補氣增焓低溫多聯機制熱性能實驗研究

宋培剛 余鵬飛 代文杰 顏華周

(1 廣東TCL智能暖通設備有限公司 中山 5128001；2 南京工程學院能源與動力工程學院 南京 211167)

本文研究的低溫多聯機屬于空氣源熱泵類產品，王曉洪等[1]研究表明該類產品在低溫環境中使用時，隨著環境溫度的降低，對應的蒸發溫度下降，使壓縮機吸氣壓力下降，吸氣比容增加，從而導致單位容積制冷劑的制熱量下降，在壓縮機等體積流量狀態下，空調機組的制熱量下降顯著，產品能效COP下降，運行經濟性降低。

同時，低溫多聯機在低溫環境下運行，還伴隨著可靠性問題。譚建明等[2-4]研究表明系統低壓側壓力和溫度較低，管路內潤滑油溶解度下降且潤滑油黏度增大，流動性差，回油不暢的概率增加，導致大量潤滑油積存低壓管路側，不能及時有效的回到壓縮機，易發生壓縮機潤滑不良的問題。

針對低溫環境下空氣源產品制熱能力差、系統可靠性低的問題，眾多學者及工程技術人員進行了深入研究[5-8]，已推廣應用的低溫制熱技術主要有復疊制熱技術、雙極耦合制熱技術和中間補氣增焓技術。多聯式空調器應用較多的是Wang Xiao等[9-12]研究的中間補氣增焓技術類空調系統，本文實驗研究的低溫多聯機也采用該類技術，該低溫多聯機系統由帶中間補氣口的變頻壓縮機、使用板式換熱器的經濟器和對應控制的電子膨脹閥等元器件構成，通過中間補氣增加吸入壓縮機制冷劑的質量流量，且降低了蒸發器入口的制冷劑比焓。

根據不同的產品和測試情況，研究低溫空氣源熱泵的相關專家學者針對中間補氣增焓技術對于制熱效果的影響程度給出了量化的研究結論。黃輝[13]研究表明補氣增焓技術已建立較為可靠的數學模型，可將中間補氣過程假定為“先等容混合，后絕熱壓縮”過程，并建立數學模型研究。冉小鵬等[14]實驗研究了EVI(enhanced vapor injection)空氣源熱泵，得出在最佳中間補氣參數下制熱性能提升43.0%，COP提升28.3%。艾凇卉等[15-17]的研究均表明補氣增焓技術在低溫制熱時，可以提高機組自身制熱量。易博等[18]對低溫補氣增焓多聯機制熱性能進行了實驗研究，結果表明補氣增焓多聯機制熱能可提升15%以上。張明等[19-21]從技術性能及實際工程角度對比分析了空調系統中補氣增焓技術的作用，得出該技術能夠大幅提升系統運行COP，降低建筑采暖季平均耗電量。

中間補氣增焓技術對于制熱量的提升，低溫空氣源熱泵行業內基本達成共識，但具體到不同系統、不同結構壓縮機、不同控制方式，沒有行之有效的量化方案。低溫多聯機系統具有內機數量多、負荷變化大、運行耦合條件復雜、系統控制變量多等特征，這些特征決定了中間補氣增焓控制方案不能簡單使用低溫空氣源熱泵行業內普遍采用的固定中間補氣量，即固定補氣制冷劑流量的方案控制。需要根據低溫多聯機產品特性，找到在不同溫度、不同開機負荷、不同運行狀態的最佳中間補氣量和補氣制冷劑干度，從而達到最佳熱泵系統運行狀態，并保證產品運行可靠性。

前文分析可知，低溫多聯式熱泵空調系統制熱效果與中間補氣制冷劑狀態和流量密切相關，故本文從中間補氣增焓的理論分析和實驗測試等方面進行分析研究，找到適用于低溫多聯機系統的量化控制因素，以推廣應用。

