補(bǔ)氣增焓低溫多聯(lián)機(jī)制熱性能實(shí)驗(yàn)研究

宋培剛 余鵬飛 代文杰 顏華周

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

本文研究的低溫多聯(lián)機(jī)屬于空氣源熱泵類產(chǎn)品，王曉洪等[1]研究表明該類產(chǎn)品在低溫環(huán)境中使用時(shí)，隨著環(huán)境溫度的降低，對應(yīng)的蒸發(fā)溫度下降，使壓縮機(jī)吸氣壓力下降，吸氣比容增加，從而導(dǎo)致單位容積制冷劑的制熱量下降，在壓縮機(jī)等體積流量狀態(tài)下，空調(diào)機(jī)組的制熱量下降顯著，產(chǎn)品能效COP下降，運(yùn)行經(jīng)濟(jì)性降低。

同時(shí)，低溫多聯(lián)機(jī)在低溫環(huán)境下運(yùn)行，還伴隨著可靠性問題。譚建明等[2-4]研究表明系統(tǒng)低壓側(cè)壓力和溫度較低，管路內(nèi)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(dǎo)致大量潤滑油積存低壓管路側(cè)，不能及時(shí)有效的回到壓縮機(jī)，易發(fā)生壓縮機(jī)潤滑不良的問題。

針對低溫環(huán)境下空氣源產(chǎn)品制熱能力差、系統(tǒng)可靠性低的問題，眾多學(xué)者及工程技術(shù)人員進(jìn)行了深入研究[5-8]，已推廣應(yīng)用的低溫制熱技術(shù)主要有復(fù)疊制熱技術(shù)、雙極耦合制熱技術(shù)和中間補(bǔ)氣增焓技術(shù)。多聯(lián)式空調(diào)器應(yīng)用較多的是Wang Xiao等[9-12]研究的中間補(bǔ)氣增焓技術(shù)類空調(diào)系統(tǒng)，本文實(shí)驗(yàn)研究的低溫多聯(lián)機(jī)也采用該類技術(shù)，該低溫多聯(lián)機(jī)系統(tǒng)由帶中間補(bǔ)氣口的變頻壓縮機(jī)、使用板式換熱器的經(jīng)濟(jì)器和對應(yīng)控制的電子膨脹閥等元器件構(gòu)成，通過中間補(bǔ)氣增加吸入壓縮機(jī)制冷劑的質(zhì)量流量，且降低了蒸發(fā)器入口的制冷劑比焓。

根據(jù)不同的產(chǎn)品和測試情況，研究低溫空氣源熱泵的相關(guān)專家學(xué)者針對中間補(bǔ)氣增焓技術(shù)對于制熱效果的影響程度給出了量化的研究結(jié)論。黃輝[13]研究表明補(bǔ)氣增焓技術(shù)已建立較為可靠的數(shù)學(xué)模型，可將中間補(bǔ)氣過程假定為“先等容混合，后絕熱壓縮”過程，并建立數(shù)學(xué)模型研究。冉小鵬等[14]實(shí)驗(yàn)研究了EVI(enhanced vapor injection)空氣源熱泵，得出在最佳中間補(bǔ)氣參數(shù)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(bǔ)氣增焓技術(shù)在低溫制熱時(shí)，可以提高機(jī)組自身制熱量。易博等[18]對低溫補(bǔ)氣增焓多聯(lián)機(jī)制熱性能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)果表明補(bǔ)氣增焓多聯(lián)機(jī)制熱能可提升15%以上。張明等[19-21]從技術(shù)性能及實(shí)際工程角度對比分析了空調(diào)系統(tǒng)中補(bǔ)氣增焓技術(shù)的作用，得出該技術(shù)能夠大幅提升系統(tǒng)運(yùn)行COP，降低建筑采暖季平均耗電量。

中間補(bǔ)氣增焓技術(shù)對于制熱量的提升，低溫空氣源熱泵行業(yè)內(nèi)基本達(dá)成共識，但具體到不同系統(tǒng)、不同結(jié)構(gòu)壓縮機(jī)、不同控制方式，沒有行之有效的量化方案。低溫多聯(lián)機(jī)系統(tǒng)具有內(nèi)機(jī)數(shù)量多、負(fù)荷變化大、運(yùn)行耦合條件復(fù)雜、系統(tǒng)控制變量多等特征，這些特征決定了中間補(bǔ)氣增焓控制方案不能簡單使用低溫空氣源熱泵行業(yè)內(nèi)普遍采用的固定中間補(bǔ)氣量，即固定補(bǔ)氣制冷劑流量的方案控制。需要根據(jù)低溫多聯(lián)機(jī)產(chǎn)品特性，找到在不同溫度、不同開機(jī)負(fù)荷、不同運(yùn)行狀態(tài)的最佳中間補(bǔ)氣量和補(bǔ)氣制冷劑干度，從而達(dá)到最佳熱泵系統(tǒng)運(yùn)行狀態(tài)，并保證產(chǎn)品運(yùn)行可靠性。

