1 前言

空气能热泵是一种以电能驱动逆卡诺循环的设备，它可有效地利用低品位空气能进行室内供热。相对于传统的燃煤、燃油、直接电加热等采暖形式，该可再生清洁能源装置具有效率高、节能、环保、操作便捷等特点。然而当环境温度下降时，传统的空气能热泵无法在寒冷冬季高效、经济地运行^[1]，其主要表现在：1)节流元件不匹配^[2]，传统的空气能热泵大多采用单级压缩、毛细管节流，随着环境温度的降低，制热性能衰减较快；2)压缩比过大，压缩机运转严重偏离正常工作过程；3)排气温度升高，润滑油黏度随着温度的升高而降低，压缩机内部润滑特性减弱，压缩机磨损加大；4)能效比较低，不利于能源的高效利用。针对上述传统空气能热泵所存在的性能衰减、工作不稳定等问题，国内外学者提出了各种解决方案：中间补气技术^[3]、复叠式循环系统^[4]、电子膨胀阀节流^[5]、变频技术^[6]、加装辅助热源^[7]、两级压缩^[8]等措施，其中间补气技术是热泵低温环境利用的一种有效措施。

因涡旋压缩机性能高、抗液击风险能力较强等特点，中间补气技术最初主要应用于涡旋压缩机系统中。针对中间补气型涡旋压缩机，已有大量的试验及数值模拟从压缩机层面、系统层面进行广泛的研究分析^[9~12]。其研究结果均得出中间补气技术可有效提升涡旋压缩机热泵系统的制热量及能效比，在一定范围内满足低温环境制热需求。然而涡旋压缩机因其内容积比固定^[13]，在变工况下运行时容易出现过压缩、欠压缩现象^[14]，导致压缩机效率降低，且制作成本较高，不利于在温差波动较大的寒冷地区推广应用。相对于涡旋压缩机，滚动转子式压缩机结构简单、性价比高，更适合在小容量机组上产业化应用。因此将中间补气技术与低成本的滚动转子式压缩相结合也可实现中间补气的二级/准二级压缩过程，克服传统空气能热泵所存在的问题。

目前补气型滚动转子式压缩机主要包括单机单缸和单机双缸两种形式。单机双缸补气滚动转子式压缩机包含高、低压气缸及混合室，中间补气技术的研究应用主要围绕该类型压缩机进行技术创新。由于单机双缸压缩机特殊的结构形式，国内外学者对其制热性能、结构优化进行分析，研究发现：1)在不同目标参数下，最佳的高低压气缸容积比不同^[15~18]；2)变工况下单机双缸补气压缩机与涡旋补气压缩机制热量相当，且性能略高^[19]；3)应用闪蒸器的补气系统性能优于过冷器系统^{[20, 21]}。与单机双缸相比，单机单缸补气滚动转子式压缩机仅有一个气缸，补气口设置在气缸壁上，其结构简单、易损构件减少，可进一步提升低温热泵机组的性价比。针对单机单缸滚动转子式压缩机的研究，贾庆磊等^[22]通过对比试验发现，与单机双缸系统相比，当室外温度高于-15℃时，单机单缸系统制热量与COP_h分别提升约2.29%、1.94%，当环境温度低于-15℃时，单机单缸系统的制热性能相对较差; 晏刚等^[23]以R410A单机单缸系统为研究对象，并与单级压缩系统相对比，在室外温度高于-15℃时，系统制热量可提高12%以上，APF (annual performance factor)值提高4.62%。然而在变频率f、变补气压力P_inj工况下，通过实验研究对单机单缸滚动转子式压缩机系统制热特性的变化规律及产生机理等方面的研究报道较少，而对于系统制热特性与补气压力的内部关系的研究，有助于热泵系统性能的提升及低温环境应用范围的进一步延伸。因此本文在实验研究的基础上，分析压缩机频率及补气压力对系统制热性能的影响规律，并与单级压缩系统进行对比，以期为中间补气系统结构的改进及控制策略的进一步优化提供参考。