1 理論分析

1.1 補氣增焓制熱循環原理

補氣增焓多聯機制熱循環壓焓圖如圖1所示。一般空氣源熱泵型多聯式空調機組制熱循環為1-2-3-4-1，采用中間補氣增焓技術的空氣源低溫多聯機制熱循環為1-7-8-2′-3′-4′-1。

圖1 補氣增焓多聯機制熱循環壓焓圖

補氣增焓的低溫多聯機制熱循環與普通多聯機制熱循環的主要區別在于：從冷凝器出來的高壓制冷劑液體分為兩路，制冷回路和補氣回路。2′-3冷凝過程，3-5補氣回路的節流過程，5-6補氣側吸熱蒸發過程，3-3′制冷劑蒸氣冷凝放熱過程(二次過冷)，3′-4′主路制冷劑節流過程，4′-1主路制冷劑蒸氣蒸發吸熱，1-7主路制冷劑的壓縮過程，6-8-7補氣蒸氣與經過一次壓縮的制冷劑混和過程，8-2′為二次壓縮過程。

1.2 補氣增焓制熱循環的熱力學分析

假設進入冷凝器的制冷劑總量為n(kg)，主路的制冷劑循環質量流量為m(kg)，補氣回路的制冷劑質量流量為i(kg)，根據質量守恒定律可得：

n=m+i

(1)

蒸發器換熱量計算：

Qe=m(h1-h4)+(h4-h4′)

(2)

式中：Qe為蒸發器的制冷量，kW；h1、h4、h4′分別為1、4、4′點處的焓值，kJ/kg′。

由圖1可知，采用中間補氣增焓技術時，由于配置了過冷器，可以對主路制冷劑起過冷作用，與普通多聯機相比，若保持主路的制冷劑質量流量m不變，可顯著提升蒸發側制冷量，提升后的制冷量為制冷劑質量流量m經過4′-4-1蒸發過程計算值，即式(2)表達部分。

壓縮機功耗：

W=m(h7-h1)+(m+i)(h2′-h8)

(3)

式中：W為進入壓縮機的總功率，kW；h7、h2′、h8分別為7、2′、8點處的焓值，kJ/kg。

中間補氣增焓系統采用帶補氣裝置的壓縮機，該壓縮機的功耗可以看作由普通吸氣的低壓段和中間補氣混合后的高壓段兩部分功耗組成，低壓段部分僅對流經冷凝器的制冷劑進行壓縮，高壓段部分則對低壓壓縮機后的制冷劑與中間補氣制冷劑混合后的制冷劑進行壓縮。

多聯機系統冷凝側的制熱量：

Qc=(m+i)(h2′-h3)

(4)

式中：Qc為冷凝側的制熱量，kW；h3為3點處的焓值，kJ/kg。

由式(4)可知，普通空調的制熱量為(h2-h3)，對比中間補氣增焓低溫多聯機空調系統，制冷劑單位質量流量的焓差有所減少，但由于壓縮機在中間補氣過程中增加了制冷劑質量，即高壓壓縮機端比體積改變，壓縮機排氣側制冷劑質量流量增大。因此，在補氣增焓低溫多聯機系統制熱量的計算中，當制冷劑變化量i的權重大于焓差的變化量Δh時，該系統制熱量增加，否則系統制熱量降低。由此可知，在補氣增焓低溫多聯機設計時需要合理控制補氣量i值，保證系統處于性能最優點。

研究資料表明[22-25]，中間補氣量的控制可以參考壓力值控制，中間補氣制冷劑的壓力計算式如式(5)所示。

(5)

式中：pm為壓縮機中壓腔的壓力，MPa；pe為系統蒸發壓力，MPa；pc為系統冷凝壓力，MPa。

由于壓縮機運行狀態不同，壓縮機補氣裝置設計不同等原因，在不同的壓縮機及系統運行狀態不同的情況下存在最佳補氣量j(kg)。對于最佳補氣量的要求是中間補氣壓力與壓縮機補氣口內腔體壓力達到最佳的平衡狀態，該狀態下，既能保證足夠的制冷劑進入到壓縮機補氣口腔體內部，參與高壓壓縮，同時也能避免制冷劑過多增加功耗甚至補氣待業的問題；另一方面，也能避免補氣制冷劑不足，中間補氣制冷劑有害過熱度偏大，達不到理想的補氣增焓效果，無法有效提升制熱量。

