低温热泵多联机启动及运行可靠性研究

梁尤轩 沈 军 赵 桓 谭 锋

（珠海格力电器股份有限公司 珠海 519060）

引言

常规空气源热泵机组在严寒地区存在运行效率（COP）低和可靠性等问题，限制了热泵技术在北方推广[1，2]。为解决空气源热泵在寒冷地区的适用性问题[3～5]，研究人员已提出双级压缩增焓等技术方案，包括一级节流和二级节流。双级压缩二级节流系统对控制提出更高的要求，特别是对于使用单体双级增焓压缩机的不完全冷却系统，中间补气与一级压缩的排气在压缩机内部完成混合，由于缺少压缩机内部温度检测，无法确认混合后的过热度，以致无法判断补气是否带液。

本文以采用二级节流带闪发器的热泵多联机作为研究对象，运用低温启动控制逻辑来解决低温启动难题，同时分析了二级节流系统补气控制的关键技术，以防止系统出现补气倒流和带液问题，进一步提高低温热泵多联机组可靠性。

1 实验原理介绍

本文5匹多联机样机采用二级节流不完全冷却双级压缩系统，如图1所示：其中外机采用侧出风方式，压缩机采用三缸双级压缩变容积比滚动转子式制冷压缩机[6]，该双级压缩机有三缸工作模式和两缸工作模式，三缸工作模式运行时高压级气缸与低压级气缸的容积比为0.6，两缸工作模式运行时容积比为1.0；室内机则采用5台静压风管机（名义制热量17.5 kW：3台2.5 kW和2台5.0 kW）。制冷剂采用R410A。

图1 多联机双级增焓系统原理图

1.1 低温启动控制逻辑

在室外-25 ℃以下时，机组启动初期（约90 s）压缩机吸气压力值临近低压保护停机值，通常采用屏蔽低压保护的措施，并且保证低压在进入正常运行前高于保护值，而各部件控制合理与否对系统低压侧压力值产生很大影响。若系统启动控制不合理，启动完成后进入正常控制，此时低压过低会引发机组执行低压降频，严重时直接报低压保护停机故障，导致机组低温制热启动失败。

低温制热启动时低压控制涉及多个部件，如回油阀开启以及回油毛细管长度，室内外机初始电子膨胀阀的开度。在压缩机启动达到初始给定值后，系统建立起一定压差再打开4-Way。对于喷气增焓EXV2控制，在低温下机组停机长时间放置后，外机制冷剂室外侧温度较低，由于制冷剂迁移闪发器中存有较多液态制冷剂。为避免压缩机启动后高压级吸入液态制冷剂，常关闭中压喷气管路，待压缩机运行稳定后再开启喷气管路。

因此，在综合考虑多方面因素，启动期间屏蔽低压保护，机组的制热启动控制时序图制定如图2所示。实验验证方案：在室外环境温度-35 ℃，室内温度20 ℃进行启动验证。

图2 制热启动控制时序图

1.2 压缩机中间补气率对系统状态影响

对于双级压缩二级节流循环系统，制冷剂经过一级节流后处于气液混合态，进入闪发器分离出饱和液态和饱和气态的制冷剂。假设一级节流后的两相制冷剂在闪发器中气液完全分离，在压缩机高低压级气缸容积比、低压级吸气状态、冷出状态一定，当系统中间压力通过一级节流电子膨胀阀控制从高向低调节时，系统将经历补气带液、正常补气和倒流三种情况。为便于分析，假设第一级节流后干度为x，并引于压缩机中间补气率ω定义。

式中：

Mg—第一级节流后闪发的饱和气体质量流量，单位为kg/s；

MH—冷凝器制冷剂的质量流量，单位为kg/s；

Mb—补气质量流量，单位为kg/s；

ηv,L，ηv,H— 一级和双级压缩容积效率；

ρs,L，ρs,H—— 一级和双级压缩吸气的密度，单位为kg/cm3。

采用一体式双级压缩机则有：

式中：

λ—高压与低压级容积比。

假定一级和双级压缩容积效率相等则可进一步简化为（后面以简化式计算）：

1.3 低压级压缩比与补气率关系

假定条件：冷凝温度40 ℃，低压0.5 MPa，等熵效率1.0，吸气过热度3 ℃，容积比0.4～1.0，计算不同低压级压缩比的补气率。

由上述计算可得到低压级压缩比与补气率关系，如图3所示。相同压比下，容积比值越高，补气量相应增加；一定的容积比下，随着压缩比升高补气率相应升高。通过拟合计算可得出不同容积比下低压级压缩比与补气率的关联式如下。按此关联式可以实现通过低压级压缩比来控制补气率。