前文分析可知，低溫多聯(lián)式熱泵空調(diào)系統(tǒng)制熱效果與中間補(bǔ)氣制冷劑狀態(tài)和流量密切相關(guān)，故本文從中間補(bǔ)氣增焓的理論分析和實(shí)驗(yàn)測試等方面進(jìn)行分析研究，找到適用于低溫多聯(lián)機(jī)系統(tǒng)的量化控制因素，以推廣應(yīng)用。

1 理論分析

1.1 補(bǔ)氣增焓制熱循環(huán)原理

補(bǔ)氣增焓多聯(lián)機(jī)制熱循環(huán)壓焓圖如圖1所示。一般空氣源熱泵型多聯(lián)式空調(diào)機(jī)組制熱循環(huán)為1-2-3-4-1，采用中間補(bǔ)氣增焓技術(shù)的空氣源低溫多聯(lián)機(jī)制熱循環(huán)為1-7-8-2′-3′-4′-1。

圖1 補(bǔ)氣增焓多聯(lián)機(jī)制熱循環(huán)壓焓圖

補(bǔ)氣增焓的低溫多聯(lián)機(jī)制熱循環(huán)與普通多聯(lián)機(jī)制熱循環(huán)的主要區(qū)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(bǔ)氣回路。2′-3冷凝過程，3-5補(bǔ)氣回路的節(jié)流過程，5-6補(bǔ)氣側(cè)吸熱蒸發(fā)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(jié)流過程，4′-1主路制冷劑蒸氣蒸發(fā)吸熱，1-7主路制冷劑的壓縮過程，6-8-7補(bǔ)氣蒸氣與經(jīng)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(bǔ)氣增焓制熱循環(huán)的熱力學(xué)分析

假設(shè)進(jìn)入冷凝器的制冷劑總量為n(kg)，主路的制冷劑循環(huán)質(zhì)量流量為m(kg)，補(bǔ)氣回路的制冷劑質(zhì)量流量為i(kg)，根據(jù)質(zhì)量守恒定律可得：

n=m+i

(1)

蒸發(fā)器換熱量計(jì)算：

Qe=m(h1-h4)+(h4-h4′)

(2)

式中：Qe為蒸發(fā)器的制冷量，kW；h1、h4、h4′分別為1、4、4′點(diǎn)處的焓值，kJ/kg′。

由圖1可知，采用中間補(bǔ)氣增焓技術(shù)時(shí)，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(lián)機(jī)相比，若保持主路的制冷劑質(zhì)量流量m不變，可顯著提升蒸發(fā)側(cè)制冷量，提升后的制冷量為制冷劑質(zhì)量流量m經(jīng)過4′-4-1蒸發(fā)過程計(jì)算值，即式(2)表達(dá)部分。

壓縮機(jī)功耗：

W=m(h7-h1)+(m+i)(h2′-h8)

(3)

式中：W為進(jìn)入壓縮機(jī)的總功率，kW；h7、h2′、h8分別為7、2′、8點(diǎn)處的焓值，kJ/kg。

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

多聯(lián)機(jī)系統(tǒng)冷凝側(cè)的制熱量：

Qc=(m+i)(h2′-h3)

(4)

式中：Qc為冷凝側(cè)的制熱量，kW；h3為3點(diǎn)處的焓值，kJ/kg。

由式(4)可知，普通空調(diào)的制熱量為(h2-h3)，對比中間補(bǔ)氣增焓低溫多聯(lián)機(jī)空調(diào)系統(tǒng)，制冷劑單位質(zhì)量流量的焓差有所減少，但由于壓縮機(jī)在中間補(bǔ)氣過程中增加了制冷劑質(zhì)量，即高壓壓縮機(jī)端比體積改變，壓縮機(jī)排氣側(cè)制冷劑質(zhì)量流量增大。因此，在補(bǔ)氣增焓低溫多聯(lián)機(jī)系統(tǒng)制熱量的計(jì)算中，當(dāng)制冷劑變化量i的權(quán)重大于焓差的變化量Δh時(shí)，該系統(tǒng)制熱量增加，否則系統(tǒng)制熱量降低。由此可知，在補(bǔ)氣增焓低溫多聯(lián)機(jī)設(shè)計(jì)時(shí)需要合理控制補(bǔ)氣量i值，保證系統(tǒng)處于性能最優(yōu)點(diǎn)。

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

(5)

式中：pm為壓縮機(jī)中壓腔的壓力，MPa；pe為系統(tǒng)蒸發(fā)壓力，MPa；pc為系統(tǒng)冷凝壓力，MPa。

由于壓縮機(jī)運(yùn)行狀態(tài)不同，壓縮機(jī)補(bǔ)氣裝置設(shè)計(jì)不同等原因，在不同的壓縮機(jī)及系統(tǒng)運(yùn)行狀態(tài)不同的情況下存在最佳補(bǔ)氣量j(kg)。對于最佳補(bǔ)氣量的要求是中間補(bǔ)氣壓力與壓縮機(jī)補(bǔ)氣口內(nèi)腔體壓力達(dá)到最佳的平衡狀態(tài)，該狀態(tài)下，既能保證足夠的制冷劑進(jìn)入到壓縮機(jī)補(bǔ)氣口腔體內(nèi)部，參與高壓壓縮，同時(shí)也能避免制冷劑過多增加功耗甚至補(bǔ)氣待業(yè)的問題；另一方面，也能避免補(bǔ)氣制冷劑不足，中間補(bǔ)氣制冷劑有害過熱度偏大，達(dá)不到理想的補(bǔ)氣增焓效果，無法有效提升制熱量。