2 實驗裝置

2.1 補氣增焓多聯機系統

根據實驗要求搭建補氣增焓多聯機系統實驗臺，該系統采用TCL空調公司的低溫多聯機組進行實驗，室外機為帶有補氣增焓功能的上出風形式低溫多聯機TMV-Vd280W/N(制冷量28 kW，制熱量31 kW)；內機為4臺低靜壓風管式多聯室內機TMV-V71F5(制冷量7.1 kW，制熱量為8 kW)，連接管為能力測試標準連接管，制冷劑為R410A，充注量為11 kg。

室外機壓縮機選用江森自控日立萬寶壓縮機(廣州)有限公司的帶有中間補氣裝置的DC80PHDG-D1Y2直流變頻渦旋補氣增焓壓縮機，排氣容積為80 cm3/r，運轉頻率范圍為10～130 r/s。中間經濟器采用丹佛斯C22 L-E-16型板式換熱器。此外，室外機系統構成還包含油分離器、四通閥、冷凝器、制熱電子膨脹閥、補氣電子膨脹閥和氣液分離器等。該實驗系統內，有多臺室內機，每臺室內機由蒸發器和內機電子膨脹閥構成。

補氣增焓管路的制冷劑由系統內部冷凝后的制冷劑節流分化構成，屬于同一個制冷劑封閉循環系統。補氣增焓多聯機系統如圖2所示。

1壓縮機；2油分離器；3高壓傳感器；4四通閥；5室外風機；6室外機換熱器；7主電子膨脹閥；8制冷單向閥；9輔電子膨脹閥；10中間經濟器；11室內機1電子膨脹閥；12室內機2電子膨脹閥；13室內機3電子膨脹閥；14室內機1換熱器；15室內機2換熱器；16室內機3換熱器；17氣液分離器；18過冷電磁閥；19補氣單向閥；20消音器； 21過濾器；22回油毛細管。

如圖2所示，制熱模式下，制冷劑流經室內機換熱器14/15/16進行冷凝釋放熱量后進入中間經濟器10，在中間經濟器10的出口分為液側和氣側兩路：中間補氣路中的制冷劑液體經過輔電子膨脹閥9節流降壓后，中間補氣路氣液兩相態制冷劑與制熱主回路制冷劑在中間經濟器10，即板式換熱器內進行熱量交換。中間補氣制冷劑吸收熱量后變為氣態，通過壓縮機1中間補氣口進入中壓腔體內。

制熱主路的制冷劑在中間經濟器10內釋放熱量達到過冷液態后，經過室外主電子膨脹閥7節流后進入室外機換熱器6吸收室外機側環境熱量后，流經氣液分離器17進入壓縮機吸氣口。制熱主路制冷劑進行低壓段壓縮后，進入中壓腔體內，與中間補氣路制冷劑等容混合，等容混合后全部制冷劑進入高壓段進行絕熱壓縮，排出壓縮機，最終形成制冷劑閉合循環。

2.2 測試方案

根據理論分析，補氣增焓效果(即制熱量提升效果)受進入冷凝器的制冷劑總流量、制冷劑單位換熱量的影響。單位換熱量處于減少狀態，制冷劑總流量處于增長狀態，故二者的變化幅度達到最佳組合狀態時才能保證增焓效果最佳。

系統內制冷劑總量由流經制熱主路的制冷劑和中間補氣管路制冷劑構成；系統內制冷劑質量流量的單位換熱量由制冷劑狀態決定。通過設置的壓力檢測點P6、溫度監測點T3可以檢測流經制熱主路制冷劑的狀態；通過壓力檢測點P3、溫度檢測點T5可以檢測中間補氣管路制冷劑狀態；通過其他壓力、溫度檢測點可以實時掌握系統吸排氣狀態、冷凝狀態、壓力損失等系統參數，從而對整個系統有較為深入的掌握和量化分析。