2 试验装置与测试工况 2.1 实验装置

本文中试验在国家认证的标准焓差实验室内进行，焓差实验室包括室内侧及室外侧两个独立的恒温、恒湿空间，其温湿度依靠实验室配备的其他热泵空调机组、加湿器、电加热器等进行调节控制。被测试机组的室内换热器(indoor heat exchanger)、室外换热器(outdoor heat exchanger)分别安装在焓差实验室的对应的恒温/恒湿空间，系统制热量通过测量室内换热器的进出风温湿度及风量间接获取。测试系统示意图如图 1所示，系统压焓图如图 2所示，系统主要的部件参数见表 1。测试机组采用直流变频单机单缸补气滚动转子式压缩机，理论排量为10.8 cm³·rev^-1；系统上、下游节流装置均采用电子膨胀阀(EEV)独立控制，上游电子膨胀阀(EEV1)主要控制中间补气压力(P_inj)，而下游电子膨胀阀(EEV2)主要控制压缩机吸气口冷媒蒸汽过热度；系统中间喷射管路上增加球阀(ball valve)，便于从中间补气系统(ball valve打开状态)切换至单级压缩系统(ball valve关闭状态)；当中间补气管路上的球阀关闭后，被测试系统为普通单级压缩系统，此时系统中只有一个制冷剂循环环路。为便于系统性能的监测，系统各主要测量点均设置视液镜便于观察冷媒的流态；系统两级节流装置前均设置流量计，以便测量中间补气比例及补气量；同时利用焓差实验室的风量、温湿度、功率等测量设备计算系统的制热量Q_h、COP_h及功率W等参数。

2.2 压缩机及闪蒸器结构

单机单缸滚动转子式压缩机的补气口设置在排气口附近(如图 3(a)所示)，当转子与汽缸内壁啮合点越过吸气口时，补气口立即开始补气，直至压缩腔体内压力大于补气压力时，补气过程结束，补气口舌簧阀关闭，避免压缩腔体内冷媒回流。然而该补气方式的弊端是：当转子与汽缸内壁啮合点处于排气口和吸气口中间位置时，一定量的冷媒会回流至吸气管道，导致相对补气效率降低，这也为压缩机进一步改进、优化提供了研究方向和试验数据基础。图 3(b)为闪蒸器结构示意图，从其结构可以看出气液两相流经过螺旋通道进入闪蒸器垂直腔体中，在重力及离心力共同作用下进行气液分离过程。分离出来的饱和冷媒蒸汽从闪蒸器上方出口排入中间补气管路，分离后的饱和液体冷媒经底部出口进入二次节流装置。

2.3 测试工况

实验条件及方法：测量工质为R410A，当焓差室工况稳定后，在保证压缩机吸气口冷媒蒸汽过热度(3~5 K)前提下，主要通过上游电子膨胀阀EEV1调节中间补气压力(下游电子膨胀阀EEV2根据压缩机吸气口冷媒过热度反馈调节)，测量各工况条件下、各压缩机频率(60、70、80、90、100 Hz)所对应的机组制热性能，补气管路球阀(ball valve)关闭后形成单级压缩系统(single stage compression)，并进行相应频率的对比试验。表 2为实验测试工况表。

2.4 数据分析方法及测量精度分析

以能量守恒及质量守恒定律对测试系统进行热力学分析(参照图 2)，其主要性能及参数描述如式(1)~(5)：

制热量

$ {Q_{\rm{h}}} = {{\dot m}_{{\rm{air}}}} \times \left( {{h_{{\rm{out}}}} - {h_{{\rm{in}}}}} \right) $

(1)

制热能效比

$ {\rm{CO}}{{\rm{P}}_{\rm{h}}} = \frac{{{Q_{\rm{h}}}}}{W} $

(2)

补气管路冷媒流量

$ {\dot m_{{\rm{inj}}}} = {\dot m_{{\rm{to}}}} - {\dot m_{{\rm{eva}}}} $

(3)

补气质量比

$ {R_{\rm{m}}} = \frac{{{{\dot m}_{{\rm{inj}}}}}}{{{{\dot m}_{{\rm{to}}}}}} $

(4)

补气压力比

$ {R_{\rm{p}}} = \frac{{{P_7} - {P_6}}}{{{P_1} - {P_6}}} $

(5)

由于单级压缩系统(single stage compression)仅存在一个制冷剂循环主路，无中间补气压力状态点，因此数据分析时在图表中仅标示为不同频率下的非补气状态点(non-injection point)，以便与补气系统进行对比分析。同时为了减少测量误差, 提高测量数据的精度和可靠性, 对T型热电偶(精度±0.5℃)、流量计(精度±0.5%)、压力传感器(精度±0.2% FS)、风量压差传感器(精度±0.5% FS)、功率表(精度±0.2%)等均进行了标定, R410A热物性参数均参照NIST REFPROP V9.0中数据。实验测量数据采集过程中，当数据稳定后每隔五分钟度取数据一次，连续读数五次取平均值，以减少测量误差。

