孟建軍 武衛(wèi)東 唐恒博 張華

（上海理工大學制冷與低溫工程研究所 上海 200093）

熱泵型蓄能多聯(lián)機空調(diào)系統(tǒng)

孟建軍 武衛(wèi)東 唐恒博 張華

（上海理工大學制冷與低溫工程研究所 上海 200093）

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

空調(diào)機組；過冷度；多聯(lián)機；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注［1］。近年來夏季高溫，全國電網(wǎng)不堪重負，我國空調(diào)用電正在持續(xù)增加，預計到2020年，全國用于制冷的電力高峰負荷將會比現(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間內(nèi)，而夜間的用電量則顯著降低，從而造成峰谷負荷差的不斷拉大。夜間低谷電力過剩，電站在低負荷、低效率下運行，使得電網(wǎng)整體的平均負荷率降低［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，將冷量儲存在蓄冷介質(zhì)的潛熱或顯熱中；在電網(wǎng)負荷高峰期，再將冷量釋放出來供給空調(diào)系統(tǒng)使用，以承擔高峰期空調(diào)所需的全部或部分負荷［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容量；節(jié)省電力增容費用；緩解我國電網(wǎng)供電不足的同時，為用戶帶來經(jīng)濟效益，具有較大的社會效益和經(jīng)濟效益［6］。

由于傳統(tǒng)蓄冰裝置的融冰供冷過程不穩(wěn)定，影響了空調(diào)系統(tǒng)的正常運作，特別是鑒于一些小型建筑供冷供熱場合的需求，小型冰蓄冷空調(diào)系統(tǒng)及過冷式蓄冷空調(diào)機理及系統(tǒng)引起了較廣泛關注。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)過冷度的增加，會使空調(diào)機組的制冷量和COP得到較大提高；姬長發(fā)等［8］分析了小型冰蓄冷空調(diào)系統(tǒng)，得出大溫差過冷方案適用于小型家用空調(diào)器；張龍等［9］建立了過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)的改進和優(yōu)化提供了有力的理論參考；肖洪海等［10］設計了制冷量為30 kW的過冷式冰蓄冷多聯(lián)空調(diào)系統(tǒng)，并對該系統(tǒng)進行了經(jīng)濟性分析；劉紅紹等［11］對制冷劑為R22的過冷型多聯(lián)機冰蓄冷空調(diào)研究發(fā)現(xiàn)，釋冷運行時系統(tǒng)COP可提高約26.9%。本文在前人研究的基礎上，設計開發(fā)了兼具有蓄冷和蓄熱功能的多聯(lián)機蓄能空調(diào)系統(tǒng)?？紤]到蓄冰運行對整個系統(tǒng)運行效果的關鍵影響作用，還建立了冰盤管蓄冷系統(tǒng)物理模型，為蓄冰設備的優(yōu)化設計提供重要依據(jù)。

1 系統(tǒng)方案設計

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

2 系統(tǒng)蓄冷／蓄熱運行過程

2.1 蓄冷運行

蓄冷運行時（如圖1所示），制冷劑由壓縮機B出來經(jīng)四通換向閥A進入冷凝器C，冷凝放熱后到達儲液器E，電磁閥3關閉，制冷劑經(jīng)過電子膨脹閥2節(jié)流后進入蓄能桶F，此時蓄能桶內(nèi)盤管作為蒸發(fā)器，蒸發(fā)盤管外結冰存儲冷量，經(jīng)電磁閥7通過四通換向閥回到壓縮機。夜間蓄冷運行時，因蒸發(fā)溫度較常規(guī)空調(diào)工況下低，導致COP會降低，但由于夜間冷凝溫度也較白天低，這樣將部分抵消蒸發(fā)溫度降低而帶來的影響。因此在現(xiàn)有的分時電價制度下，確保所需蓄冰量時，應結合經(jīng)濟要求來設計制冷系統(tǒng)的蒸發(fā)溫度和結冰厚度［12］。

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

2.2 釋冷運行

融冰釋冷運行時（圖1），制冷劑由壓縮機B出來經(jīng)四通換向閥A進入冷凝器C，冷凝放熱后到達儲液器E，這時閥門2關閉閥門3打開，閥門5關閉閥門6打開，制冷劑進入蓄能桶F過冷度增大，再分別經(jīng)電子膨脹閥8、9節(jié)流后進入室內(nèi)機G、H，從室內(nèi)機出來后再經(jīng)四通換向閥回到壓縮機完成一次循環(huán)。在該系統(tǒng)的融冰釋冷運行下，因制冷劑過冷度得到提高，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為過冷循環(huán)）所示。

圖2 釋冷運行時系統(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，過冷循環(huán)對應的性能系數(shù)：