根據低溫多聯機中間補氣系統特性，設置測試方案集中在制熱狀態下，重點關注3個因素：1)中間補氣壓力的影響；2)中間補氣制冷劑過熱度的影響；3)補氣增焓和制熱主路制冷劑質量流量分配比例關系的影響。

補氣增焓效果的評價依據是制熱能力與系統壓力，通過更改調整測試方案的一個條件，對比系統參數變化，評價制熱能力和增焓效果。若下文中無特殊說明，則表示測試方案的其他條件保持不變，保證對比方案的有效性。

為了保證實驗的準確性，所有實驗中室外機壓縮機運行轉速為5 700 r/min，室外風機運行轉速為840 r/min。

3 實驗數據和分析

根據我國國情，用戶實際使用情況多在0 ℃工況，即多聯機國家標準[26]中規定的融霜工況(外側干球溫度2 ℃/濕球溫度1 ℃，內側干球溫度20 ℃/濕球溫度15 ℃)作為測試的基準研究點之一；考慮到增焓在低溫環境下的作用更加顯著，選擇超低溫制熱工況(外側干球溫度-15 ℃，內側干球溫度20 ℃/濕球溫度15 ℃)作為測試的基準研究點之二。

性能測試時，干球溫度穩定區間在±0.3 ℃以內，濕球溫度在±0.2 ℃以內，靜壓值誤差區間為±2 kPa。

3.1 補氣壓力對增焓效果的影響

該測試方案是驗證系統高壓、低壓和補氣增焓壓力之間的關系，找到最佳的增焓壓力。通過在實驗過程中，控制系統負荷的變化和壓縮機轉速、風機轉速等系統調節手段，改變不同的系統壓力，從而改變進入壓縮機補氣口的壓力。根據不同的參數記錄分析，得到如下測試數據和結論。

3.1.1 惡劣融霜工況實驗

在外側干球溫度2 ℃/濕球溫度1 ℃，內側干球溫度20 ℃/濕球溫度15 ℃的環境中，室內機全開，室外機滿負荷運行，壓縮機、風機均達到最大換熱狀態。測試通過調節補氣口的壓力值，驗證系統的制熱能力變化，A～E是在相同的運行工況下，不同補氣壓力下的實驗方案，具體實驗數據如表1所示。

表1 惡劣融霜工況壓力與能力測試數據

為了深入分析數據，找到規律共性特征，對測試點數據進行曲線擬合，結合測試數據和擬合曲線對制熱總能力和對應的系統壓力參數進行圖表化分析，惡劣融霜工況下制熱量與系統壓力變化趨勢如圖3所示。

圖3 惡劣融霜工況下制熱量與系統壓力變化趨勢

由圖3可知，理論計算的增焓最佳壓力pm由于受到高、低壓力的影響，其數值均在1.2 MPa附近，與實際測試壓力有差距。實測增焓壓力約為0.8 MPa，機組制熱量的變化呈曲線分布，而中間補氣增焓壓力則接近線性變化，兩者之間的線性變化趨勢并沒有呈現出較為穩定的關系，不能判定補氣增焓壓力變化對于系統制熱量增減的影響。

3.1.2 超低溫制熱工況實驗

在外側干球溫度-15 ℃，內側干球溫度20 ℃/濕球溫度15 ℃的環境中，室內機全開，室外機滿負荷運行，壓縮機、風機均達到最大換熱狀態。測試通過壓縮機補氣口的壓力值，驗證系統的制熱能力變化，F～L是在相同的運行工況下，不同補氣壓力下的實驗方案，具體實驗數據如表2所示。

