中間補氣空氣源熱泵熱風機節流閥控制方法的實驗研究

侯慶林 陳超 李明洋 王振寶 劉宏舉

數字多媒體技術國家重點實驗室 山東青島 266100

1 引言

隨著室外環境溫度的逐步降低，空氣源熱泵機組的制熱性能逐漸衰減。其主要原因是低環境溫度下機組的蒸發壓力降低，導致壓縮機吸氣比容增大，質量流量降低，壓縮機容積效率降低[1]。如何提高熱泵機組的低溫制熱性能是當今行業內討論的熱點問題[2]。

中間補氣技術是近年來低溫制熱領域的一個熱點技術，其在解決低溫制熱能力不足、低溫制熱壓縮機排氣溫度過高等方面具有良好的作用[3-5]。該技術通過兩次節流，將制冷劑進入室外蒸發側之前分離一部分氣體引入壓縮機，來提高壓縮機質量流量，降低進入蒸發器的制冷劑干度，從而提高系統的制熱量和制冷量。

中間補氣方案根據補氣方式的不同可分為兩類系統方案：過冷器補氣方案和閃發器補氣方案[6]，其系統原理圖分別如圖1、圖2所示。

圖1 過冷器補氣方案

圖2 閃發器補氣方案

相比較兩類補氣方案：從系統成本來看，過冷器一般采用板式換熱器，成本較高，而閃發器結構簡單，成本較低；從系統控制方式看，過冷器補氣方案的補氣量可以通過補氣支路的節流裝置進行調節，而閃發器方案的補氣支路上沒有可調節流量的裝置，因此閃發器補氣方案在系統控制上更為困難。

本文對使用閃發器補氣方案的中間補氣空氣源熱泵熱風機系統的節流閥控制方法進行研究，通過實驗獲取節流閥的最佳控制策略和控制參數，在滿足系統制熱量需求的前提下獲取系統的最佳制熱能效系數（COP），從而為閃發器中間補氣熱泵系統的控制方案設計提供支持。

2 系統設計

本文中的實驗樣機依據JB/T 13573-2018《低溫空氣源熱泵熱風機》[7]進行設計，其名義制熱量為4000 W，設計方案如圖3所示。其中，壓縮機為中間補氣雙轉子壓縮機；沿制冷劑的流動方向，閃發器前設置電子膨脹閥EEV1，閃發器后設置電子膨脹閥EEV2；電磁閥SV1控制補氣回路的導通和關閉；室內外換熱器都采用翅片管換熱器，制冷劑采用R410A。系統的主要零部件配置如表1所示。

圖3 空氣源熱泵熱風機樣機系統設計圖

表1 零部件規格

系統的壓焓圖可由圖4所示的雙級壓縮循環來近似描述。其中，2-3為制冷劑在室內換熱器中的冷凝放熱過程，3-4為制冷劑經過電子膨脹閥EEV1的節流過程，4’為閃發器下部出口連接電子膨脹閥EEV2的飽和液態點，2’是閃蒸器上部出口飽和氣態制冷劑與壓縮機補氣前過熱氣體的混合點，4’-5為制冷劑經過電子膨脹閥EEV2的節流過程，5-1制冷劑在室外換熱器吸熱過程，1-2’-2為制冷劑在壓縮機中壓縮過程。

圖4 系統壓焓圖

3 電子膨脹閥的控制方案

根據行業內比較成熟的電子膨脹控制方法，電子膨脹閥可采用壓縮機的排氣過熱度（Discharge Superheat，簡稱：DSH）或吸氣過熱度（Suction Superheat，簡稱：SSH）作為被控參數對其進行控制。排氣過熱度（DSH）是指壓縮機排氣溫度Td與飽和冷凝溫度Tc之間的差值，即圖4所示的2與3’之間的溫度差值；吸氣過熱度（SSH）是指壓縮機吸氣溫度Ts與飽和蒸發溫度Te之間的差值，即圖4所示的1與5’之間的溫度差值。

各溫度檢測點位置如圖3所示，排氣溫度點Td布置在壓縮機的排氣管上，冷凝溫度點Tc布置在室內換熱器的中部，吸氣溫度點Ts布置在壓縮機的吸氣管上，蒸發溫度點Te布置在室外換熱器的中部。

具體的控制方案是：采用正交實驗方法，通過調節電子膨脹閥開度，分別研究兩個電子膨脹閥開度對壓縮機DSH、SSH、制熱量和制熱性能系數COP（coefficient of performance）的影響規律，從而探明在滿足制熱能力的前提下使系統的COP達到最優的膨脹閥的開度（組合）。因此，在控制過程中，為了使當前DSH值或當前SSH值能穩定地達到目標值，當前DSH值或當前SSH值必須隨電子膨脹閥開度的變化具有單調性，否則將會出現同一個控制參數對應多個電子膨脹閥開度的情況，從而會使系統誤判電子膨脹閥的開關方向，使系統無法達到穩定。

