的密度(kg/m3)；
Q——最大流量(m3/s)；
L——布水器有效长度（对于出水方向为180°的布水器，其有效长度等于实际尺寸的2倍）(m)。
式中：Rei——布水器进口雷诺数；
υ——水的运动黏度(m2/s)。
3．3．14 外融冰冰蓄冷系统可提供1℃～2℃的供水温度，冰层厚度应根据供水温度要求和制冷系统工作温度合理配置。冰桥会导致释冷周期内部分冰不能融化，造成效率损失，还会影响冰盘管安全运行，因此应采取合理措施和控制策略加以避免。配置搅拌装置，并采用合理的蓄冷温度和控制，可防止管簇间形成冰桥；当一个蓄冰槽内有多个蓄冰单元时，应安装折流板，使冷水蜿蜒均匀地流过盘管。当采用制冷剂直接制冰的外融冰蓄冷系统时，需对制冷剂管路进行合理的设计，并应符合现行国家标准《冷库设计规范》GB 50072中有关制冷部分的规定。
关于外融冰系统中对冰层厚度的控制：
外融冰系统中蓄冰池内水与冰直接接触取冷，所以蓄冰池内水的流程应该保证水与冰充分接触，即相邻的冰层不应出现相互搭接的现象，此外，如果相邻冰层相互搭接，有可能会损伤蓄冰盘管，造成泄漏。因此应特别注意冰层厚度的控制，应在蓄冰装置上选取适当的点位安装冰层厚度传感器，且要与此蓄冰装置对应的载冷剂管道上的控制阀门联动。当冰层厚度达到设定上限时，应及时关闭阀门，确保冰槽内各蓄冰装置上的冰层厚度均匀，冰水有足够的流通通道，以及蓄冰装置自身安全。
一般而言，外融冰蓄冰池尺寸较大，池内冰水沿着池底长度方向流动。在靠近冰槽进水口区域，由于水温相对较高，此区域内的冰较易融化，而靠近冰槽出水口的区域，由于水温相对较低，此区域内的冰较难融化。在上述情况下，很有可能，在融冰循环结束时，蓄冰池内的蓄冰装置上剩冰厚度不一致，导致在制冰循环开始时，各组蓄冰装置的制冰起点并不相同。所以，在布置冰层厚度传感器时应考虑此因素，宜沿蓄冰池长度（即冰水流动方向）依次分层布置冰层厚度传感器，并分组对应载冷剂控制阀门。
3．3．15 封装冰容器一般是表面带凹凸波纹的软质容器，或是由高密度聚氯乙烯制成的硬质容器。当采用软质容器时，应考虑冰-水相变体积膨胀挤占载冷剂容积。加装折流板的蓄冰槽，当冷水进出口压差过大时，可能使折流板受损。由于封装冰容器的移动内保温可能会产生磨损，因此当采用内保温时，应确保内表面有足够的硬度。在槽内中间高度加装折流板，可改善传热效果。蓄冰槽的进出口应设集管或布水器，使流体能均匀流通。
3．3．16 冰晶式蓄冷系统是近年来在国内兴起和推广的蓄能形式。为促进该技术的推广，丰富蓄能系统形式，本次修订增加了相关技术的条文，供该技术推广和应用参考。
直接蒸发系统较间接冷却系统效率高、系统简约。但是，当单机空调工况制冷量大于6300kW时，直接蒸发系统设备外形尺寸偏大，机房布置困难，此时可用双工况冷水机组通过冰晶生成器，间接冷却制取冰晶蓄冷。若工程需要，单机空调工况制冷量不大于6300kW时，也可采用间接冷却方式制取冰晶蓄冷。
乙烯乙二醇溶液作为蓄冷介质较为经济。当设计蓄冷介质与供冷介质合二为一直接向空调末端供冷时宜采用综合性能好的丙烯乙二醇溶液。蓄冷介质浓度降低，系统效率提高，但稳定性降低，反之亦然。工程应用中蓄冷介质乙烯乙二醇、丙烯乙二醇溶液体积浓度宜控制在3％～4％。
蓄冰介质直接向空调末端供冷可免设一次泵与板式换热器，简化冷源水系统，也减少了蓄冷、释冷、供冷过程多次间接换热损失以及循环泵耗。选择合适的空调末端，可提高空调末端出口循环介质温度，相应提高制冷机组进口循环介质温度，最终提高制冷机组效率。
冰晶蓄冰槽适应性强，可以是开式或闭式；材质可为碳钢、不锈钢、玻璃钢或钢筋混凝土；形状可为方形、圆形或其他形状。保持蓄冰介质清洁无杂质，可延长冰晶生成器运动摩擦副更换周期，提高整机使用寿命。