表2 超低溫制熱工況壓力與能力測試數據

根據實驗方案測試的數據記錄情況進行曲線擬合，結合測試數據和擬合曲線對制熱總能力和對應的系統壓力參數進行圖表化分析，超低溫制熱工況下制熱量與系統壓力變化趨勢如圖4所示。

圖4 超低溫制熱工況下制熱量與系統壓力變化趨勢

由圖4可知，低溫制熱運行模式下，機組系統的低壓擬合曲線呈線性變化，各數據值差距較小，集中在0.35 MPa附近。受此影響，理論計算的最佳增焓壓力在1.0 MPa附近，而實測中間補氣增焓壓力值為0.6 MPa，與理論計算存在一定偏差。同時，在制熱量最佳的狀態下，中間補氣增焓壓力和系統低壓并未出現明顯的跳躍點，不能找到補氣增焓壓力、系統低于與制熱量之間的強相關性，無法在前兩者與制熱量之間建立合理的參數模型。

與該壓縮機設計制造廠家溝通后，給出了數據測試基本正常的結論，其中間補氣增焓壓力與補氣口在壓縮機渦旋盤位置關系密切，廠家在設計時會考慮增焓最佳壓力理論值pm的指導因素，但在渦旋盤設計中，由于結構位置和回液量控制等因素的考慮，很難保證實際位置完全遵守理論增焓壓力值的要求。廠家給出的要求是考慮到吸氣位置和帶液量的因素，該壓縮機的增焓壓力約在吸氣壓力的1.4倍位置，測試數據也基本印證了壓縮機廠家的設計要求。

通過中間補氣增焓壓力與制熱量關系的專題實驗測試，證明了理論最佳補氣增焓壓力在低溫多聯機控制上具有指導作用，但補氣增焓壓力與制熱量不能建立量化的控制關系，不能作為補氣增焓控制的核心因素。

3.2 補氣過熱度對增焓效果的影響

中間補氣增焓管路的制冷劑過熱度可以分為壓縮機補氣口過熱度和中間經濟器過熱度，壓縮機補氣口過熱度是指測試壓縮機補氣口位置點制冷劑壓力、溫度參數，用于判定其過熱狀態；另一種中間經濟器過熱度，是指制冷劑經過中間經濟器(板式換熱器)前后的溫度變化，中間經濟器過熱度優點是便于測量和控制，缺點是該方式將換熱器理想化為一個忽略壓力損失的狀態，與實際有差異。為了精確研究對象，對于兩種過熱度均進行了測試和分析。

3.2.1 惡劣融霜工況實驗

在外側干球溫度2 ℃/濕球溫度1 ℃，內側干球溫度20 ℃/濕球溫度15 ℃的環境中，室內機全開，室外機滿負荷運行，壓縮機、風機均達到最大換熱狀態。在系統穩定運行狀態下，只通過調節增焓電子膨脹閥的開度，達到對補氣增焓管路制冷劑質量流量的控制，改變補氣增焓管路中制冷劑換熱量，從而達到研究中間補氣增焓過熱度的目的。M～P是在相同的運行工況下，不同補氣過熱度條件下的實驗方案。經過調節增焓膨脹閥實驗驗證，測試數據如表3所示。

表3 惡劣融霜工況過熱度與能力測試數據

根據表3惡劣融霜工況測試數據，對低溫多聯機系統的過熱度和能力數據進行曲線擬合，通過擬合曲線情況分析研究，在外環境為2 ℃制熱的情況下，低溫多聯機組制熱量與中間補氣增焓過熱度之間量化的關系。惡劣融霜工況下制熱量與過熱度擬合曲線如圖5所示。