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

過冷循環(huán)中因過冷度引起的單位制冷量增加量：

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

2.3 蓄熱運行

蓄熱運行時（圖1），制冷劑由壓縮機B出來經(jīng)四通換向閥A進入室內(nèi)機G、H，閥門6、閥門8和閥門9打開，而閥門5關閉，制冷劑冷凝放熱后通過電磁閥6進入蓄能桶F中繼續(xù)冷凝放熱儲存熱量，從蓄能桶出來后經(jīng)電子膨脹閥1節(jié)流進入室外機C，再經(jīng)四通換向閥回到壓縮機完成一次循環(huán)。在蓄熱運行工況下，系統(tǒng)經(jīng)過約3 h的運行，可以在蓄能桶中儲存50℃的熱水供釋熱時使用。

2.4 釋熱運行

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

對于常規(guī)的多聯(lián)機系統(tǒng)，在冬季極低溫時，蒸發(fā)溫度和壓力的降低導致壓縮機的吸／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，壓縮機的壓縮比要增加，這樣會減少壓縮機的使用壽命。本文設計的系統(tǒng)在釋熱運行時，由于一部分制冷劑流經(jīng)蓄熱桶，使得壓縮機吸／排氣溫度提高，從而可緩解冬季制熱量衰減問題。釋熱運行時系統(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的制熱循環(huán)，a點為制冷劑在室外換熱器出口狀態(tài)，c點為制冷劑在蓄能桶出口狀態(tài)，b點為兩路制冷劑混合的狀態(tài)。

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

3 冰盤管系統(tǒng)的物理模型

3.1 物理模型

本文建立了冰盤管系統(tǒng)的物理模型［14－15］，對冰盤管的外結冰時間進行計算，以了解蓄冰時間的變化規(guī)律，為蓄冰設備的設計提供重要依據(jù)。根據(jù)蓄冰過程的實際情況和設備的實際使用條件，對盤管蓄冰模擬的物理模型做以下假設和簡化［16］：1）蓄冰罐是絕熱的，與環(huán)境沒有熱交換；2）傳熱管外壁與固液兩相界面之間為同心圓，且因冰層的厚度遠小于管長，冰層內(nèi)的傳熱過程僅按徑向?qū)徇^程考慮；3）潛熱蓄冷開始時，罐內(nèi)水溫近似達到0℃，不出現(xiàn)過冷現(xiàn)象；4）結冰過程中，管內(nèi)制冷劑處于蒸發(fā)狀態(tài)，可認為管內(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）單位長度盤管導熱熱流量

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

2）微元dr結冰放出熱量

式中：Q0為單位長度管道結冰dr厚度時放出的熱量，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冰層需要的時間

3.3 計算與分析

取微元dr為0.01 mm，隨著d3的增加，計算出不同的Δt，總時間即為Δt的累計。取不同的蒸發(fā)溫度，經(jīng)過編程計算，可以得到不同蒸發(fā)溫度時蓄冰時間與厚度之間的關系，如圖4所示?？梢钥闯觯S著冰層厚度的增加，同一蒸發(fā)溫度下，結冰速度越來越慢，結冰所花的時間越來越長；為了達到同一冰層厚度，蒸發(fā)溫度越低所花的結冰時間越短。結合公式（3）分析可知，當傳熱熱阻一定時，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，當系統(tǒng)所用壓縮機和冷凝溫度確定后，蒸發(fā)溫度下降會導致COP降低。所以在蓄冰桶／蓄冷量設計計算時，需要考慮蒸發(fā)溫度、蓄冰時間和冰層厚度等制約因素，當滿足蓄冷時間不高于8 h，冰直徑最大可達90 mm時，蒸發(fā)溫度最高約為－9℃。本系統(tǒng)蓄冰運行時蒸發(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)溫度時蓄冰時間隨冰直徑變化Fig.4 Ice storage time vs frozen ice?layer diam eter at different evaporating temperatures

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

已知釋冷運行時蒸發(fā)溫度約為4℃，根據(jù)白天環(huán)境溫度取冷凝溫度約為50℃；當系統(tǒng)主機輸入功為11.4 kW 時，對該大溫差過冷系統(tǒng)選取過冷度為29℃，計算可得：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 實驗及結果分析

4.1 實驗裝置與數(shù)據(jù)測量

利用環(huán)境實驗室模擬室內(nèi)外環(huán)境溫濕度，環(huán)境室構造如圖5所示，左側為室內(nèi)環(huán)境，右側為室外環(huán)境。實驗設備主要包括室外機、室內(nèi)機、蓄能桶和數(shù)據(jù)采集監(jiān)控系統(tǒng)。主機輸入功率為11.4 kW，主機制冷標準能力為30 kW，制冷劑為R22。室外系統(tǒng)主要包括渦旋壓縮機、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)機組采用6臺風機盤管室內(nèi)機，分別為兩臺2.5 kW，兩臺5 kW，兩臺7.5 kW。