蓄冰槽进液管分为两种形式，布置在液面之上的进液管称为喷淋式进液管；布置在液位中下部的进液管称为涌泉式进液管。蓄冰槽进液管采用喷淋式，容易控制供水温度，适合低温供水；采用涌泉式，蓄冰槽利用率高。
涌泉喷口截面积之和约为流通主管截面的70％：蓄冰槽内每10m2液面涌泉管口个数不少于1个，泉口向上直段约200mm。涌泉管管道中心高度在液面高度下部1/4～1/3处。喷淋管形状宜为八角形、H形、径向圆盘形等。全部喷淋孔流通截面之和约为主管流通截面的40％～45％。蓄冰槽内每平方米冰面均匀布置约2．5个喷淋口，喷淋口与管截面中心线约成30°夹角。喷淋管下沿距满冰层顶面高度约300mm。
槽内吸水管设计流速低有利于冰晶与溶液分离，也有利于均匀融冰释冷。蓄冰槽内吸水管应均匀布置在蓄冰槽底，管内流速宜小于1．8m/s。吸水孔开在吸水管侧下部，开孔均匀、适当密布，吸水孔流通截面之和为主吸水管流通截面的3倍～4倍。吸水管最下沿距池底约200mm。
3．3．17 采用冰片滑落式蓄冰装置时，冰片是靠自重落入蓄冷槽内且堆积形成冰锥形，其静角宜在20°～40°的范围内。蓄冷槽内的起止水位对槽内冰的分布也有影响，应选择合适的起止水位。水位过高会使冰浮起，在蓄冷槽底部形成空白区；而水位过低会增加冰锥的静止角。为减少蓄冰槽内形成空穴，可增加槽体高度、采用多个落冰口、降低初次充水水位或采用机械手段落冰。当槽体采用内保温时，应确保内表面有足够的硬度。根据蓄冷-释冷周期，合理设置制冰与融霜周期，使融霜能及时剥落，并保证效率。
3．3．18 蓄冷装置与管道的冷量损失取决于表面积、蓄冷装置与管道导热系数、蓄冷装置与管道周围环境温度和蓄冷介质温度。保冷应采用闭孔型材料。设置在室外的蓄冷装置应在外表面做防水处理。暴露于阳光下的蓄冷装置，表面应为浅色或反射面，以减少辐射得热。
在进行保冷设计时要考虑蓄冷装置底部、侧壁的绝热。对于水蓄冷槽，如果由底部传入的热量大于侧壁传入的热量，则可能形成水温分布的逆转从而诱发对流，破坏分层效果，因此应特别注意。
本条文第2款规定了蓄冷-释冷周期内蓄冷装置的冷量损失不应超过总蓄冷量的2％。对于一般的蓄冷装置，在以24h为一个蓄冷-释冷周期时，这个要求不难达到。但是当蓄冷装置的体形系数较大、单位冷量的蓄冷容积较大（如水蓄冷）或蓄冷-释冷周期较长时，则需要更大的保冷层厚度，对此应进行校核计算。
3．3．19 蓄冷槽一般用钢板、混凝土、玻璃纤维或塑料制作，为确保建筑物的安全，当采用建筑物的外围护结构作蓄冷槽池壁时，应先与土建工程师进行商榷，对于湿陷性黄土地上的建筑物尤为重要。
3．3．20 外保温易形成冷桥导致凝结水外渗。土建蓄冷槽宜采用内保温，采用内保温时，应特别注意防水层的设计和施工。其他形式蓄冷装置如封装冰中的蓄冷罐，因能有效避免冷桥，宜采用外保温。在有条件的前提下，也可采用内、外双重保温。
3．3．21 本条文参照国家标准《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》GB 50736-2012第8．7．7条的有关规定。
内融冰蓄冷一般是安装在一个闭式、有压的系统中，封装冰可采用密闭槽或开式无压槽，其他蓄冷技术采用开式槽。在外融冰和水蓄冷系统中，采用开式或闭式系统应根据系统供水温度、水泵能耗以及系统造价等因素确定。
如果采用开式系统直接连接蓄冷（热）槽与空调末端时，当水泵停止运行时应保证系统管路与设备不发生倒空，应在接入蓄冷槽之前的回液管上设置自力式恒压阀或将回液管抬高后再接入系统。当采用自力式恒压阀时，阀前压力应大于最高点静压35kPa以上。
3．3．22 载冷剂侧除应设置手动关断阀外，还应设置与自动控制系统联动的电动关断阀和旁通阀。
3．3．23 乙烯乙二醇、丙烯乙二醇溶液物理性质参照本标准附录B，表中未列出的物理性质参数值可采用线性插值确定。