圖5 惡劣融霜工況下制熱量與過熱度擬合曲線

由圖5可知，隨著補氣增焓電子膨脹閥逐漸增大，增焓過熱度逐漸減小，機組的制熱先增加后降低，存在類似拋物線的最佳點。隨著補氣增焓膨脹閥開度的增加，補氣增焓過熱度減小，中間補氣增焓支路中制冷劑的質量流量增加，壓縮機中間補氣口的制冷劑有害過熱度不斷降低，從補氣口吸入的制冷劑質量流量增加，當中間補氣增焓支路中制冷劑的干度x=1時，說明此時進入壓縮機補氣口的制冷劑處于飽和蒸氣狀態，理論研究資料表明[13]，此時的吸氣效率較高，對應的制熱量最佳，表3中M、N、O三個實驗方案的數據也支持了該理論。

實驗方案M、N過程中，補氣過熱度較大，該部分的補氣過熱度對制熱量的提升作用較小為無效過熱，所以補氣過熱度降低，制熱量增加。但補氣過熱度和制熱量之間不是強相關的線性關系，同時考慮一定的補氣過熱度可以保證進入壓縮機渦旋盤的制冷劑為氣態，避免渦旋盤液擊損壞，所以系統設計也不能追加絕對的飽和蒸氣狀態。

對表3中實驗方案P進行數據分析，增焓電子膨脹閥開度繼續增大，并沒有出現中間補氣增焓支路制冷劑質量流量的持續增加，沒有出現制冷劑液態比例增大、干度下降的情況，反而出現中間補氣增焓過熱度增大的情況，說明該低溫多聯機系統中除了增焓電子膨脹閥控制影響之外，還受到其他因素的影響。本質而言是中間補氣增焓支路中制冷劑狀態的變化對制熱量有一定影響。

3.2.2 超低溫制熱工況實驗

在外側干球溫度-15 ℃，內側干球溫度20 ℃/濕球溫度15 ℃的環境中，室內機設定31 ℃，風檔調至標準檔位，全開制熱運行，室外機滿負荷運行，壓縮機、風機均達到最大輸出狀態。測試通過調節增焓電子膨脹閥達到調整過熱度的目的，驗證系統的制熱能力變化，AA～AE是在相同的運行工況下，不同補氣過熱度條件下的實驗方案，具體實驗數據如表4所示。

根據表4超低溫制熱工況測試數據，對低溫多聯機系統的過熱度和能力數據進行曲線擬合，通過擬合曲線情況分析研究，在外環境為-15 ℃超低溫制熱的情況下，低溫多聯機組制熱量與中間補氣增焓過熱度之間量化關系。超低溫制熱工況下制熱量與過熱度擬合曲線如圖6所示。

表4 超低溫制熱工況過熱度與能力測試數據

由圖6可知，在惡劣融霜工況中對實驗數據進行分析總結的規律在超低溫狀態下依然有效，隨著過熱度的下降，中間補氣增焓支路的制冷劑質量流量增長，制熱的能力也顯著提高。特別是增焓膨脹閥關閉和打開的對比，對于制熱量的影響顯著，在最佳補氣增焓效果的狀態下甚至能提升制熱量達20%以上。

超低溫制熱工況和惡劣融霜工況下的補氣增焓膨脹閥開度和過熱度的變化趨勢也基本一致。隨著過熱度的降低制熱量一直增加，存在一個臨界狀態，隨著制冷劑狀態的變化、制冷劑過熱度、干度均會達到一個最佳狀態，即氣態制冷劑質量流量最大的狀態，這是增焓效果的最佳狀態。隨著過熱度繼續降低，液態制冷劑比例增加，這部分壓縮機壓縮效果不明顯，不能顯著增加制熱量，故制熱量出現拐點，開始下降。

通過對比測試，雖然中間經濟器前后的過熱度與壓縮機中間補氣口過熱度存在一定的偏差，但該偏差在一個可控的范圍內，且能夠反映出制冷劑狀態的趨勢變化。故以此判斷，兩種過熱度計算方式均可用來作為補氣增焓控制的重要輸入參數，但需要根據不同的系統進行測試修正，標定偏差。

