低溫熱泵多聯(lián)機啟動及運行可靠性研究

梁尤軒 沈 軍 趙 桓 譚 鋒

（珠海格力電器股份有限公司 珠海 519060）

引言

常規(guī)空氣源熱泵機組在嚴寒地區(qū)存在運行效率（COP）低和可靠性等問題，限制了熱泵技術(shù)在北方推廣[1，2]。為解決空氣源熱泵在寒冷地區(qū)的適用性問題[3～5]，研究人員已提出雙級壓縮增焓等技術(shù)方案，包括一級節(jié)流和二級節(jié)流。雙級壓縮二級節(jié)流系統(tǒng)對控制提出更高的要求，特別是對于使用單體雙級增焓壓縮機的不完全冷卻系統(tǒng)，中間補氣與一級壓縮的排氣在壓縮機內(nèi)部完成混合，由于缺少壓縮機內(nèi)部溫度檢測，無法確認混合后的過熱度，以致無法判斷補氣是否帶液。

本文以采用二級節(jié)流帶閃發(fā)器的熱泵多聯(lián)機作為研究對象，運用低溫啟動控制邏輯來解決低溫啟動難題，同時分析了二級節(jié)流系統(tǒng)補氣控制的關(guān)鍵技術(shù)，以防止系統(tǒng)出現(xiàn)補氣倒流和帶液問題，進一步提高低溫熱泵多聯(lián)機組可靠性。

1 實驗原理介紹

本文5匹多聯(lián)機樣機采用二級節(jié)流不完全冷卻雙級壓縮系統(tǒng)，如圖1所示：其中外機采用側(cè)出風方式，壓縮機采用三缸雙級壓縮變?nèi)莘e比滾動轉(zhuǎn)子式制冷壓縮機[6]，該雙級壓縮機有三缸工作模式和兩缸工作模式，三缸工作模式運行時高壓級氣缸與低壓級氣缸的容積比為0.6，兩缸工作模式運行時容積比為1.0；室內(nèi)機則采用5臺靜壓風管機（名義制熱量17.5 kW：3臺2.5 kW和2臺5.0 kW）。制冷劑采用R410A。

圖1 多聯(lián)機雙級增焓系統(tǒng)原理圖

1.1 低溫啟動控制邏輯

在室外-25 ℃以下時，機組啟動初期（約90 s）壓縮機吸氣壓力值臨近低壓保護停機值，通常采用屏蔽低壓保護的措施，并且保證低壓在進入正常運行前高于保護值，而各部件控制合理與否對系統(tǒng)低壓側(cè)壓力值產(chǎn)生很大影響。若系統(tǒng)啟動控制不合理，啟動完成后進入正常控制，此時低壓過低會引發(fā)機組執(zhí)行低壓降頻，嚴重時直接報低壓保護停機故障，導致機組低溫制熱啟動失敗。

低溫制熱啟動時低壓控制涉及多個部件，如回油閥開啟以及回油毛細管長度，室內(nèi)外機初始電子膨脹閥的開度。在壓縮機啟動達到初始給定值后，系統(tǒng)建立起一定壓差再打開4-Way。對于噴氣增焓EXV2控制，在低溫下機組停機長時間放置后，外機制冷劑室外側(cè)溫度較低，由于制冷劑遷移閃發(fā)器中存有較多液態(tài)制冷劑。為避免壓縮機啟動后高壓級吸入液態(tài)制冷劑，常關(guān)閉中壓噴氣管路，待壓縮機運行穩(wěn)定后再開啟噴氣管路。

因此，在綜合考慮多方面因素，啟動期間屏蔽低壓保護，機組的制熱啟動控制時序圖制定如圖2所示。實驗驗證方案：在室外環(huán)境溫度-35 ℃，室內(nèi)溫度20 ℃進行啟動驗證。

圖2 制熱啟動控制時序圖

1.2 壓縮機中間補氣率對系統(tǒng)狀態(tài)影響

對于雙級壓縮二級節(jié)流循環(huán)系統(tǒng)，制冷劑經(jīng)過一級節(jié)流后處于氣液混合態(tài)，進入閃發(fā)器分離出飽和液態(tài)和飽和氣態(tài)的制冷劑。假設(shè)一級節(jié)流后的兩相制冷劑在閃發(fā)器中氣液完全分離，在壓縮機高低壓級氣缸容積比、低壓級吸氣狀態(tài)、冷出狀態(tài)一定，當系統(tǒng)中間壓力通過一級節(jié)流電子膨脹閥控制從高向低調(diào)節(jié)時，系統(tǒng)將經(jīng)歷補氣帶液、正常補氣和倒流三種情況。為便于分析，假設(shè)第一級節(jié)流后干度為x，并引于壓縮機中間補氣率ω定義。

式中：

Mg—第一級節(jié)流后閃發(fā)的飽和氣體質(zhì)量流量，單位為kg/s；

MH—冷凝器制冷劑的質(zhì)量流量，單位為kg/s；

Mb—補氣質(zhì)量流量，單位為kg/s；

ηv,L，ηv,H— 一級和雙級壓縮容積效率；

ρs,L，ρs,H—— 一級和雙級壓縮吸氣的密度，單位為kg/cm3。

采用一體式雙級壓縮機則有：

式中：

λ—高壓與低壓級容積比。

假定一級和雙級壓縮容積效率相等則可進一步簡化為（后面以簡化式計算）：

1.3 低壓級壓縮比與補氣率關(guān)系

假定條件：冷凝溫度40 ℃，低壓0.5 MPa，等熵效率1.0，吸氣過熱度3 ℃，容積比0.4～1.0，計算不同低壓級壓縮比的補氣率。

由上述計算可得到低壓級壓縮比與補氣率關(guān)系，如圖3所示。相同壓比下，容積比值越高，補氣量相應增加；一定的容積比下，隨著壓縮比升高補氣率相應升高。通過擬合計算可得出不同容積比下低壓級壓縮比與補氣率的關(guān)聯(lián)式如下。按此關(guān)聯(lián)式可以實現(xiàn)通過低壓級壓縮比來控制補氣率。