4 實驗研究與結果分析

4.1 實驗方案

通過實驗研究，探明兩個電子膨脹閥對DSH和SSH的影響，進而確定電子膨脹閥的控制方法，并確定實驗工況下最優過熱度目標值。實驗過程采用單變量分析方法，即將一個電子膨脹閥開度固定，只調節另一個閥，來研究對系統運行參數的影響。實驗過程中壓縮機運行頻率固定不變。

樣機采用空氣焓差法進行測試，測試方法參照JB/T 13573-2018《低溫空氣源熱泵熱風機》，實驗測試工況采用表2所示的空氣源熱泵熱風機的名義工況。

表2 實驗工況

4.2 實驗結果分析

（1）EEV1開度對DSH和SSH的影響

將EEV2開度固定為230 pls，只調節EEV1，其開度對DSH和SSH的影響如圖5所示。從結果可以看出隨著EEV1開度的增大，DSH和SSH單調遞減。

圖5 EEV1開度對DSH和SSH的影響

這是因為EEV1控制著整個系統的制冷劑流量，當EEV1閥開度增大時系統的制冷劑循環量增大，壓縮機的吸氣量增多，同樣的壓縮功下，排氣溫度會降低，因而DSH會減??；隨著EEV1開度的增加，室外換熱器中的制冷劑循環量增大，同樣散熱能力下，換熱器出口的制冷劑會由過熱狀態變化為飽和狀態，因此SSH逐漸減小。由于此處SSH是室外換熱器出口溫度（等于壓縮機吸氣溫度Ts）與室外換熱器中部溫度Tc之間的差值，當換熱器出口制冷劑為飽和狀態時，受管內流動引起的壓力損失的影響，出口制冷劑飽和溫度會低于中部制冷劑飽和溫度，因此此處計算的SSH會出現負值（回液）。

從實驗結果可以看出，EEV1的開度和DSH以及SSH都存在單調關系，因此EEV1的控制既可以采用DSH為目標參數進行控制，也可以采用SSH為目標參數進行控制。但DSH隨閥開度變化斜率要大于SSH，也就是說，相同的EEV1閥開度的變化值下，DSH會變化的更加明顯，因此EEV1采用DSH為目標來進行控制時，可以使用更快的調閥速率，從而更有利于系統快速穩定。綜上所述，EEV1優先采用DSH為控制參數對其進行控制。

（2）EEV2開度對DSH和SSH的影響

將EEV1開度固定為130 pls，只調節EEV2，其開度對DSH和SSH的影響如圖6所示。

圖6 EEV2開度對DSH和SSH的影響

由實驗結果可以看出，隨著EEV2的閥開度增大，SSH單調遞減，DSH先增大后減小。

這是因為：隨著EEV2開度的增大，室外換熱器的制冷劑流量增大，因此在換熱器換熱能力不變的情況下，SSH會隨EEV2開度的增大而減??；當EEV2開度增大時，雖然室外換熱器的制冷劑流量增大，但通過電磁閥SV1進入壓縮機補氣口的制冷劑流量是減小的，因此當壓縮機吸氣干度較大時，隨著補氣量的減少，可能會導致DSH增大，而隨著SSH降低引起的液壓縮又會導致DSH逐漸減小，所以DSH不會隨EEV2開度變化具有單調性。

因此，EEV2只能采用SSH為目標參數進行控制。

（3）EEV1、EEV2開度對制熱量、COP的影響

將電子膨脹閥EEV1采用DSH為目標參數進行控制，將電子膨脹閥EEV2采用SSH為目標參數進行控制，在表2所示的實驗工況下，對樣機進行制熱量及COP測試分析。在不同DSH、SSH目標控制參數值的組合下，可以得到系統穩定后的對應制熱量和COP數值，如表3、表4所示。

表3 系統的制熱量（W）

表4 系統COP（W/W）

從表3中可以看出，在所列各條件下的制熱量均能滿足JB/T 13573-2018對名義工況制熱量的要求（實測制熱量不應小于名義制熱量明示值的95%，即大于等于3800 W）。從表4中可以得出系統最優COP值為2.38，對應目標DSH值為43℃，對應目標SSH值為0℃。因此本實驗系統在表2所示工況下的最優DSH目標控制值為43℃，最優SSH目標控制值為0℃。

5 結論

本文以采用閃發器的中間補氣空氣源熱泵熱風機系統為例進行了實驗研究，研究表明：

（1）對于采用閃發器的中間補氣空氣源熱泵系統，閃發器前的電子膨脹閥EEV1優先采用DSH為目標參數、閃發器后的電子膨脹閥EEV2只能采用SSH為目標參數進行控制。

（2）被測系統在名義制熱工況下，當DSH目標控制值為43℃，SSH目標控制值為0℃時：系統制熱量為4042 W，可以滿足名義工況制熱量的需求；系統COP為2.38，達到最優。

（3）對于其他工況、其他類型的空氣源熱泵系統，也可參照上述方法進行實驗，或基于實驗數據建立空氣源熱泵性能分析模型，以獲得任意工作條件下保證制熱量需求的COP最佳控制策略。