在本文中所指的低温多联机属于空气源热泵类产品。低温多联式热泵空调系统制热效果与中间补气制冷剂状态和流量密切相关，So,我们接下来就一起来分析研究下补气增焓低温多联机的制热性能。

本研究撰文内容有点长，对于补气增焓制热循环原理，以及实验测试装置及方案就给大家简单描述，关键来看实验的结果。

1、补气增焓制热循环原理

  

      补气增焓的低温多联机制热循环与普通多联机制热循环的主要区别在于: 从冷凝器出来的高压制冷剂液体分为两路，制冷回路和补气回路。

2、实验情况

  

1、实验装置  

     实验选取了某品牌的低温多联机组。

• 机组室外机为带有补气增焓功能的上出风， 制冷量为28 kW，制热量31kW) ; 

• 机组内机为 4 台低静压风管式多联室内机，制冷量7.1kW，制热量为8kW;

• 连接管为能力测试标准连接管，制冷剂为Ｒ410A，充注量为11kg。

• 室外机压缩机选用某带有中间补气装置的直流变频涡旋补气增焓压缩机，排气容积为80cm3/r，运转频率范围为10～130r/s。

• 此外，室外机系统构成还包含油分离器、板式换热器、四通阀、冷凝器、制热电子膨胀阀、补气电子膨胀阀和气液分离器等。

• 该实验系统内，有多台室内机，每台室内机由蒸发器和内机电子膨胀阀构成。

2、测试方式  

     根据理论分析，补气增焓效果( 即制热量提升效果) 受进入冷凝器的制冷剂总流量、制冷剂单位换热量的影响。单位换热量处于减少状态，制冷剂总流量处于增长状态，故二者的变化幅度达到最佳组合状态时才能保证增焓效果最佳。

     根据低温多联机中间补气系统特性，设置测试方案集中在制热状态下，重点关注 3 个因素:

1) 中间补气压力的影响; 

2) 中间补气制冷剂过热度的影响; 

3)补气增焓和制热主路制冷剂质量流量分配比例关系的影响。

      为了保证实验的准确性，所有实验中室外机压缩机运行转速为 5 700 r/min，室外风机运行转速为 840r/min。

3、数据分析补气增焓低温多联机的制热性能

  

      根据我国国情，用户实际使用情况多在0℃工况，即多联机国家标准中 规 定 的 融 霜 工 况( 外侧干球温度2℃/湿球温度1℃，内侧干球温度20℃/湿球温度15℃ ) 作为测试的基准研究点之一; 考虑到增焓在低温环境下的作用更加显著，选择超低温制热工况( 外侧干球温度-15℃ ，内侧干球温度20℃/湿球温度15℃ ) 作为测试的基准研究点之二。性能测试时，干球温度稳定区间在±0.3℃以内，湿球温度在±0. 2℃以内，静压值误差区间为±2 kPa。

3. 1 补气压力对增焓效果的影响

       该测试方案是验证系统高压、低压和补气增焓压力之间的关系，找到最佳的增焓压力。通过在实验过程中，控制系统负荷的变化和压缩机转速、风机转速等系统调节手段，改变不同的系统压力，从而改变进入压缩机补气口的压力。根据不同的参数记录分析，得到如下测试数据和结论。

3. 1. 1 恶劣融霜工况实验

      在外侧干球温度2℃/湿球温度1℃ ，内侧干球温度20℃ /湿球温度15℃ 的环境中，室内机全开，室外机满负荷运行，压缩机、风机均达到最大换热状态。测试通过调节补气口的压力值，验证系统的制热能力变化，A～E 是在相同的运行工况下，不同补气压力下的实验方案，具体实验数据如表 1 所示。

      为了深入分析数据，找到规律共性特征，对测试点数据进行曲线拟合，结合测试数据和拟合曲线对制热总能力和对应的系统压力参数进行图表化分析，恶劣融霜工况下制热量与系统压力变化趋势如图 3 所示。

      由图 3 可知，理论计算的增焓最佳压力pm由于受到高、低压力的影响，其数值均在 1. 2 MPa附近，与实际测试压力有差距。实测增焓压力约为 0. 8MPa，机组制热量的变化呈曲线分布，而中间补气增焓压力则接近线性变化，两者之间的线性变化趋势并没有呈现出较为稳定的关系，不能判定补气增焓压力变化对于系统制热量增减的影响。

