水源多联机的试验研究 海信

文章编号：CAR103

水源多联机的试验研究

孟建军1，2张文强2张华1

(1.上海理工大学制冷技术研究所，上海，200093；2.青岛海信日立空调系统有限公司，青岛，266510)

摘 要 随着社会对于能源、环境与可持续发展的关注，多热源的利用，水源以其节能环保的优势受到越来越多的青睐。本文对采用R410A制冷剂的变频控制水源多联式空调（热泵）系统动态运行特性作了一系列实验研究。文中还探讨了水源多联式空调系统的部分负荷的试验评估标准。最后本文结合作者的设计经验提出了水源多联式空调制冷系统设计应注意的若干问题。

关键词 水源多联式变频空调模糊控制动态响应

EXPERIMENTAL STUDIES ON WATER

SOURCE MULTI-CONNECTED AIR-CONDITIONING SYSTEM

Meng Jianjun 1,2 Zhang Wenqiang 2 Zhang Hua 1

(1. University of Shanghai for Science and Technology, Institute of Refrigeration Technology; 2.

Qingdao Hisense Hitachi Air-conditioning Systems Co., Ltd.)

Abstract With energy saving, environmental protection and sustainable development concerns, the use of multiple heat sources, such as water heat source are more and more popular. This paper describes a series of experimental studies on the dynamics operating features of a water-source multi-connected air-conditioning system. The article also discusses the part load test evaluation criteria. Finally, the author's design experience should be noted.

Keywords Water-source Multi-connected Inverter air-conditioner Fuzzy control Transient response

1 前言

2006年，建设部和财政部联合颁布《建设部、财政部关于推进可再生能源在建筑中应用的实施意见》、《可再生能源建筑应用专项资金管理暂行办法》两个文件。科技部启动“十一五”国家科技支撑计划——水源地源热泵高效应用关键技术研究与示范[1]。水源热泵项目主要利用的是地表、土壤、地下水还是地热余热等多种热源[2][3]。

风冷多联机系统与水源多联机的主要区别在于热源侧不同。一个是空气源，另一个是水源。风冷多联机因此受气候环境影响巨大，夏季高温制冷功耗较高，冬季低温制热能力衰减。水源多联式空调（热泵）机组将水源热泵技术、多联机技术结合在一起，使得该机组既有多联机的变负荷的灵活，安装配置自由的特点，又有冷水机组的高能效，运

作者简介：孟建军，（1969- ），男，高级工程师，青岛海信日立空调系统有限公司，产品开发部部长；张文强，（1976-），男，青岛海信日立空调系统有限公司，主任设计师行平稳的优点。机组不受气候影响，无除霜，适合寒冷地带制热需要。

本文对水源多联机启动、室数切换等工况的动态运行特性进行了研究分析，探讨了水源多联式空调机组的变负荷测试方法，进而为水源多联机的系统设计和试验指出方向。

2 实验对象及实验方法

2.1 实验目的

多联机技术最主要的研究是压缩机的容量控制技术和电子膨胀阀以及各室内机制冷剂可变流量控制技术[4]。制冷系统有诸如变量：如室温波动、室数切换、压缩机转速调节、风机风量调节、室外/室内多个电子膨胀阀调节、电磁阀开闭等都相互影响，构成一个复杂的制冷循环系统。多联空调系统特别是长配管（100m以上）系统，具有大滞后、

大惯性的特点，制冷系统控制甚为复杂。在工程应用中，室内机是被安装在多个房间内，不同房间运行状况也不同，室数切换，以及启动控制对制冷系统的运行和制冷剂的循环量影响是不同的。水源多联机要求在水热源温度10～45℃较宽广范围内实现制冷与制热，这比风冷多联机的运行界限更为宽广。水源热容量比空气源的大，一定时期内又相对波动较小，这一特点决定了水源多联机在突变响应时系统振荡会比风冷多联机要大，难以控制。但一旦进入稳定状态后，系统的稳定性又比风冷多联机要好。风冷多联机室外机风机输出作为系统的一个调节量在维持制冷系统的稳定方面起到重要的作用。水源多联式空调（热泵）机组的水流量不受机组本身控制的，在控制方面缺少一个热源调节量，这使得系统稳定性的控制极其困难。这些都决定了水源多联机运行有自身的特点和控制要求。