3．3．24 冰蓄冷空调系统中最常用的载冷剂为乙烯乙二醇溶液。非缓蚀性乙烯乙二醇溶液腐蚀性较强，因此不应采用。冰蓄冷系统经常采用的乙烯乙二醇溶液，除动态制冰系统外，质量浓度一般为25％～30％。
3．3．25 不同浓度的载冷剂水溶液，其密度、黏度、比热、传热系数等物理性质也不同，它们对管路系统的水力计算影响较大，故不应按常规的水管路进行计算。而应将选用载冷剂的实际物理性质参数代入相应的公式进行计算。
载冷剂系统管道的沿程阻力和流量也可以按常规系统的计算方法进行计算，但需要按本标准附录C给出的修正系数进行修正，制冷机组和换热器等主要设备局部阻力应由设备厂商提供。
3．3．26 溶液浓度对制冷机组的制冷量和板式换热器的传热系数有影响。一般而言，双工况制冷机组制冷量和板式换热器传热系数随载冷剂浓度增加而下降，所以在满足蓄冰温度的前提下，应尽可能降低溶液浓度。
双工况制冷机组的制冷量和换热器的传热量应根据选用的载冷剂物理性质由设备厂商进行修正。
3．3．27 由于冰蓄冷系统中的载冷剂遇空气后易降解或分解，所以建议系统采用闭式循环和定压补液系统。蓄冰空调系统的载冷剂溶液由于价格较高且有一定的毒性，所以系统膨胀时的载冷剂须回收。
冰蓄冷过程中温度变化较大，且载冷剂的膨胀系数又大于水，而且在蓄冷过程中往往伴随相变的发生，所以蓄冷系统的膨胀量较大，不应按常规空调系统的膨胀量来估算。
闭式系统溶液膨胀及补液装置的容积计算方法如下：
1 无相变（盘管式蓄冰）系统溶液膨胀装置的有效容积V(m3)，可按下列公式计算：
隔膜膨胀罐：
开式膨胀水箱：
式中：Vs——系统载冷剂的容量(m3)；
ρ1——最低温度时，载冷剂的密度(kg/m3)；
ρ2——最高温度时，载冷剂的密度(kg/m3)；
β——容积附加系数，隔膜式膨胀取1．05；
P1——最低压力，一般为系统最高工作点静压＋35kPa（即补水泵启动压力）(kPa)；
P2——最高压力，系统承受的最高工作压力（即补水泵停泵压力）(kPa)。
2 有相变（封装式蓄冰）系统溶液膨胀装置的有效容积V(m3)，按下列公式计算：
隔膜膨胀罐：
开式膨胀水箱：
式中：Vc——封装蓄冰装置内单元容积的体积（m3/个）；
n——封装蓄冰装置内单元容积的数量（个）；
1．2——系统裕量系数；
0．09——相变凝固时的体积膨胀系数。
在有相变的冰蓄冷空调系统中，由于载冷剂温差引起的膨胀与蓄冰体（如冰球）相变所产生的膨胀相比，膨胀量较小，且膨胀、收缩过程相反，所以在有相变的系统中，温差膨胀可不予以考虑。
3．3．28 本条为强制性条文。乙烯乙二醇溶液与含锌的材料接触易发生化学反应，易腐蚀活动性较强的金属锌。冰蓄冷空调系统的载冷剂管路系统除不应采用镀锌或含锌钢管外，其余管材的选用均与常规空调水系统基本相同。
3．3．31 载冷剂循环泵选取的流量和扬程，通常是兼顾多种工况的最不利状况，即流量和阻力都最大，为使系统在低流量和低阻力工况下水泵的运行富余不致过大，其流量和扬程不宜附加裕量。初选的循环泵应对所有出现的运行工况进行校核，以免出现水泵超出正常的流量和扬程范围。一般循环泵应设置变频控制，在不同工况时将水泵变频调速到理想的工作状态，节约水泵能耗的同时运行安全。
3．4 蓄热系统
3．4．2 根据国家标准《公共建筑节能设计标准》GB 50189-2015第4．2．2条规定，利用电热锅炉作为供暖热源时，电热锅炉不允许在高峰和平峰段运行，因此，采用电热锅炉时蓄热系统应采用全负荷蓄热模式。
为提高蓄热系统的能效，本标准根据相关规定给出了电热锅炉的热效率要求。
3．4．3 蓄热温差是水蓄热系统设计中较为重要的参数，应根据热源类型、蓄热装置类型及系统形式等条件确定。在技术经济合理条件下，加大蓄热温差有利于节能目标的实现，也可以减少蓄热装置、水泵及配件等初投资，最大可能降低运行费用，实现系统经济运行的目的。