2 實(shí)驗(yàn)裝置

2.1 補(bǔ)氣增焓多聯(lián)機(jī)系統(tǒng)

根據(jù)實(shí)驗(yàn)要求搭建補(bǔ)氣增焓多聯(lián)機(jī)系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺，該系統(tǒng)采用TCL空調(diào)公司的低溫多聯(lián)機(jī)組進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，室外機(jī)為帶有補(bǔ)氣增焓功能的上出風(fēng)形式低溫多聯(lián)機(jī)TMV-Vd280W/N(制冷量28 kW，制熱量31 kW)；內(nèi)機(jī)為4臺低靜壓風(fēng)管式多聯(lián)室內(nèi)機(jī)TMV-V71F5(制冷量7.1 kW，制熱量為8 kW)，連接管為能力測試標(biāo)準(zhǔn)連接管，制冷劑為R410A，充注量為11 kg。

室外機(jī)壓縮機(jī)選用江森自控日立萬寶壓縮機(jī)(廣州)有限公司的帶有中間補(bǔ)氣裝置的DC80PHDG-D1Y2直流變頻渦旋補(bǔ)氣增焓壓縮機(jī)，排氣容積為80 cm3/r，運(yùn)轉(zhuǎn)頻率范圍為10～130 r/s。中間經(jīng)濟(jì)器采用丹佛斯C22 L-E-16型板式換熱器。此外，室外機(jī)系統(tǒng)構(gòu)成還包含油分離器、四通閥、冷凝器、制熱電子膨脹閥、補(bǔ)氣電子膨脹閥和氣液分離器等。該實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)內(nèi)，有多臺室內(nèi)機(jī)，每臺室內(nèi)機(jī)由蒸發(fā)器和內(nèi)機(jī)電子膨脹閥構(gòu)成。

補(bǔ)氣增焓管路的制冷劑由系統(tǒng)內(nèi)部冷凝后的制冷劑節(jié)流分化構(gòu)成，屬于同一個(gè)制冷劑封閉循環(huán)系統(tǒng)。補(bǔ)氣增焓多聯(lián)機(jī)系統(tǒng)如圖2所示。

1壓縮機(jī)；2油分離器；3高壓傳感器；4四通閥；5室外風(fēng)機(jī)；6室外機(jī)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(jīng)濟(jì)器；11室內(nèi)機(jī)1電子膨脹閥；12室內(nèi)機(jī)2電子膨脹閥；13室內(nèi)機(jī)3電子膨脹閥；14室內(nèi)機(jī)1換熱器；15室內(nèi)機(jī)2換熱器；16室內(nèi)機(jī)3換熱器；17氣液分離器；18過冷電磁閥；19補(bǔ)氣單向閥；20消音器； 21過濾器；22回油毛細(xì)管。

如圖2所示，制熱模式下，制冷劑流經(jīng)室內(nèi)機(jī)換熱器14/15/16進(jìn)行冷凝釋放熱量后進(jìn)入中間經(jīng)濟(jì)器10，在中間經(jīng)濟(jì)器10的出口分為液側(cè)和氣側(cè)兩路：中間補(bǔ)氣路中的制冷劑液體經(jīng)過輔電子膨脹閥9節(jié)流降壓后，中間補(bǔ)氣路氣液兩相態(tài)制冷劑與制熱主回路制冷劑在中間經(jīng)濟(jì)器10，即板式換熱器內(nèi)進(jìn)行熱量交換。中間補(bǔ)氣制冷劑吸收熱量后變?yōu)闅鈶B(tài)，通過壓縮機(jī)1中間補(bǔ)氣口進(jìn)入中壓腔體內(nèi)。

制熱主路的制冷劑在中間經(jīng)濟(jì)器10內(nèi)釋放熱量達(dá)到過冷液態(tài)后，經(jīng)過室外主電子膨脹閥7節(jié)流后進(jìn)入室外機(jī)換熱器6吸收室外機(jī)側(cè)環(huán)境熱量后，流經(jīng)氣液分離器17進(jìn)入壓縮機(jī)吸氣口。制熱主路制冷劑進(jìn)行低壓段壓縮后，進(jìn)入中壓腔體內(nèi)，與中間補(bǔ)氣路制冷劑等容混合，等容混合后全部制冷劑進(jìn)入高壓段進(jìn)行絕熱壓縮，排出壓縮機(jī)，最終形成制冷劑閉合循環(huán)。

2.2 測試方案

根據(jù)理論分析，補(bǔ)氣增焓效果(即制熱量提升效果)受進(jìn)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(tài)，制冷劑總流量處于增長狀態(tài)，故二者的變化幅度達(dá)到最佳組合狀態(tài)時(shí)才能保證增焓效果最佳。