3. 1. 2 超低温制热工况实验

      在外侧干球温度－15 ℃，内侧干球温度 20℃ /湿球温度15℃的环境中，室内机全开，室外机满负荷运行，压缩机、风机均达到最大换热状态。测试通过压缩机补气口的压力值，验证系统的制热能力变化，F～L 是在相同的运行工况下，不同补气压力下的实验方案，具体实验数据如表 2 所示。

      根据实验方案测试的数据记录情况进行曲线拟合，结合测试数据和拟合曲线对制热总能力和对应的系统压力参数进行图表化分析，超低温制热工况下制热量与系统压力变化趋势如图 4 所示。

      由图 4 可知，低温制热运行模式下，机组系统的低压拟合曲线呈线性变化，各数据值差距较小，集中在0. 35MPa附近。受此影响，理论计算的最佳增焓压力在1. 0MPa 附近，而实测中间补气增焓压力值为0. 6MPa，与理论计算存在一定偏差。同时，在制热量最佳的状态下，中间补气增焓压力和系统低压并未出现明显的跳跃点，不能找到补气增焓压力、系统低于与制热量之间的强相关性，无法在前两者与制热量之间建立合理的参数模型。

      与该压缩机设计制造厂家沟通后，给出了数据测试基本正常的结论，其中间补气增焓压 力与补气口在压缩机涡旋盘位置关系密切，厂家在设计时会考虑增焓最佳压力理论值 pm 的指导因素，但在涡旋盘设计中，由于结构位置和回液量控制等因素的考虑，很难保证实际位置完全遵守理论增焓压力值的要求。

      厂家给出的要求是考虑到吸气位置和带液量的因素，该压缩机的增焓压力约在吸气压力的1. 4倍位置，测试数据也基本印证了压缩机厂家的设计要求。通过中间补气增焓压力与制热量关系的专题实验测试，证明了理论最佳补气增焓压力在低温多联机控制上具有指导作用，但补气增焓压力与制热量不能建立量化的控制关系，不能作为补气增焓控制的核心因素。

3. 2 补气过热度对增焓效果的影响

      中间补气增焓管路的制冷剂过热度可以分为压缩机补气口过热度和中间经济器过热度，压缩机补气口过热度是指测试压缩机补气口位置点制冷剂压力、温度参数，用于判定其过热状态; 另一种中间经济器过热度，是指制冷剂经过中间经济器( 板式换热器)前后的温度变化，中间经济器过热度优点是便于测量和控制，缺点是该方式将换热器理想化为一个忽略压力损失的状态，与实际有差异。为了精确研究对象，对于两种过热度均进行了测试和分析。

3. 2. 1 恶劣融霜工况实验

      在外侧干球温度 2 ℃ /湿球温度 1 ℃ ，内侧干球温度 20 ℃ /湿球温度 15 ℃ 的环境中，室内机全开，室外机满负荷运行，压缩机、风机均达到最大换热状态。在系统稳定运行状态下，只通过调节增焓电子膨胀阀的开度，达到对补气增焓管路制冷剂质量流量的控制，改变补气增焓管路中制冷剂换热量，从而达到研究中间补气增焓过热度的目的。M～P 是在相同的运行工况下，不同补气过热度条件下的实验方案。经过调节增焓膨胀阀实验验证，测试数据如表 3 所示。

      根据表 3 恶劣融霜工况测试数据，对低温多联机系统的过热度和能力数据进行曲线拟合，通过拟合曲线情况分析研究，在外环境为 2 ℃ 制热的情况下，低温多联机组制热量与中间补气增焓过热度之间量化的关系。恶劣融霜工况下制热量与过热度拟合曲线如图 5 所示。

      由图 5 可知，随着补气增焓电子膨胀阀逐渐增大，增焓过热度逐渐减小，机组的制热先增加后降低，存在类似抛物线的最佳点。随着补气增焓膨胀阀开度的增加，补气增焓过热度减小，中间补气增焓支路中制冷剂的质量流量增加，压缩机中间补气口的制冷剂有害过热度不断降低，从补气口吸入的制冷剂质量流量增加，当中间补气增焓支路中制冷剂的干度 x = 1时，说明此时进入压缩机补气口的制冷剂处于饱和蒸气状态，理论研究资料表明，此时的吸气效率较高，对应的制热量最佳，表 3 中 M、N、O 三个实验方案的数据也支持了该理论。