3．4．4 电热锅炉水蓄热系统分为串联与并联两种系统形式。并联方式由于投资较高、控制较复杂、系统能效较低等原因，实际工程中应用较少。而采用电热锅炉位于下游的串联方式一般可以获得较高的系统能效，因此推荐采用。
3．4．5 蓄热装置分常压与承压两种形式，常压蓄热装置的形式包括迷宫式、隔膜式、多槽式和温度分层式等，其中温度分层式是最常用的方式。承压蓄热装置和高温水蓄热的蓄热装置参考现行行业标准《固定式压力容器安全技术监察规程》TSG 21的相关安全技术规定。
蓄热装置中冷热水间的混合、斜温层导热或存在死区等因素，会造成有效蓄热量比例下降，为提高蓄热装置蓄热率及经济性，要求蓄热装置的有效蓄热量比例不应低于90％。如计入与外界的换热损失，则不应低于85％。
常压蓄热装置设置通向室外的透气管主要是防止热水产生的蒸汽散发在机房内，不利于机房的环境安全。
3．4．8 相变潜热蓄热与显热蓄热相比，其最大优点是单位容积的蓄热量大，所占用的机房空间也小。蓄热介质（如无机盐水混合物、石蜡等）选择主要考虑其热力学特性、化学特性及经济性三个方面。蓄热介质的热力学性质主要包括相变潜热、熔点温度、导热率等；化学性质主要包括腐蚀、毒性、可燃、稳定性等；经济性主要是指成本。选择时应根据标准要求，综合考虑与利用，实现技术可靠、经济合理。
3．4．9 根据材料的相变温度不同，相变蓄热材料可分为低温相变材料、中温相变材料和高温相变材料。低温相变蓄热材料的相变温度一般为-50℃～90℃，其中低于15℃的材料主要应用于空调制冷，而相变温度在15℃～90℃（之间的材料广泛应用于太阳能储热领域。中温相变蓄热材料的相变温度范围一般为90℃～400℃，此温度段足够为其他设备或应用场合提供热动力高温热源，近年来在太阳能热发电、移动蓄热技术中就广泛应用了中温相变蓄热材料。高温相变蓄热材料的相变温度在400℃以上，主要应用于小功率电站、太阳能发电、工业余热回收等方面。
3．4．10 本条文第2款规定了蓄热-释热周期内蓄热装置的热损失不应超过蓄热量的5％。蓄热装置的热损失主要取决于其表面积、周围环境温度和蓄热介质温度。同时，蓄热装置单位容积的蓄热量，也直接影响热损失占总蓄热量的比例。在蓄热装置设计时，应根据上述条件，对保温设计进行校核计算，表2列出了几种不同环境温度、蓄热介质温度、蓄热-释热温差和蓄热装置尺寸时，5％热损失对应的聚氨酯保温层厚度。
3．5 末端空调系统
3．5．1 蓄冷空调系统应充分利用较低的供冷温度，避免低温蓄冷高温利用的情况。采用低温送风有利于节省风机和水泵的输送能牦，但是低温送风后，会造成室内相对湿度偏低，因此对于有特殊要求的工艺性空调不宜使用低温送风系统。
3．5．2 低温送风系统采用的风机盘管机组，进水温度和出风温度偏低。因此，其性能指标不同于普通型风机盘管机组，表冷盘管迎风面风速一般采用1．5m/s～2．3m/s，低于普通风机盘管机组。此外，其凝露条件更为恶劣。因此，低温送风系统宜选用专用机组，并满足现行国家标准《风机盘管机组》GB/T 19232在相应低温工况下的性能要求。
3．5．4 普通风口易造成吹风感，送风温度偏低也易在风口产生凝露和吹雾现象，所以应采取相应的技术措施加以避免，例如采用高扩散诱导风口。
3．5．5 低温送风系统风道中的送风温度更低，风管及其配件的保温要求相应提高。
3．5．6 风管漏风会造成大量的能量损失，而且在泄漏点会造成凝露。为了将能量损失控制在一定范围内，低温送风的漏风量应小于常规送风温度同样压力下的风管漏风量。
3．5．7 当房间初始温、湿度较高时，较低的送风温度可能导致风口等部位发生结露，为避免产生这种现象，可采用渐调末端空气处理设备旁通水量或风量的方法。
3．6 系统监测与控制
3．6．1 监测及自动控制系统应根据蓄能-释能周期内系统状态、负荷状况和时段切换运行模式（如制冷机组蓄冷、蓄冷装置单独供冷、制冷机组与蓄冷装置联合供冷等），采取相应的控制策略。