系統(tǒng)內(nèi)制冷劑總量由流經(jīng)制熱主路的制冷劑和中間補(bǔ)氣管路制冷劑構(gòu)成；系統(tǒng)內(nèi)制冷劑質(zhì)量流量的單位換熱量由制冷劑狀態(tài)決定。通過設(shè)置的壓力檢測點(diǎn)P6、溫度監(jiān)測點(diǎn)T3可以檢測流經(jīng)制熱主路制冷劑的狀態(tài)；通過壓力檢測點(diǎn)P3、溫度檢測點(diǎn)T5可以檢測中間補(bǔ)氣管路制冷劑狀態(tài)；通過其他壓力、溫度檢測點(diǎn)可以實(shí)時(shí)掌握系統(tǒng)吸排氣狀態(tài)、冷凝狀態(tài)、壓力損失等系統(tǒng)參數(shù)，從而對整個(gè)系統(tǒng)有較為深入的掌握和量化分析。

根據(jù)低溫多聯(lián)機(jī)中間補(bǔ)氣系統(tǒng)特性，設(shè)置測試方案集中在制熱狀態(tài)下，重點(diǎn)關(guān)注3個(gè)因素：1)中間補(bǔ)氣壓力的影響；2)中間補(bǔ)氣制冷劑過熱度的影響；3)補(bǔ)氣增焓和制熱主路制冷劑質(zhì)量流量分配比例關(guān)系的影響。

補(bǔ)氣增焓效果的評價(jià)依據(jù)是制熱能力與系統(tǒng)壓力，通過更改調(diào)整測試方案的一個(gè)條件，對比系統(tǒng)參數(shù)變化，評價(jià)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(shí)驗(yàn)的準(zhǔn)確性，所有實(shí)驗(yàn)中室外機(jī)壓縮機(jī)運(yùn)行轉(zhuǎn)速為5 700 r/min，室外風(fēng)機(jī)運(yùn)行轉(zhuǎn)速為840 r/min。

3 實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)和分析

根據(jù)我國國情，用戶實(shí)際使用情況多在0 ℃工況，即多聯(lián)機(jī)國家標(biāo)準(zhǔn)[26]中規(guī)定的融霜工況(外側(cè)干球溫度2 ℃/濕球溫度1 ℃，內(nèi)側(cè)干球溫度20 ℃/濕球溫度15 ℃)作為測試的基準(zhǔn)研究點(diǎn)之一；考慮到增焓在低溫環(huán)境下的作用更加顯著，選擇超低溫制熱工況(外側(cè)干球溫度-15 ℃，內(nèi)側(cè)干球溫度20 ℃/濕球溫度15 ℃)作為測試的基準(zhǔn)研究點(diǎn)之二。

性能測試時(shí)，干球溫度穩(wěn)定區(qū)間在±0.3 ℃以內(nèi)，濕球溫度在±0.2 ℃以內(nèi)，靜壓值誤差區(qū)間為±2 kPa。

3.1 補(bǔ)氣壓力對增焓效果的影響

該測試方案是驗(yàn)證系統(tǒng)高壓、低壓和補(bǔ)氣增焓壓力之間的關(guān)系，找到最佳的增焓壓力。通過在實(shí)驗(yàn)過程中，控制系統(tǒng)負(fù)荷的變化和壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速、風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速等系統(tǒng)調(diào)節(jié)手段，改變不同的系統(tǒng)壓力，從而改變進(jìn)入壓縮機(jī)補(bǔ)氣口的壓力。根據(jù)不同的參數(shù)記錄分析，得到如下測試數(shù)據(jù)和結(jié)論。

3.1.1 惡劣融霜工況實(shí)驗(yàn)

在外側(cè)干球溫度2 ℃/濕球溫度1 ℃，內(nèi)側(cè)干球溫度20 ℃/濕球溫度15 ℃的環(huán)境中，室內(nèi)機(jī)全開，室外機(jī)滿負(fù)荷運(yùn)行，壓縮機(jī)、風(fēng)機(jī)均達(dá)到最大換熱狀態(tài)。測試通過調(diào)節(jié)補(bǔ)氣口的壓力值，驗(yàn)證系統(tǒng)的制熱能力變化，A～E是在相同的運(yùn)行工況下，不同補(bǔ)氣壓力下的實(shí)驗(yàn)方案，具體實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)如表1所示。

表1 惡劣融霜工況壓力與能力測試數(shù)據(jù)

為了深入分析數(shù)據(jù)，找到規(guī)律共性特征，對測試點(diǎn)數(shù)據(jù)進(jìn)行曲線擬合，結(jié)合測試數(shù)據(jù)和擬合曲線對制熱總能力和對應(yīng)的系統(tǒng)壓力參數(shù)進(jìn)行圖表化分析，惡劣融霜工況下制熱量與系統(tǒng)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(tǒng)壓力變化趨勢

由圖3可知，理論計(jì)算的增焓最佳壓力pm由于受到高、低壓力的影響，其數(shù)值均在1.2 MPa附近，與實(shí)際測試壓力有差距。實(shí)測增焓壓力約為0.8 MPa，機(jī)組制熱量的變化呈曲線分布，而中間補(bǔ)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(xiàn)出較為穩(wěn)定的關(guān)系，不能判定補(bǔ)氣增焓壓力變化對于系統(tǒng)制熱量增減的影響。