圖3 低壓級壓縮比與補氣率關(guān)系圖

式中a，b和c系數(shù)與容積比關(guān)系如表1。

表1 a，b和c系數(shù)與容積比關(guān)系表

2 實驗結(jié)果與分析

2.1 啟動控制邏輯驗證與分析

為驗證低溫下機組啟動可靠性，在室外環(huán)境溫度-35 ℃，室內(nèi)環(huán)境溫度20 ℃的條件下，全開內(nèi)機設(shè)定30 ℃制熱運行。圖4是機組啟動后120 s內(nèi)高壓、中壓和低壓變化曲線圖。在start1階段，即軟啟動階段，壓縮機頻率平緩上升，高低壓建立壓差后四通閥正常換向，低壓由室外環(huán)境所對應的飽和壓力逐漸下降到0.2 MPa，耗時30 s；進入start2階段，即加速升頻階段，壓縮機升頻速率加快，高壓出現(xiàn)明顯升高，低壓緩慢下降到0.19 MPa，整個階段基本維持在0.19 MPa。在切入正常運行后，低壓雖下降到0.18 MPa，但沒有低于停機保護值，且沒有出現(xiàn)較大的波動。

圖4 室外-35 ℃機組啟動后120 s機組壓力變化曲線圖

圖5是機組啟動后15 min機組壓力和壓縮機功率曲線圖。在壓縮機頻率達到較高值時，為避免過快升頻導致低壓過低而停機保護，采取減慢升頻的策略，在第4 min后壓縮機功率增加明顯減緩。當滿足噴氣增焓的條件時，機組在第6 min逐步打開補氣閥，中壓開始逐漸下降，并在第10 min后趨于平穩(wěn)；與此同時，壓縮機功率平緩升高，低壓僅下降0.01 MPa，沒有出現(xiàn)異常的波動。在噴氣增焓控制完成后，機組進入平穩(wěn)控制階段，功率和壓力均沒有出現(xiàn)較大的波動。

圖5 室外-35 ℃機組啟動后壓力和壓縮機功率曲線圖

從實驗測試的結(jié)果來分析，本文提出的低溫啟動控制邏輯合理和可靠，有效避免了機組在低溫啟動過程中出現(xiàn)低壓保護，整個運行過程功率沒有出現(xiàn)較大波動，且僅用10 min實現(xiàn)機組進入平穩(wěn)運行狀態(tài)，提高了用戶低溫制熱舒適性。

2.2 補氣倒流和帶液驗證與分析

為驗證容積比0.6時所對應的倒流臨界點，室內(nèi)27/19 ℃，全開室內(nèi)機，外機分別在室外43 ℃和35 ℃運行，壓縮機以相同頻率三缸模式運行（即容積比0.6的狀態(tài)），目標吸氣過熱度為3 ℃，由二級節(jié)流電子膨脹閥控制。補氣倒流控制通過一級節(jié)流電子膨脹閥，倒流判斷條件：△Tm=補氣溫度-中壓飽和溫度>5。測試結(jié)果如表2，隨著EXV1開度增大，補氣由倒流轉(zhuǎn)變成正常補氣狀態(tài)，補氣溫度出現(xiàn)明顯下降，且與中間壓力飽和溫度相接近。一級節(jié)流電子膨脹閥開度與低壓級壓縮比k關(guān)系如圖6所示，隨著EXV1開度變大，低壓級壓縮比k逐漸升高；當k值大于臨界點kcr后，補氣由倒流過渡到正常補氣狀態(tài)。由此表明，容積比0.6時，低壓級臨界壓縮比與容積比的倒數(shù)相近。

表2 一級電子膨脹閥開度與系統(tǒng)狀態(tài)測試數(shù)據(jù)

圖6 一級節(jié)流電子膨脹閥開度與k關(guān)系

圖7表示過冷度與排氣過熱度和閃發(fā)器液位關(guān)系。表明隨著過冷度的增加排氣過熱度逐漸升高，閃發(fā)器液位則呈相反趨勢逐漸下降。由于液位的升高，部分液態(tài)制冷劑隨氣態(tài)制冷劑進入高壓腔壓縮，導致排氣過熱度下降。因此，可以通過排氣過熱度來判斷機組吸氣是否帶液。

3 結(jié)論

針對低溫雙級壓縮二級節(jié)流不完全冷卻系統(tǒng)的熱泵多聯(lián)機啟動及運行可行性問題，結(jié)合仿真，理論推導以及對多聯(lián)機進行相應實驗，得出以下結(jié)論：

1）提出一套完整的多聯(lián)機系統(tǒng)低溫下啟動控制邏輯，結(jié)合內(nèi)外機電子膨脹閥，回油閥和壓縮機升頻速度等控制，解決了低溫-35 ℃機組啟動后出現(xiàn)低壓保護難題。

2）針對雙級二級節(jié)流不完全冷卻系統(tǒng)特有的補氣倒流和噴液現(xiàn)象，利用補氣率來對系統(tǒng)補氣狀態(tài)分析并進行了實驗研究，發(fā)生倒流時的低壓級臨界壓縮比與容積比的倒數(shù)接近。

3）從雙級壓縮系統(tǒng)可靠性角度，補氣帶液可分為兩種情況，即存在高壓級吸入飽和氣體的邊界線。為保證補氣不帶液，高壓級排氣過熱度應超過10 ℃。