3．6．2 对于水蓄冷系统，一般在蓄冷水槽内垂直方向设置温度传感器，检测垂直方向的水温分布，并由此得到蓄冷量和斜温层的厚度；传感器间距不宜大于200mm。
对于冰盘管式蓄冰装置，一般设置水位传感器、冰量传感器或冰层厚度传感器，当蓄冰槽内配置有空气泵时，应考虑其对水位传感器的影响。对于外融冰系统，在释冷过程中由于蓄冰池有冰水流入、流出，且空气泵对蓄冰池水位存在影响，因此仅根据监测水位变化或部分蓄冰盘管冰层厚度得到的剩余蓄冰量是不准确的，宜在自控系统中增加剩余蓄冰量的逐时计算，通过多种途径得到较为客观的剩余蓄冰量。
对于封装式蓄冰设备，一般根据蓄冰槽是开式或闭式、封装冰容器是硬质或软质、有无波纹等情况，采用监测静压水位或监测膨胀蓄液槽水位的方法，也可采用监测蓄冰槽的流量与温度的方法，对蓄冰量进行监测。
3．6．3 建立冷水机组控制器通信接口，可使集中监控系统的中央主机系统能够监控冷水机组的运行参数，并使冷水系统能量管理更加合理。
3．6．4 蓄能系统一般需要根据监测的温度、流量、负荷率、蓄能量或释能量等数据进行系统和设备的控制，并实现特定的控制策略，因此相比常规系统需要更高质量的流量、温度传感器。相比整个控制系统总成本，高质量的流量、温度传感器的投资有限，但对降低系统整体运行费用和全寿命周期成本却非常有价值。
表3．6．4参考了ASHRAE手册推荐给出的传感器的精确度、精密度、分辨率要求，表中数据是按照蓄能量或释能量的不确定度(uncertainty)为±10％计算得到的。当精度要求更严格时，设计人员应另外进行不确定性计算，以确定单个传感器的精度。除此之外，还应该考虑测试数据传输和反馈过程中的准确性问题。
精确度系指被测对象的测得值之间的一致程度以及与其“真值”的接近程度。精密度系指在相同条件下，对被测量进行反复测量，测得值之间的一致（符合）程度。分辨率是仪器准确测量和显示测量值的最小刻度。
3．6．5 蓄能空调系统的运行模式是指阶段性的运行状态，如冰蓄冷系统中的制冰模式、蓄冰装置单独供冷模式、蓄冰装置与主机联合供冷模式等，在设计文件中应加以说明。另外，还应说明实现各种运行模式的控制动作，如各设备的开关、调节和设定值的改变，阀门动作（开关或调节）等。
3．6．6 本标准第3．3．22条规定了蓄冰系统中换热器二次侧应采取防冻措施。在控制系统中应针对各种可能的运行工况，自动实现这些保护功能。
3．6．7 蓄冷系统一般较常规系统增加了中间换热循环管路和相应的水泵。水泵的耗电量还有相当部分将转换成蓄冷系统的得热，增加了系统的能耗和冷量损失。蓄冷系统配置变频器并进行相应控制，可以在很大程度上减少这部分的能耗和冷量损失。当一组循环泵设计功率超过7．5kW或单台泵功率超过3．7kW时，一般应按本条要求设置变频器。
一般实际运行工况的系统阻力损失和水泵工况点与设计值存在差别，因此需要通过调试找到系统设计工况对应的变频器频率，在进行变流量控制时，以这个最大频率设定值为基础进行控制调节。另外，蓄冷系统的水泵一般需要适应诸如蓄冷、释冷等多种设计工况，也需要通过调试确定各工况对应的频率设定值，在运行模式切换时，可直接调整到对应的频率设定值。
3．6．8 “制冷机组与蓄冷装置联合供冷”模式一般在部分负荷蓄冷系统的电力高峰时段启动。制冷机组优先的控制策略和控制方法简单，但宜采取有效方法充分地利用蓄冷装置的蓄冷量，例如在负荷预测的基础上限定制冷机组的制冷量。
采用蓄冷装置优先的控制策略时，应防止蓄冷量过早释放，以致空调负荷高峰时供水温度和供冷量失控，因此应在负荷预测基础上采取限定制冷机组制冷量的优化控制方法。
比例控制方法是根据系统的负荷预测和实际监测到的蓄冷装置的剩余冷量和融冰率，控制制冷机或蓄冷装置的限定值，调整制冷机组与蓄冷装置的投入比例。