3.1.2 超低溫制熱工況實(shí)驗(yàn)

在外側(cè)干球溫度-15 ℃，內(nèi)側(cè)干球溫度20 ℃/濕球溫度15 ℃的環(huán)境中，室內(nèi)機(jī)全開，室外機(jī)滿負(fù)荷運(yùn)行，壓縮機(jī)、風(fēng)機(jī)均達(dá)到最大換熱狀態(tài)。測試通過壓縮機(jī)補(bǔ)氣口的壓力值，驗(yàn)證系統(tǒng)的制熱能力變化，F(xiàn)～L是在相同的運(yùn)行工況下，不同補(bǔ)氣壓力下的實(shí)驗(yàn)方案，具體實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)如表2所示。

表2 超低溫制熱工況壓力與能力測試數(shù)據(jù)

根據(jù)實(shí)驗(yàn)方案測試的數(shù)據(jù)記錄情況進(jìn)行曲線擬合，結(jié)合測試數(shù)據(jù)和擬合曲線對制熱總能力和對應(yīng)的系統(tǒng)壓力參數(shù)進(jìn)行圖表化分析，超低溫制熱工況下制熱量與系統(tǒng)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(tǒng)壓力變化趨勢

由圖4可知，低溫制熱運(yùn)行模式下，機(jī)組系統(tǒng)的低壓擬合曲線呈線性變化，各數(shù)據(jù)值差距較小，集中在0.35 MPa附近。受此影響，理論計(jì)算的最佳增焓壓力在1.0 MPa附近，而實(shí)測中間補(bǔ)氣增焓壓力值為0.6 MPa，與理論計(jì)算存在一定偏差。同時(shí)，在制熱量最佳的狀態(tài)下，中間補(bǔ)氣增焓壓力和系統(tǒng)低壓并未出現(xiàn)明顯的跳躍點(diǎn)，不能找到補(bǔ)氣增焓壓力、系統(tǒng)低于與制熱量之間的強(qiáng)相關(guān)性，無法在前兩者與制熱量之間建立合理的參數(shù)模型。

與該壓縮機(jī)設(shè)計(jì)制造廠家溝通后，給出了數(shù)據(jù)測試基本正常的結(jié)論，其中間補(bǔ)氣增焓壓力與補(bǔ)氣口在壓縮機(jī)渦旋盤位置關(guān)系密切，廠家在設(shè)計(jì)時(shí)會考慮增焓最佳壓力理論值pm的指導(dǎo)因素，但在渦旋盤設(shè)計(jì)中，由于結(jié)構(gòu)位置和回液量控制等因素的考慮，很難保證實(shí)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(jī)的增焓壓力約在吸氣壓力的1.4倍位置，測試數(shù)據(jù)也基本印證了壓縮機(jī)廠家的設(shè)計(jì)要求。

通過中間補(bǔ)氣增焓壓力與制熱量關(guān)系的專題實(shí)驗(yàn)測試，證明了理論最佳補(bǔ)氣增焓壓力在低溫多聯(lián)機(jī)控制上具有指導(dǎo)作用，但補(bǔ)氣增焓壓力與制熱量不能建立量化的控制關(guān)系，不能作為補(bǔ)氣增焓控制的核心因素。

3.2 補(bǔ)氣過熱度對增焓效果的影響

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

3.2.1 惡劣融霜工況實(shí)驗(yàn)

在外側(cè)干球溫度2 ℃/濕球溫度1 ℃，內(nèi)側(cè)干球溫度20 ℃/濕球溫度15 ℃的環(huán)境中，室內(nèi)機(jī)全開，室外機(jī)滿負(fù)荷運(yùn)行，壓縮機(jī)、風(fēng)機(jī)均達(dá)到最大換熱狀態(tài)。在系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)下，只通過調(diào)節(jié)增焓電子膨脹閥的開度，達(dá)到對補(bǔ)氣增焓管路制冷劑質(zhì)量流量的控制，改變補(bǔ)氣增焓管路中制冷劑換熱量，從而達(dá)到研究中間補(bǔ)氣增焓過熱度的目的。M～P是在相同的運(yùn)行工況下，不同補(bǔ)氣過熱度條件下的實(shí)驗(yàn)方案。經(jīng)過調(diào)節(jié)增焓膨脹閥實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，測試數(shù)據(jù)如表3所示。

表3 惡劣融霜工況過熱度與能力測試數(shù)據(jù)