中間補氣增焓制冷劑過熱度與機組制熱量關系研究測試發現，系統制熱量與中間補氣增焓支路制冷劑的過熱度關系密切，當補氣增焓支路制冷劑的過熱度越小時，增焓效果越好，本質上還是明確了補氣增焓支路制冷劑干度對于制熱量的影響。

3.3 補氣和制熱分路質量流量分配對于增焓效果的影響

3.2節測試增焓過熱度的影響時，發現增焓膨脹閥的動作和補氣管路的制冷劑變化并不是一個單純的線性關系，受到系統運行的因素干擾。結合前文中的理論因素分析，基本鎖定在制冷劑質量流量的變化因素中，作為一個封閉的制冷劑循環系統，經過室內機冷凝后的制冷劑進入室外機分為兩路：一條支路流經制熱膨脹閥、室外機換熱器后到達壓縮機吸氣口進入壓縮機；另一條支路流經增焓膨脹閥節流后進入中間經濟器換熱，到達壓縮機中間補氣口進入壓縮機。故研究制熱膨脹閥和增焓電子膨脹閥對于系統內制冷劑質量流量分配的問題，如何提升制冷劑在系統中合理有效的傳熱效率，是研究提升低溫多聯機系統制熱量的一個重要組成部分。

3.3.1 惡劣融霜工況實驗

在外側干球溫度2 ℃/濕球溫度1 ℃，內側干球溫度20 ℃/濕球溫度15 ℃的環境中，室內機全開，室外機滿負荷運行，壓縮機、風機均達到最大換熱狀態。在系統穩定運行狀態下，通過調節制熱膨脹閥和增焓電子膨脹閥的開度，調節制冷劑質量流量分配確認制熱效果影響，AF～AK是在相同的運行工況下，不同增焓膨脹閥開度條件下的實驗方案。經過調節測試，實驗數據如表5所示。

根據表5惡劣融霜工況測試數據，對低溫多聯機系統的膨脹閥開度、吸氣過熱度和能力數據進行曲線擬合，通過擬合曲線情況分析研究，在外環境為2 ℃制熱的情況下，低溫多聯機組制熱量與膨脹閥開度、吸氣過熱度之間量化關系。惡劣融霜工況下制熱量與膨脹閥開度擬合曲線如圖7所示。

表5 惡劣融霜工況膨脹閥與能力測試數據

圖7 惡劣融霜工況制熱量與膨脹閥開度擬合曲線

由圖7可知，低溫多聯機機組的制熱能力與制熱膨脹閥和增焓膨脹閥沒有呈線性關系，尤其噴焓膨脹閥開度變化趨勢與機組制熱量之間甚至無明顯規律可循，原因是膨脹閥控制的是開度步數，除節流作用之外，還有控制制冷劑質量流量的作用，但該開度與流質量量非線性關系，制冷劑質量流量與膨脹閥前后壓力差、制冷劑狀態等因素有關，所以不能用膨脹閥開度與制冷劑質量流量簡單的劃等號。更多的是一個相對關系，一個流量趨勢狀態。

制熱主流路(即流經制熱膨脹閥、室外機換熱器的支路)的制冷劑質量流量循環情況或室外機換熱器的換熱情況，可以用整機系統的吸氣過熱度來衡量。通過評估進入壓縮機吸氣的制冷劑狀態，能夠反映出系統溫度運行的換熱狀態，判定系統制冷劑質量流量。依據是在室外機換熱器大小不變、室外風機轉速不變的固定運行狀態下，若機組系統制冷劑質量流量也保持不變，則制冷劑在換熱后進入壓縮機吸氣口的狀態也將保持不變。

據此判定，機組系統的吸氣過熱度和制熱量關系較為密切，且該關系接近拋物線曲線關系，存在最佳的拐點特征，該最佳點就是吸入壓縮機內制冷劑過熱度狀態最佳的情況。該低溫多聯機系統在吸氣過熱度3 ℃附近時，制熱量最大。