      实验方案 M、N 过程中，补气过热度较大，该部分的补气过热度对制热量的提升作用较小为无效过热，所以补气过热度降低，制热量增加。但补气过热度和制热量之间不是强相关的线性关系，同时考虑一定的补气过热度可以保证进入压缩机涡旋盘的制冷剂为气态，避免涡旋盘液击损坏，所以系统设计也不能追加绝对的饱和蒸气状态。对表 3 中实验方案 P 进行数据分析，增焓电子膨胀阀开度继续增大，并没有出现中间补气增焓支路制冷剂质量流量的持续增加，没有出现制冷剂液态比例增大、干度下降的情况，反而出现中间补气增焓过热度增大的情况，说明该低温多联机系统中除了增焓电子膨胀阀控制影响之外，还受到其他因素的影响。本质而言是中间补气增焓支路中制冷剂状态的变化对制热量有一定影响。

3. 2. 2 超低温制热工况实验

      在外侧干球温度－15℃，内侧干球温度20℃ /湿球温度15℃ 的环境中，室内机设定 31 ℃，风档调至标准档位，全开制热运行，室外机满负荷运行，压缩机、风机均达到最大输出状态。测试通过调节增焓电子膨胀阀达到调整过热度的目的，验证系统的制热能力变化，AA～AE 是在相同的运行工况下，不同补气过热度条 件 下的实验方案，具体实验数据 如表4所示。

      根据表 4 超低温制热工况测试数据，对低温多联机系统的过热度和能力数据进行曲线拟合，通过拟合曲线情况分析研究，在外环境为－15 ℃超低温制热的情况下，低温多联机组制热量与中间补气增焓过热度之间量化关系。超低温制热工况下制热量与过热度 拟合曲线如图 6 所示。

      由图 6 可知，在恶劣融霜工况中对实验数据进行分析总结的规律在超低温状态下依然有效，随着过热度的下降，中间补气增焓支路的制冷剂质量流量增长，制热的能力也显著提高。特别是增焓膨胀阀关闭和打开的对比，对于制热量的影响显著，在最佳补气增焓效果的状态下甚至能提升制热量达 20%以上。超低温制热工况和恶劣融霜工况下的补气增焓膨胀阀开度和过热度的变化趋势也基本一致。

     随着过热度的降低制热量一直增加，存在一个临界状态，随着制冷剂状态的变化、制冷剂过热度、干度均会达到一个最佳状态，即气态制冷剂质量流量最大的状态，这是增焓效果的最佳状态。随着过热度继续降低，液态制冷剂比例增加，这部分压缩机压缩效果不明显，不能显著增加制热量，故制热量出现拐点，开始下降。

     通过对比测试，虽然中间经济器前后的过热度与压缩机中间补气口过热度存在一定的偏差，但该偏差在一个可控的范围内，且能够反映出制冷剂状态的趋势变化。故以此判断，两种过热度计算方式均可用来作为补气增焓控制的重要输入参数，但需要根据不同的系统进行测试修正，标定偏差。中间补气增焓制冷剂过热度与机组制热量关系研究测试发现，系统制热量与中间补气增焓支路制冷剂的过热度关系密切，当补气增焓支路制冷剂的过热度越小时，增焓效果越好，本质上还是明确了补气增焓支路制冷剂干度对于制热量的影响。

3. 3 补气和制热分路质量流量分配对于增焓效果的影响

3. 2 节测试增焓过热度的影响时，发现增焓膨胀阀的动作和补气管路的制冷剂变化并不是一个单纯的线性关系，受到系统运行的因素干扰。结合前文中的理论因素分析，基本锁定在制冷剂质量流量的变化因素中，作为一个封闭的制冷剂循环系统，经过室内机冷凝后的制冷剂进入室外机分为两路: 一条支路流经制热膨胀阀、室外机换热器后到达压缩机吸气口进入压缩机; 另一条支路流经增焓膨胀阀节流后进入中间经济器换热，到达压缩机中间补气口进入压缩机。故研究制热膨胀阀和增焓电子膨胀阀对于系统内制冷剂质量流量分配的问题，如何提升制冷剂在系统中合理有效的传热效率，是研究提升低温多联机系统制热量的一个重要组成部分。

3. 3. 1 恶劣融霜工况实验

     在外侧干球温度 2 ℃ /湿球温度 1 ℃，内侧干球温度 20 ℃ /湿球温度 15 ℃的环境中，室内机全开，室外机满负荷运行，压缩机、风机均达到最大换热状态。在系统稳定运行状态下，通过调节制热膨胀阀和增焓电子膨胀阀的开度，调节制冷剂质量流量分配确认制热效果影响，AF～AK 是在相同的运行工况下，不同增焓膨胀阀开度条件下的实验方案。经过调节测试，实验数据如表 5 所示。