根據(jù)表3惡劣融霜工況測試數(shù)據(jù)，對低溫多聯(lián)機(jī)系統(tǒng)的過熱度和能力數(shù)據(jù)進(jìn)行曲線擬合，通過擬合曲線情況分析研究，在外環(huán)境為2 ℃制熱的情況下，低溫多聯(lián)機(jī)組制熱量與中間補(bǔ)氣增焓過熱度之間量化的關(guān)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(bǔ)氣增焓電子膨脹閥逐漸增大，增焓過熱度逐漸減小，機(jī)組的制熱先增加后降低，存在類似拋物線的最佳點(diǎn)。隨著補(bǔ)氣增焓膨脹閥開度的增加，補(bǔ)氣增焓過熱度減小，中間補(bǔ)氣增焓支路中制冷劑的質(zhì)量流量增加，壓縮機(jī)中間補(bǔ)氣口的制冷劑有害過熱度不斷降低，從補(bǔ)氣口吸入的制冷劑質(zhì)量流量增加，當(dāng)中間補(bǔ)氣增焓支路中制冷劑的干度x=1時(shí)，說明此時(shí)進(jìn)入壓縮機(jī)補(bǔ)氣口的制冷劑處于飽和蒸氣狀態(tài)，理論研究資料表明[13]，此時(shí)的吸氣效率較高，對應(yīng)的制熱量最佳，表3中M、N、O三個(gè)實(shí)驗(yàn)方案的數(shù)據(jù)也支持了該理論。

實(shí)驗(yàn)方案M、N過程中，補(bǔ)氣過熱度較大，該部分的補(bǔ)氣過熱度對制熱量的提升作用較小為無效過熱，所以補(bǔ)氣過熱度降低，制熱量增加。但補(bǔ)氣過熱度和制熱量之間不是強(qiáng)相關(guān)的線性關(guān)系，同時(shí)考慮一定的補(bǔ)氣過熱度可以保證進(jìn)入壓縮機(jī)渦旋盤的制冷劑為氣態(tài)，避免渦旋盤液擊損壞，所以系統(tǒng)設(shè)計(jì)也不能追加絕對的飽和蒸氣狀態(tài)。

對表3中實(shí)驗(yàn)方案P進(jìn)行數(shù)據(jù)分析，增焓電子膨脹閥開度繼續(xù)增大，并沒有出現(xiàn)中間補(bǔ)氣增焓支路制冷劑質(zhì)量流量的持續(xù)增加，沒有出現(xiàn)制冷劑液態(tài)比例增大、干度下降的情況，反而出現(xiàn)中間補(bǔ)氣增焓過熱度增大的情況，說明該低溫多聯(lián)機(jī)系統(tǒng)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(zhì)而言是中間補(bǔ)氣增焓支路中制冷劑狀態(tài)的變化對制熱量有一定影響。

3.2.2 超低溫制熱工況實(shí)驗(yàn)

在外側(cè)干球溫度-15 ℃，內(nèi)側(cè)干球溫度20 ℃/濕球溫度15 ℃的環(huán)境中，室內(nèi)機(jī)設(shè)定31 ℃，風(fēng)檔調(diào)至標(biāo)準(zhǔn)檔位，全開制熱運(yùn)行，室外機(jī)滿負(fù)荷運(yùn)行，壓縮機(jī)、風(fēng)機(jī)均達(dá)到最大輸出狀態(tài)。測試通過調(diào)節(jié)增焓電子膨脹閥達(dá)到調(diào)整過熱度的目的，驗(yàn)證系統(tǒng)的制熱能力變化，AA～AE是在相同的運(yùn)行工況下，不同補(bǔ)氣過熱度條件下的實(shí)驗(yàn)方案，具體實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)如表4所示。

根據(jù)表4超低溫制熱工況測試數(shù)據(jù)，對低溫多聯(lián)機(jī)系統(tǒng)的過熱度和能力數(shù)據(jù)進(jìn)行曲線擬合，通過擬合曲線情況分析研究，在外環(huán)境為-15 ℃超低溫制熱的情況下，低溫多聯(lián)機(jī)組制熱量與中間補(bǔ)氣增焓過熱度之間量化關(guān)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(shù)據(jù)

由圖6可知，在惡劣融霜工況中對實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析總結(jié)的規(guī)律在超低溫狀態(tài)下依然有效，隨著過熱度的下降，中間補(bǔ)氣增焓支路的制冷劑質(zhì)量流量增長，制熱的能力也顯著提高。特別是增焓膨脹閥關(guān)閉和打開的對比，對于制熱量的影響顯著，在最佳補(bǔ)氣增焓效果的狀態(tài)下甚至能提升制熱量達(dá)20%以上。

超低溫制熱工況和惡劣融霜工況下的補(bǔ)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(gè)臨界狀態(tài)，隨著制冷劑狀態(tài)的變化、制冷劑過熱度、干度均會達(dá)到一個(gè)最佳狀態(tài)，即氣態(tài)制冷劑質(zhì)量流量最大的狀態(tài)，這是增焓效果的最佳狀態(tài)。隨著過熱度繼續(xù)降低，液態(tài)制冷劑比例增加，這部分壓縮機(jī)壓縮效果不明顯，不能顯著增加制熱量，故制熱量出現(xiàn)拐點(diǎn)，開始下降。

通過對比測試，雖然中間經(jīng)濟(jì)器前后的過熱度與壓縮機(jī)中間補(bǔ)氣口過熱度存在一定的偏差，但該偏差在一個(gè)可控的范圍內(nèi)，且能夠反映出制冷劑狀態(tài)的趨勢變化。故以此判斷，兩種過熱度計(jì)算方式均可用來作為補(bǔ)氣增焓控制的重要輸入?yún)?shù)，但需要根據(jù)不同的系統(tǒng)進(jìn)行測試修正，標(biāo)定偏差。