3.3.2 超低溫制熱工況實驗

在外側干球溫度-15 ℃，內側干球溫度20 ℃/濕球溫度15 ℃的環境中，室內機全開，室外機滿負荷運行，壓縮機、風機均達到最大換熱狀態。測試通過調節制熱膨脹閥和增焓膨脹閥達到調整制冷劑質量流量分配的目的，BB～BG是在相同的運行工況下，不同增焓膨脹閥開度條件下的實驗方案，具體實驗數據如表6所示。

根據表6超低溫制熱工況測試數據，對低溫多聯機系統的膨脹閥開度、吸氣過熱度和能力數據進行曲線擬合，通過擬合曲線情況分析研究，在超低溫制熱的情況下，低溫多聯機組制熱量與膨脹閥開度、吸氣過熱度之間量化關系。超低溫制熱工況下制熱量與膨脹閥開度擬合曲線如圖8所示。

表6 超低溫制熱工況膨脹閥與能力測試數據

由圖8可知，超低溫狀態下，機組制熱量與吸氣過熱度的關系依然有效，隨著制冷劑在室外機冷凝器換熱量的增加，吸氣過熱度降低，機組制熱量顯著增加。從整個系統運行的情況來看，制熱量最大在吸氣過熱度為-1 ℃附近，即此時室外機換熱量處于最佳的狀態，從系統中換熱后進入壓縮機吸氣口的制冷劑狀態為飽和蒸氣態，其干度x=1。

圖8 超低溫制熱工況下制熱量、膨脹閥開度擬合曲線

從增焓膨脹閥的開度來看，方案BB和方案BE均處于80 P開度，但由于制熱膨脹的開度不同，兩個方案的制熱量差距較大，說明系統制熱量的主要影響因素是制熱主路的制冷劑質量流量，即經過室外機冷凝器的制冷劑質量流量，其次是中間補氣增焓支路的制冷劑質量流量。在相同的制熱膨脹閥開度情況下，中間補氣增焓支路制冷劑的狀態，即增焓膨脹閥的開度控制，對于制熱量有顯著影響，補氣增焓支路制冷劑干度越接近飽和蒸氣態，即補氣增焓支路制冷劑干度x越接近1，制熱效果越好。

制熱主路和中間補氣支路制冷劑質量流量分配測試研究表明，影響制熱量的首要條件是滿足制熱主路即經過冷凝器換熱的制冷劑質量流量和制冷劑狀態，在滿足制熱主路換熱充足的情況下，中間補氣增焓支路制冷劑干度越接近1，制熱量越大，制熱效果達到最佳狀態。本質是壓縮機吸氣制冷劑質量流量和中間補氣制冷劑質量流量分配比例，以及制熱主路和補氣支路制冷劑干度的要求。

4 結論

根據相關理論研究[17-20]指導，并經過實驗驗證，中間補氣增焓技術可以有效提升低溫環境下的多聯式空調制熱量。本文重點從增焓壓力、補氣過熱度和中間補氣支路制冷劑分配比例等3個方面對補氣增焓控制進行了量化研究，得到如下結論：

1)補氣壓力是中間補氣增焓技術控制的理論指導依據，其最佳壓力不具有普適性，不能作為低溫多聯機的有效輸入項參數控制。

2)制熱量主體部分即流經室外換熱器的制熱主路制冷劑是系統換熱的主要部分，是低溫多聯機補氣增焓控制中的第一優先要素，控制主要參數。

3)中間補氣增焓支路制冷劑在保證干度接近1的情況下，可以有效提升制熱量，可以作為低溫多聯機制熱控制的重要參數。

除了對于制熱量的影響之外，低溫多聯機的控制也要考慮適當的補氣增焓過熱度，避免系統回液，提升壓縮機和整機系統的可靠性。

本文受廣東省中山市重大科技計劃項目(191018112628075)和江蘇省南京工程學院校級基金項目(3544113220004)資助。(The project was supported by Zhongshan Science and Technology Plan Project(No.191018112628075)and Nanjing Institute of Technology University-level Foundation Project(No.3544113220004).)