间接测量数据的不确定度可根据传递公式及直接测量数值的不确定度得到，若$y = f({x_1}, {x_2}, {x_3}, \cdots {x_n})$，则间接测量量y的不确定度传递公式如下所示：

$ {u^2}\left( y \right) = \sum\limits_{i = 1}^N {{{(\frac{{\partial f}}{{\partial {x_i}}})}^2}} {u^2}\left( {{x_i}} \right) $

(6)

系统的运行状态中的制冷剂控制节点的焓值h的由查表所得，根据制冷剂同相状态下，其工作压力、温度的不确定度，引起的制冷剂焓值h的不确定度为0.58% (参照NIST REFPROP V9.0中参数变化幅度的相对值)，湿空气焓值h的不确定度为1.93%，系统制热量Q_h的不确定度为3.15%，系统耗功W的不确定度为0.2%，系统能效比COP_h的不确定度为3.16%。误差分析结果表明本实验台测试系统具有较高的精度, 可满足实验要求。

3 测试结果与讨论

应用单机单缸滚动转子式压缩机的中间补气系统在环境温度为T_od = -10℃工况下运行时，系统制热量Q_h随着压缩机频率及补气压力的变化规律如图 4所示。从图中可以看出随着中间补气压力的增加，系统的制热量基本呈现增长速率(曲线斜率)逐渐减小的趋势，即低补气压力时，制热量增长速率为正数且数值较大，随补气压力的增加，制热量增长速率减小(甚至减小至负增长)。产生该变化规律的主要原因为：1)随着补气压力的升高，中间补气量及制冷剂循环总量均增加，压缩机工作腔体内的冷热流体混合冷却作用加强，压缩机排气温度降低、冷凝器进出口焓差减小，但制冷剂循环总量增长幅度大于冷凝器进出口冷媒焓差的降低比例，总体呈现出系统制热量随补气压力的增加而逐步增长的趋势；2)当补气压力升高时，制冷剂循环总量导致闪蒸器内气液分离状况恶化，一定量的冷媒液体进入压缩机中间混合腔体，导致冷凝器进出口冷媒焓差的降低幅度相对较大，从而影响制热能力的进一步提升。当压缩机频率增加，压缩机单位时间内的排量相应提升，导致系统冷媒循环总量及制热量呈现明显上升的趋势。从实验测试结果可以得出：中间补气系统的制热量比普通单级压缩系统的平均提升26.1%，且提升幅度随着频率的增加而逐渐降低。中间补气系统在f = 100 Hz时的制热量比f = 60 Hz提高62.9%，由此可见变频控制技术结合中间补气技术可以有效提升系统的制热能力，延伸热泵空调在北方寒冷地区的应用范围。

在固定环境温度条件下，系统COP_h随压缩机频率及补气压力的变化规律如图 5所示。中间补气系统的COP_h随着补气压力的增加，呈现出先增大而后减小的趋势，即存在一个最佳COP_h值。中间补气系统及普通单级压缩系统的COP_h值均随着压缩机频率的增加而逐渐减小。以上变化趋势产生的主要原因为：随着补气压力的升高，中间补气系统的压缩机制热量相对增长率逐渐减小，而系统功耗W随冷媒总量及补气量的增加呈线性增长趋势，故而系统COP_h与其制热能力具有相似的变化趋势；系统蒸发器有效换热面积限定了其工作范围，当压缩机频率持续升高时，系统制热量的提升主要来自系统功耗的增加，最终导致系统COP_h随频率增加而逐渐减小。相对于普通单级系统，中间补气系统在60~100 Hz运行时，其COP_h提升相对值为-1.27%~7.92%。当频率高于100 Hz时，中间补气系统的COP_h值虽低于单级压缩系统，但其制热量升高了22.9%。从上述分析结果可以得出中间补气系统的控制策略应根据热负荷需求、能效比等多方面综合考虑。

图 6为不同频率下压缩机排气温度随补气压力的变化规律。压缩机排气温度随着中间补气压力的增加而逐渐降低；当频率升高时，中间补气系统与普通单级压缩系统的压缩机排气温度均呈现升高趋势。相对于普通单级压缩系统，在低补气压力状态时，由于中间补气量较少，压缩腔体内中间冷却作用较弱，随着压缩过程冷媒压力增加、冷媒体积的减小，导致压缩机排气温度相对增长较大；当补气压力超过一定数值时，闪蒸器内气液分离效果减弱，部分中间压力下的饱和液态冷媒经中间补气管路进入压缩机，压缩腔体内冷却作用的加强有效降低了排气温度，其温度甚至低于普通单级压缩系统的数值。当中间补气系统的补气压力维持在制热性能最佳状态，且在60~100 Hz区间内运行时，其压缩机排气温度比普通单级压缩系统提高了0.13~7.09℃，随着频率的增加其提升幅度加大。因此为保证系统安全稳定的运行，在保证高性能要求的同时，应检测系统排气温度、压缩比等参数，避免设备因润滑失效、无吸气等原因而严重损坏。