中間補(bǔ)氣增焓制冷劑過熱度與機(jī)組制熱量關(guān)系研究測試發(fā)現(xiàn)，系統(tǒng)制熱量與中間補(bǔ)氣增焓支路制冷劑的過熱度關(guān)系密切，當(dāng)補(bǔ)氣增焓支路制冷劑的過熱度越小時(shí)，增焓效果越好，本質(zhì)上還是明確了補(bǔ)氣增焓支路制冷劑干度對于制熱量的影響。

3.3 補(bǔ)氣和制熱分路質(zhì)量流量分配對于增焓效果的影響

3.2節(jié)測試增焓過熱度的影響時(shí)，發(fā)現(xiàn)增焓膨脹閥的動作和補(bǔ)氣管路的制冷劑變化并不是一個(gè)單純的線性關(guān)系，受到系統(tǒng)運(yùn)行的因素干擾。結(jié)合前文中的理論因素分析，基本鎖定在制冷劑質(zhì)量流量的變化因素中，作為一個(gè)封閉的制冷劑循環(huán)系統(tǒng)，經(jīng)過室內(nèi)機(jī)冷凝后的制冷劑進(jìn)入室外機(jī)分為兩路：一條支路流經(jīng)制熱膨脹閥、室外機(jī)換熱器后到達(dá)壓縮機(jī)吸氣口進(jìn)入壓縮機(jī)；另一條支路流經(jīng)增焓膨脹閥節(jié)流后進(jìn)入中間經(jīng)濟(jì)器換熱，到達(dá)壓縮機(jī)中間補(bǔ)氣口進(jìn)入壓縮機(jī)。故研究制熱膨脹閥和增焓電子膨脹閥對于系統(tǒng)內(nèi)制冷劑質(zhì)量流量分配的問題，如何提升制冷劑在系統(tǒng)中合理有效的傳熱效率，是研究提升低溫多聯(lián)機(jī)系統(tǒng)制熱量的一個(gè)重要組成部分。

3.3.1 惡劣融霜工況實(shí)驗(yàn)

在外側(cè)干球溫度2 ℃/濕球溫度1 ℃，內(nèi)側(cè)干球溫度20 ℃/濕球溫度15 ℃的環(huán)境中，室內(nèi)機(jī)全開，室外機(jī)滿負(fù)荷運(yùn)行，壓縮機(jī)、風(fēng)機(jī)均達(dá)到最大換熱狀態(tài)。在系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)下，通過調(diào)節(jié)制熱膨脹閥和增焓電子膨脹閥的開度，調(diào)節(jié)制冷劑質(zhì)量流量分配確認(rèn)制熱效果影響，AF～AK是在相同的運(yùn)行工況下，不同增焓膨脹閥開度條件下的實(shí)驗(yàn)方案。經(jīng)過調(diào)節(jié)測試，實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)如表5所示。

根據(jù)表5惡劣融霜工況測試數(shù)據(jù)，對低溫多聯(lián)機(jī)系統(tǒng)的膨脹閥開度、吸氣過熱度和能力數(shù)據(jù)進(jìn)行曲線擬合，通過擬合曲線情況分析研究，在外環(huán)境為2 ℃制熱的情況下，低溫多聯(lián)機(jī)組制熱量與膨脹閥開度、吸氣過熱度之間量化關(guān)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(shù)據(jù)

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(lián)機(jī)機(jī)組的制熱能力與制熱膨脹閥和增焓膨脹閥沒有呈線性關(guān)系，尤其噴焓膨脹閥開度變化趨勢與機(jī)組制熱量之間甚至無明顯規(guī)律可循，原因是膨脹閥控制的是開度步數(shù)，除節(jié)流作用之外，還有控制制冷劑質(zhì)量流量的作用，但該開度與流質(zhì)量量非線性關(guān)系，制冷劑質(zhì)量流量與膨脹閥前后壓力差、制冷劑狀態(tài)等因素有關(guān)，所以不能用膨脹閥開度與制冷劑質(zhì)量流量簡單的劃等號。更多的是一個(gè)相對關(guān)系，一個(gè)流量趨勢狀態(tài)。

制熱主流路(即流經(jīng)制熱膨脹閥、室外機(jī)換熱器的支路)的制冷劑質(zhì)量流量循環(huán)情況或室外機(jī)換熱器的換熱情況，可以用整機(jī)系統(tǒng)的吸氣過熱度來衡量。通過評估進(jìn)入壓縮機(jī)吸氣的制冷劑狀態(tài)，能夠反映出系統(tǒng)溫度運(yùn)行的換熱狀態(tài)，判定系統(tǒng)制冷劑質(zhì)量流量。依據(jù)是在室外機(jī)換熱器大小不變、室外風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速不變的固定運(yùn)行狀態(tài)下，若機(jī)組系統(tǒng)制冷劑質(zhì)量流量也保持不變，則制冷劑在換熱后進(jìn)入壓縮機(jī)吸氣口的狀態(tài)也將保持不變。