为了设计完善水源多联机控制算法，实现机组稳定、可靠运行，研究和分析压缩机的频率、电子膨胀阀等控制对水源多联机运行的影响，就显得尤为非常重要了。

2.2 控制算法及实验对象

在整个水源多联机制冷系统的控制构架中，模式控制构架一般分启动阶段、稳定阶段及突发控制阶段。系统启动后，根据运行状态确定压缩机、膨胀阀等运行控制和持续时间，当经过确定时间后或达到控制目标值后，进入变化量相对小的模糊PID 控制阶段。当发生突变时则进入突发控制调节阶段，突发响应处理完结后再切回模糊PID 控制。水源多联机系统由于采用水热源的缘故，采用PID 控制和突发响应控制算法结合会达到更好的控制效果，既减少动态响应上升时间和超调，又能消除稳态误差，改善稳态控制精度，共同合成成功的控制作用[5]。

在模糊PID 调节阶段中，其主要计算控制式就是PID 表达式。

???

?

???

?++=∫dt de T edt T e K U D

I P 1

……………（1）式中 e －系统目标偏差； D T －微分时间；

I T －积分时间； P K －调节器的放大倍数。

()()

)2()1(2)()()1()()(?+??++??=Δn e n e n e K n e K n e n e K n U D I P (2)

)()1()(n U n U n U Δ+?= (3)

式中：K I －积分系数； K D －微分系数； e(n), e(n-1)，e(n-2)分别为n 时刻、(n-1)时刻和(n-2)时刻的偏差量；

由于蒸发压力与制冷量、冷凝压力与制热量对应是一个非线性的耦合关系。压缩机的频率控制主要是选择和设定目标蒸发压力或目标冷凝压力。室外机通过采集各室内单元的液管温度，计算与目标压力的制御偏差值，来计算压缩机频率的调节量。

室外机电子膨胀阀的控制则是根据模式来确定。制冷工况下，电子膨胀阀处于固定最大开度。而制热工况下，室内侧的热量提供是跟室外侧蒸发器的蒸发温度和制冷剂循环量是相关的。电子膨胀阀的控制则根据室外蒸发器的饱和温度Tsat 与设定的目标值Tosat 之差来确定下一控制时间段内的电子膨胀阀相对调节量ΔPLSo(n)。

室内机电子膨胀阀的控制，制冷工况下是设置两个控制目标TdO 和室内蒸发热交的SHO 。通过PID 控制规则分别计算两者所需的电子膨胀阀调节量ΔPLSi1(n)和ΔPLSi2(n)，再通过全室平衡修正，得出最终电子膨胀阀调节量ΔPLSi (n)。制热时，则设置一个控制目标室内热交的SCO,通过计算得出所需的调节量，进行全室平衡修正，得出制热时的室内电子膨胀阀调节量ΔPLSi (n)。

实际的程序设计中，无论压缩机还是电子膨胀阀的PID 参数都是根据不同试验工况形成的相应的模糊控制表值K p 、K i ，并以此计算出控制间隔Ts 内的压缩机频率输出量U(n)或者电子膨胀阀调节量ΔU(n)。

模糊PID 控制仍然是根据经验、常理进行决策。当系统不同，发生诸如室数切换等突变时，其在固有的隶属函数和模糊控制规则下，仍可能发生较大的响应振荡。模糊PID 控制算法必须依赖于设计者经验的精确性。此时系统的调节就需要一个突发响应控制算法。

突发响应控制算法就是为了防止室数切换或其他大的影响事件发生时，制冷系统急速变化引起

系统非稳定振荡。其理论主要是依据制冷系统的静态运行特性。虽然各个突变的发生和影响情况复杂多变，但最终制冷系统稳定下来会有一个平衡点。这个平衡点、上一个平衡点及其他平衡点等一系列的平衡点之间最终表现为，室内负荷是关于压缩机频率控制量和膨胀阀控制量的函数。因此突发响应控制计算是通过一个传递函数进行。主要就是预判制冷系统突变后，最终系统稳定下来后的平衡点状态。根据预期的平衡点状态进行系统操作，如压缩机频率调节、电子膨胀阀调节，使得系统达到下一平衡点附近的状态。当系统进入运转稳定范围后，再切回模糊PID 控制，此后的调节操作量就相对较小。

)()()(n U n G n X ?= (4)

室外压缩机频率的需求值F(n)最终是与室内开机数HP on ，停机数HP off ，以及室外进水温度Tw ，目标设定温度T set 相关。系统通过采集各室内机组运行情况以及室外机机组情况，计算预期平衡点的压缩机频率。F(n)表达为：

off A P T on A P T HP K K K HP K K K n F 111)(+= (5)