實驗步驟主要包括：每次性能測試之前，先使環(huán)境室溫、濕度達到所要求的數(shù)值，而后依次進行蓄冷、釋冷、蓄熱、釋熱等模式下機組的性能實驗。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%）和用于測試室內(nèi)外風機及壓縮機電耗的功率表等組成。其中吸／排氣壓力測點位于壓縮機的吸氣口和排氣口，蓄冷桶內(nèi)水溫測點位于中軸線上高度分別為400 mm、800 mm、1200 mm的三點。機組制冷量采用空氣焓差法測量。內(nèi)機風量通過標準噴嘴測量，噴嘴之間壓差由差壓計測量；空氣溫度與濕度采用干濕球溫度計測量。為保證獲得的實驗結果精確可信，本文實驗數(shù)據(jù)為在相同穩(wěn)定工況條件下七組重復實驗的算術平均值。

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

4.2 蓄冷和釋冷實驗

在蓄冰運行模式下，機組利用夜間低電價時段蓄冰儲存冷量，圖6為蓄冷運行時壓縮機吸／排氣壓力及桶內(nèi)水溫變化曲線。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，而且溫度下降過程存在波動現(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)運行時間約8 h后完成蓄冰（這時桶內(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），與理論預測的7.8 h相近。圖7所示為蓄冰過程蒸發(fā)盤管外結冰圖片。另從圖6可以看出，機組在蓄冰運行下排氣壓力約為1.59 MPa，吸氣壓力約為0.26 MPa，均低于常規(guī)制冷模式。

圖8為融冰釋冷運行時機組制冷量及壓縮機吸／排氣壓力曲線。從圖8中可以看出，融冰釋冷運行時排氣壓力約為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。在整個融冰釋冷運行中，由于剛開始階段系統(tǒng)不穩(wěn)定，制冷量較小，隨后逐漸增大，運行1.5 h后基本維持穩(wěn)定，由于后期冰層已經(jīng)大量融化導致制冷量下降；融冰釋冷運行1.5～6.5 h期間制冷量相對穩(wěn)定，系統(tǒng)平均制冷能力能夠達到36 kW（與理論計算中融冰時系統(tǒng)制冷量為36.8 kW相符），與常規(guī)制冷測得的平均28 kW能力相比，蓄冰機組制冷能力增加約29%。

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

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

融冰釋冷運行時機組COP及桶內(nèi)水溫變化曲線如圖9所示。從圖9可知，系統(tǒng)在融冰釋冷過程機組COP在3上下浮動，與常規(guī)制冷相比COP增加到136.4%（這與理論計算中COP增加到131.3%的情況接近）；桶內(nèi)水溫開始時接近而略高于0℃，隨著融冰過程的進行逐漸增大，而且運行初始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)生導致溫升速率逐漸增大；當融冰循環(huán)進行6.5 h后，水溫接近25℃，由于室外溫度的下降，此時所需冷量也將減少，利用低溫水的過冷，可以滿足供冷要求。

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

4.3 蓄熱和釋熱實驗

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行，使得蓄能桶在制冷、熱泵運行時都能夠加以利用，有利于縮短經(jīng)濟回收期。在（熱泵）蓄熱運行時，機組制熱量用于蓄熱劑水的加熱，由于是顯熱儲能，蓄熱量基本呈線性增加，歷經(jīng)3 h后，水溫從20℃可被加熱到50℃。在釋熱運行下，使節(jié)流后的部分制冷劑流經(jīng)蓄能桶體，此時桶體內(nèi)部水溫約50℃，蓄熱桶體相當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的制冷劑混合后引入壓縮機，導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，機組制熱量提高，同時室外機蒸發(fā)溫度也提高，使得機組結霜現(xiàn)象得到了有效緩解。

5 結論

1）設計研發(fā)了同時具有蓄冷蓄熱功能的熱泵型蓄能多聯(lián)機空調(diào)機組系統(tǒng)，由于蓄能箱體兼作蓄冷／蓄熱同時使用，用戶經(jīng)濟回收期縮短（經(jīng)計算約為3年）。

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

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

4）系統(tǒng)通過釋熱運行，提高了壓縮機的吸／排氣溫度及室外機蒸發(fā)溫度，解決了系統(tǒng)制熱量衰減的問題，并緩解了機組的結霜現(xiàn)象。

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

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［16］張奕，黃虎，張小松.盤管冰蓄冷裝置管外結冰過程研究［J］.哈爾濱工業(yè)大學學報，2004，36（10）：1310?1313.（Zhang Yi，Huang Hu，Zhang Xiaosong.Ice?form?ing process on the outside of coils a simplified heat transfer model and experimental study［J］.Journal of Harbin Insti?tute of Technology，2004，36（10）：1310?1313.）

武衛(wèi)東，男，博士，副教授，制冷與低溫工程研究所副所長，上海理工大學能源與動力工程學院，（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)強化、蓄冷／蓄熱技術。

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

簡介

國家科技支撐計劃（2015BAD19B0222）資助項目。（The project was supported by the Key Technologies R＆D Program of China（No. 2015BAD19B0222）.）

2014年11月5日