據(jù)此判定，機(jī)組系統(tǒng)的吸氣過熱度和制熱量關(guān)系較為密切，且該關(guān)系接近拋物線曲線關(guān)系，存在最佳的拐點(diǎn)特征，該最佳點(diǎn)就是吸入壓縮機(jī)內(nèi)制冷劑過熱度狀態(tài)最佳的情況。該低溫多聯(lián)機(jī)系統(tǒng)在吸氣過熱度3 ℃附近時(shí)，制熱量最大。

3.3.2 超低溫制熱工況實(shí)驗(yàn)

在外側(cè)干球溫度-15 ℃，內(nèi)側(cè)干球溫度20 ℃/濕球溫度15 ℃的環(huán)境中，室內(nèi)機(jī)全開，室外機(jī)滿負(fù)荷運(yùn)行，壓縮機(jī)、風(fēng)機(jī)均達(dá)到最大換熱狀態(tài)。測試通過調(diào)節(jié)制熱膨脹閥和增焓膨脹閥達(dá)到調(diào)整制冷劑質(zhì)量流量分配的目的，BB～BG是在相同的運(yùn)行工況下，不同增焓膨脹閥開度條件下的實(shí)驗(yàn)方案，具體實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)如表6所示。

根據(jù)表6超低溫制熱工況測試數(shù)據(jù)，對低溫多聯(lián)機(jī)系統(tǒng)的膨脹閥開度、吸氣過熱度和能力數(shù)據(jù)進(jìn)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(lián)機(jī)組制熱量與膨脹閥開度、吸氣過熱度之間量化關(guān)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(shù)據(jù)

由圖8可知，超低溫狀態(tài)下，機(jī)組制熱量與吸氣過熱度的關(guān)系依然有效，隨著制冷劑在室外機(jī)冷凝器換熱量的增加，吸氣過熱度降低，機(jī)組制熱量顯著增加。從整個(gè)系統(tǒng)運(yùn)行的情況來看，制熱量最大在吸氣過熱度為-1 ℃附近，即此時(shí)室外機(jī)換熱量處于最佳的狀態(tài)，從系統(tǒng)中換熱后進(jìn)入壓縮機(jī)吸氣口的制冷劑狀態(tài)為飽和蒸氣態(tài)，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(gè)方案的制熱量差距較大，說明系統(tǒng)制熱量的主要影響因素是制熱主路的制冷劑質(zhì)量流量，即經(jīng)過室外機(jī)冷凝器的制冷劑質(zhì)量流量，其次是中間補(bǔ)氣增焓支路的制冷劑質(zhì)量流量。在相同的制熱膨脹閥開度情況下，中間補(bǔ)氣增焓支路制冷劑的狀態(tài)，即增焓膨脹閥的開度控制，對于制熱量有顯著影響，補(bǔ)氣增焓支路制冷劑干度越接近飽和蒸氣態(tài)，即補(bǔ)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(bǔ)氣支路制冷劑質(zhì)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(jīng)過冷凝器換熱的制冷劑質(zhì)量流量和制冷劑狀態(tài)，在滿足制熱主路換熱充足的情況下，中間補(bǔ)氣增焓支路制冷劑干度越接近1，制熱量越大，制熱效果達(dá)到最佳狀態(tài)。本質(zhì)是壓縮機(jī)吸氣制冷劑質(zhì)量流量和中間補(bǔ)氣制冷劑質(zhì)量流量分配比例，以及制熱主路和補(bǔ)氣支路制冷劑干度的要求。

4 結(jié)論

根據(jù)相關(guān)理論研究[17-20]指導(dǎo)，并經(jīng)過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，中間補(bǔ)氣增焓技術(shù)可以有效提升低溫環(huán)境下的多聯(lián)式空調(diào)制熱量。本文重點(diǎn)從增焓壓力、補(bǔ)氣過熱度和中間補(bǔ)氣支路制冷劑分配比例等3個(gè)方面對補(bǔ)氣增焓控制進(jìn)行了量化研究，得到如下結(jié)論：

1)補(bǔ)氣壓力是中間補(bǔ)氣增焓技術(shù)控制的理論指導(dǎo)依據(jù)，其最佳壓力不具有普適性，不能作為低溫多聯(lián)機(jī)的有效輸入項(xiàng)參數(shù)控制。

2)制熱量主體部分即流經(jīng)室外換熱器的制熱主路制冷劑是系統(tǒng)換熱的主要部分，是低溫多聯(lián)機(jī)補(bǔ)氣增焓控制中的第一優(yōu)先要素，控制主要參數(shù)。

3)中間補(bǔ)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(lián)機(jī)制熱控制的重要參數(shù)。

除了對于制熱量的影響之外，低溫多聯(lián)機(jī)的控制也要考慮適當(dāng)?shù)难a(bǔ)氣增焓過熱度，避免系統(tǒng)回液，提升壓縮機(jī)和整機(jī)系統(tǒng)的可靠性。

本文受廣東省中山市重大科技計(jì)劃項(xiàng)目(191018112628075)和江蘇省南京工程學(xué)院校級基金項(xiàng)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).)