图3 低压级压缩比与补气率关系图

式中a，b和c系数与容积比关系如表1。

表1 a，b和c系数与容积比关系表

2 实验结果与分析

2.1 启动控制逻辑验证与分析

为验证低温下机组启动可靠性，在室外环境温度-35 ℃，室内环境温度20 ℃的条件下，全开内机设定30 ℃制热运行。图4是机组启动后120 s内高压、中压和低压变化曲线图。在start1阶段，即软启动阶段，压缩机频率平缓上升，高低压建立压差后四通阀正常换向，低压由室外环境所对应的饱和压力逐渐下降到0.2 MPa，耗时30 s；进入start2阶段，即加速升频阶段，压缩机升频速率加快，高压出现明显升高，低压缓慢下降到0.19 MPa，整个阶段基本维持在0.19 MPa。在切入正常运行后，低压虽下降到0.18 MPa，但没有低于停机保护值，且没有出现较大的波动。

图4 室外-35 ℃机组启动后120 s机组压力变化曲线图

图5是机组启动后15 min机组压力和压缩机功率曲线图。在压缩机频率达到较高值时，为避免过快升频导致低压过低而停机保护，采取减慢升频的策略，在第4 min后压缩机功率增加明显减缓。当满足喷气增焓的条件时，机组在第6 min逐步打开补气阀，中压开始逐渐下降，并在第10 min后趋于平稳；与此同时，压缩机功率平缓升高，低压仅下降0.01 MPa，没有出现异常的波动。在喷气增焓控制完成后，机组进入平稳控制阶段，功率和压力均没有出现较大的波动。

图5 室外-35 ℃机组启动后压力和压缩机功率曲线图

从实验测试的结果来分析，本文提出的低温启动控制逻辑合理和可靠，有效避免了机组在低温启动过程中出现低压保护，整个运行过程功率没有出现较大波动，且仅用10 min实现机组进入平稳运行状态，提高了用户低温制热舒适性。

2.2 补气倒流和带液验证与分析

为验证容积比0.6时所对应的倒流临界点，室内27/19 ℃，全开室内机，外机分别在室外43 ℃和35 ℃运行，压缩机以相同频率三缸模式运行（即容积比0.6的状态），目标吸气过热度为3 ℃，由二级节流电子膨胀阀控制。补气倒流控制通过一级节流电子膨胀阀，倒流判断条件：△Tm=补气温度-中压饱和温度>5。测试结果如表2，随着EXV1开度增大，补气由倒流转变成正常补气状态，补气温度出现明显下降，且与中间压力饱和温度相接近。一级节流电子膨胀阀开度与低压级压缩比k关系如图6所示，随着EXV1开度变大，低压级压缩比k逐渐升高；当k值大于临界点kcr后，补气由倒流过渡到正常补气状态。由此表明，容积比0.6时，低压级临界压缩比与容积比的倒数相近。

表2 一级电子膨胀阀开度与系统状态测试数据

图6 一级节流电子膨胀阀开度与k关系

图7表示过冷度与排气过热度和闪发器液位关系。表明随着过冷度的增加排气过热度逐渐升高，闪发器液位则呈相反趋势逐渐下降。由于液位的升高，部分液态制冷剂随气态制冷剂进入高压腔压缩，导致排气过热度下降。因此，可以通过排气过热度来判断机组吸气是否带液。

3 结论

针对低温双级压缩二级节流不完全冷却系统的热泵多联机启动及运行可行性问题，结合仿真，理论推导以及对多联机进行相应实验，得出以下结论：

1）提出一套完整的多联机系统低温下启动控制逻辑，结合内外机电子膨胀阀，回油阀和压缩机升频速度等控制，解决了低温-35 ℃机组启动后出现低压保护难题。

2）针对双级二级节流不完全冷却系统特有的补气倒流和喷液现象，利用补气率来对系统补气状态分析并进行了实验研究，发生倒流时的低压级临界压缩比与容积比的倒数接近。

3）从双级压缩系统可靠性角度，补气带液可分为两种情况，即存在高压级吸入饱和气体的边界线。为保证补气不带液，高压级排气过热度应超过10 ℃。