式中，K T －室外进水温度修正系数；K p －压力修正系数；K a －目标温度偏差修正系数。

电子膨胀阀开度的预期值EVO(n)则是关于压缩机的运转频率Hz 和室外机进水温度T w 等参数的函数。

on B Tw Hz K K n EVO =)( (6)

式中，K Tw －室外进水温度修正系数；K B －其他修正系数。

最终的制冷系统设计，可根据系统突变前不同的运行状态和突发事件的内容，编制模糊控制表。

为了验证该算法的可行和可靠性，本文搭建了以下试验台。

水源多联式空调（热泵）试验的制冷系统主要由直流变频压缩机①、油分离器②、四通换向阀③、板式换热器④、EVO 电子膨胀阀⑤、储液器⑥、辅助电子膨胀阀EVB ⑦、过冷却器⑧、气液分离器⑨、电磁阀SV A ⑩、电磁阀SVC ?及其他附属部件等组成。室内侧连接有多台室内机。压缩机调频范围：20～115Hz ，室外EVO/EVB 电子膨胀阀调节范围：0～480PLS ，室内EVI 电子膨胀阀调节范围：0～2000PLS 。制冷模式中系统内制冷剂按实线箭头所标方向流动；制热模式下，制冷剂按虚线箭头所标

方向流动。其中压缩机的排气管上油分离器②后到EVO 电子膨胀阀⑤后连接有旁通管，旁通管上设置有电磁阀SVC ?，该旁通回路起增压控制作用。下图1中P ，T 是试验系统各个关键监控点的压力、温度。

本试验在20HP 焓差试验室进行。试验中选用一台水源多联式空调5HP 室外机带4台室内机的型式。室外机额定制冷量14kW ，额定制热量16kW 。标准制冷制热能力试验时室内机配置按短配管5m ，100％容量比配置；其他型式试验时按最大配管长120m ，130％容量比配置。

①直流变频压缩机 ②油分离器 ③四通换向阀 ④板式换热器 ⑤EVO 电子膨胀阀 ⑥储液器 ⑦EVB 电子膨胀阀 ⑧过

冷却器 ⑨气液分离器 ⑩SV A 阀 ?SVC 阀

?EVI 电子膨胀阀 ? 室内蒸发器

图1 水源多联式空调（热泵）制冷系统构成

2.3 实验测试设备

本试验中主要测试参数为机组各关键零部件点的压力值P 及温度值T ，运转频率，各项电参数（包括电压、电流、功率、功率因数等等），进出风干湿球温度和水侧的循环流量值。室内侧试验室可提供的空气温度范围为0～55℃，相对湿度30～90%；室外侧试验室可提供恒温水给被测试验机组，提供的水温范围为：10～50℃。温度测试采用铂电阻，精度：±0.1℃。提供的水流量范围为：0～10T/h ，水流量变化通过变频水泵而实现，精度：±0.5%。同时提供两点水管压力：0～2MPa ，满足水阻力的测量；多点氟压力测量：0～4.5MPa ，精度：±0.25%。压缩机频率测量：0～160Hz ，精度：±1.5%。试验中各参数的测试采集及处理均通过通讯卡在计算机上完成。试验室最短设定10sec 进行1次数据采样。

2.4 试验工况条件

由于水源多联机是新型式的多联式空调机组，

暂未有适用的国家标准。因此该试验工况条件确立，参考了GB/T19409-2003 《水源热泵机组》和GB/T18837-2002 《多联式空调(热泵)机组》。制定以下水环工况测试条件，如表1 。

表1 水环式工况制冷、制热工况

室内侧空气入口状态室外侧水源入口状态

试验条件干球温

度℃湿球温

度℃

进水/出

水温度

℃

环境干

球温度

℃

标准制冷27 19 30/35 27 标准制热20 －20/- 20 制冷过负荷32 23 45/- 40 制冷低温21 15 10/- 10

3 试验结果与分析

3.1 制冷启动控制

水源多联机组制冷启动最主要的技术问题是，其在制冷低负荷启动及运行时，当进水温度过低（如10℃以下），制冷高压压力比正常时的高压压力下降更加显著。制冷系统不能在正常的时间里建立高低压差，润滑油不能正常的回到压缩机。由于水源多联机水侧流量是不受机组自身控制。因而在制冷系统设计时，为了适应这种大温度范围运行，采用了双电子膨胀阀控制的技术。主电子膨胀阀用于控制制冷回路中制冷剂循环量的变负荷对应。辅助电子膨胀阀则是为各种进水温度工况下，辅助系统稳定性控制的。为了验证系统在低进水温度的条件下启动性能，试验在制冷低温工况下，进行一室10％负荷启动，测试增压控制的有效性。