图 7为补气质量比R_m、补气压力比R_p随补气压力的变化规律曲线图。中间补气系统的补气质量比与补气压力比保持同步的变化趋势，均随着中间补气压力的增加而逐渐升高，而补气质量比增长幅度相对较小。中间补气量由补气压力及频率决定，在同等频率下补气压力越大，补气量越多。不同频率间补气质量比及补气压力比也将随着中间补气冷媒状态的改变的变化，频率较高时闪蒸器内气液分离效果减弱，部分液态冷媒进入压缩机腔体内，导致排气压力升高，补气压力比增长速度减缓；同时由于气相冷媒的密度约为液相冷媒的1/30，频率较高时系统总循环量的增长主要由于中间补气量的增长，而蒸发器冷媒流量变动幅度较小、冷媒循环总量的绝对值相对较大，最终导致补气带液时的中间补气质量比增长较缓慢。当系统工作频率为70和90 Hz时，系统在补气压力650~1050 kPa的补气压力比例为0.08~0.3，而补气质量比却为0.2~0.3，系统冷媒总的质量流量比普通单级压缩系统增长约20%~30%。

冷凝器出口冷媒过冷度随中间补气压力、压缩机频率的变化规律如图 8所示。从图中的变化趋势可以看出，冷凝器出口冷媒过冷度随着中间压力的增加而逐渐减小；随着频率升高，其过冷度降低速度减缓。当中间补气系统的补气压力在650~1050 kPa调节时，系统过冷度变化区间为20~0.8℃。其上述变化规律产生的主要原因是，随着中间补气压力的增加，上游电子膨胀阀EEV1开度增加，而下游电子膨胀阀EEV2开度减小，导致上游冷凝器内存液量减小，从而降低了其出口冷媒的过冷度；随着频率的增加，系统总流量增长较快，中间补气量增长幅度减缓是导致高频时电子膨胀阀的阀权度增加的原因，电子膨胀阀EEV1的调节幅度变小，最终随补气压力增加，冷媒过冷度降低速率减缓。较高过冷度意味着较低补气压力及较小的中间补气量，不利于提升机组的制热性能；而较低的过冷度表示中间补气压力高、系统能效比低，因此为保证系统性能的最优化，根据系统测试结果推荐6~9℃的过冷度较为适合R410A单机单缸滚动转子式压缩机热泵系统。

中间补气系统在变频调节运行时，冷凝器、蒸发器进出口冷媒的焓差也将随着运行条件的改变而改变，其变化规律如图 9所示。从图中曲线的走势可以得出冷凝器及蒸发器内冷媒焓差均随着补气压力的增加而逐渐较小。当补气压力从650 kPa升高至1050 kPa，压缩机出口气相冷媒焓值减小、冷凝器出口过冷度减小，从而冷凝器内焓差减小速率相对较快，其相对数值平均降低约45 kJ·kg^-1；而蒸发器前端电子膨胀阀EEV2由于其反馈调节控制压缩机吸气口过热度的原因，蒸发器内焓差波动较小，其相对数值平均降低约10 kJ·kg^-1。

4 结论

文中通过在焓差实验室内对R410A单缸滚动转子式变频压缩机的补气性能的研究分析可以得出以下相关结论：

(1) 在T_od = -10℃时，随着中间补气压力的增加，系统的制热量逐渐增加且增长速率逐渐减缓，而系统COP_h则呈现出先增长而后下降的趋势，即存在一个最佳的补气状态点，该补气压力值变化范围约为800~850 kPa；

(2) 相对于普通单级压缩系统，中间补气系统的制热量平均增长约26.1%，而系统COP_h在低频时最大提升幅度约为7.92%，在高频时中间补气系统的能效比相对较低；

(3) 系统上游电子膨胀阀EEV1对冷凝器出口冷媒过冷度、冷凝器内焓差值、压缩机排气温度、中间补气压力的影响相对较大；

(4) 在满足建筑物热负荷需求的同时，应兼顾系统的经济性及安全性，以保证系统高效运行，因此建议冷凝器出口冷媒过冷度为6~9℃，系统运行中间补气质量比为0.21左右。

符号说明：