      根据表 5 恶劣融霜工况测试数据，对低温多联机系统的膨胀阀开度、吸气过热度和能力数据进行曲线拟合，通过拟合曲线情况分析研究，在外环境为 2 ℃制热的情况下，低温多联机组制热量与膨胀阀开度、吸气过热度之间量化关系。恶劣融霜工况下制热量与膨胀阀开度拟合曲线如图 7 所示。

      由图 7 可知，低温多联机机组的制热能力与制热膨胀阀和增焓膨胀阀没有呈线性关系，尤其喷焓膨胀阀开度变化趋势与机组制热量之间甚至无明显规律可循，原因是膨胀阀控制的是开度步数，除节流作用之外，还有控制制冷剂质量流量的作用，但该开度与流质量量非线性关系，制冷剂质量流量与膨胀阀前后压力差、制冷剂状态等因素有关，所以不能用膨胀阀开度与制冷剂质量流量简单的划等号。

     更多的是一个相对关系，一个流量趋势状态。制热主流路( 即流经制热膨胀阀、室外机换热器的支路) 的制冷剂质量流量循环情况或室外机换热器的换热情况，可以用整机系统的吸气过热度来衡量。通过评估进入压缩机吸气的制冷剂状态，能够反映出系统温度运行的换热状态，判定系统制冷剂质量流量。依据是在室外机换热器大小不变、室外风机转速不变的固定运行状态下，若机组系统制冷剂质量流量也保持不变，则制冷剂在换热后进入压缩机吸气口的状态也将保持不变。据此判定，机组系统的吸气过热度和制热量关系较为密切，且该关系接近抛物线曲线关系，存在最佳的拐点特征，该最佳点就是吸入压缩机内制冷剂过热度状态最佳的情况。该低温多联机系统在吸气过热度 3 ℃附近时，制热量最大。

3. 3. 2 超低温制热工况实验

      在外侧干球温度－15 ℃，内侧干球温度 20 ℃ /湿球温度 15 ℃的环境中，室内机全开，室外机满负荷运行，压缩机、风机均达到最大换热状态。测试通过调节制热膨胀阀和增焓膨胀阀达到调整制冷剂质量流量分配的目的，BB ～ BG 是在相同的运行工况下，不同增焓膨胀阀开度条件下的实验方案，具体实验数据如表 6 所示。

      根据表 6 超低温制热工况测试数据，对低温多联机系统的膨胀阀开度、吸气过热度和能力数据进行曲线拟合，通过拟合曲线情况分析研究，在超低温制热的情况下，低温多联机组制热量与膨胀阀开度、吸气过热度之间量化关系。

     超低温制热工况下制热量与膨胀阀开度拟合曲线如图 8 所示。由图 8 可知，超低温状态下，机组制热量与吸气过热度的关系依然有效，随着制冷剂在室外机冷凝器换热量的增加，吸气过热度降低，机组制热量显著增加。从整个系统运行的情况来看，制热量最大在吸气过热度为－1 ℃附近，即此时室外机换热量处于最佳的状态，从系统中换热后进入压缩机吸气口的制冷剂状态为饱和蒸气态，其干度x=1。从增焓膨胀阀的开度来看，方 案 BB 和方案BE 均处于80P开度，但由于制热膨胀的开度不同，两个方案的制热量差距较大，说明系统制热量的主要影响因素是制热主路的制冷剂质量流量，即经过室外机冷凝器的制冷剂质量流量，其次是中间补气增焓支路的制冷剂质量流量。在相同的制热膨胀阀开度情况下，中间补气增焓支路制冷剂的状态，即增焓膨胀阀的开度控制，对于制热量有显著影响，补气增焓支路制冷剂干度越接近饱和蒸气态，即补气增焓支路制冷剂干度 x 越接近1，制热效果越好。

      制热主路和中间补气支路制冷剂质量流量分配测试研究表明，影响制热量的首要条件是满足制热主路即经过冷凝器换热的制冷剂质量流量和制冷剂状态，在满足制热主路换热充足的情况下，中间补气增焓支路制冷剂干度越接近 1，制热量越大，制热效果达到最佳状态。本质是压缩机吸气制冷剂质量流量和中间补气制冷剂质量流量分配比例，以及制热主路和补气支路制冷剂干度的要求。

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