图2 无增压控制的启动曲线

图2是无增压控制的一室启动曲线图。从压力曲线图上可以看出，制冷启动从0秒开始，低压P2急速下降，在经过了始动阶段后，低压压力并没有开始上升，仍然维持在0.23MPa附近，而高压P1却开始缓慢的下降，一直维持在1.08MPa附近，接近压缩机运行范围的最低限，无法实现抬升，系统进入了冻结控制阶段。这主要是由于室内EVI开度过大，制冷剂室内侧蒸发不完全，大量累积到室外机的气液分离器内，导致低压和高压进一步降低，压缩机润滑油稀释。

图3 采纳增压控制的启动各曲线

图3则是采用增压控制的一室启动曲线图。具体增压控制是：当压缩比ε<2.2，打开电磁阀SVC ?，将高温气态制冷剂直接绕过室外侧换热器④，进入储液器⑥混合，抬高冷凝侧的压力，保障控制压缩比ε不低于1.8。当压缩比ε>2.4，关闭电磁阀?，截断旁通回路。但当电磁阀SVC?开启时，由于气体制冷剂直接进入储液器内会降低冷凝后制冷剂的过冷度SC，混合后的制冷剂处于饱和或两相状态。如果是长配管的制冷系统，制冷剂在输送过程中阻力过大，很容易发生沿程闪发，引起室内机的能力衰减和室内噪音。为解决该问题，辅助电子膨胀阀EVB⑦启动，通过制冷剂经过过冷器⑧提升输送室内侧制冷剂的过冷度，以此配合增压回路的控制。从压力曲线图上可以看出，制冷启动从0秒开始，低压P2先有一个急速下降。在经过了始

动1阶段后， SVC阀ON，同时辅助电子膨胀阀EVB开启8％，增压控制缓慢提升了高压P1，而低压P2也随之有了缓慢的上升。最终低压P2维持在0.50MPa附近，高压P1维持在1.36MPa附近，压缩比达到2.72。增压控制提升了高压压力，保证了制冷剂的过冷度，为系统进入模糊PID控制阶段创造了条件。此时在室外机的气液分离器内也没有发现制冷剂大量沉积。

3.2 室数切换

水源多联机室数切换主要问题是由于水源侧的流量不受机组调节控制，且系统的大滞后性。当系统进行室数切换时，制冷系统急速变化会引起系统较大振荡调节。

考虑到制冷过负荷工况的恶劣程度，机组各运行及调节均处于临界状态。因此本试验选择在120m 长配管条件下，制冷过负荷工况下验证室数切换控制算法对比。室数切换均是从最小室内负荷10％切换到全室负荷100％运行，研究分析机组的响应情况。

图4系列是单纯采用模糊PID算法的压缩机频率、电子膨胀阀控制的机组运行曲线图。在第1250秒时进行室数切换，从压力曲线和频率曲线变化，可以看出，当室数发生切换突变时，室外机组按照既定的控制函数规则进行控制，中间会有一个剧烈振荡区，时间从1250到2250秒。这最主要是长配管系统相对于短配管系统，系统的迟滞性和惯性更大，采用同一的模糊PID控制算法，最终控制效果却会因系统的大小有所区别。此外水源多联机的水源热容量较大，系统在突变时的波动会比风冷多联机来得更为激烈。图中，当进行室数增加时，室内电子膨胀阀的开启。低压Ps开始上升，引起压缩机频率Hz上升调节，压缩机吸气量增加，系统循环量急剧增大。但由于长配管系统，室内机的SH 等温度参数并没有马上体现出变化来，室内电子膨胀阀的开度计算出操作量ΔPLSi(n)仍然变化很小，新开的室内机EVI缓慢增加开度。制冷剂逐渐累积高压侧配管内，高压压力Pd上升，Ps快速下降。根据PID控制计算需要，压缩机频率又需要迅速下降。于是低压Ps开始回升。如此反复多次调节量，直至最终系统趋向稳定。

图4中可以看出采用纯模糊PID算法，室内电子膨胀阀的控制偏离正常的需求量较大，控制时间长，最终系统稳定时间也长。室内出风温度To下降速度明显比图5突发响应控制的曲线要来得缓慢。这样的控制输出，既浪费能量，又使人感到温度控制的不舒适，同时非稳定态的制冷剂进入室内机电子膨胀阀，很容易造成节流的噪音。

图4 PID控制算法下的室数切换曲线图5则是采用突发响应＋模糊PID算法的压缩机频率、电子膨胀阀控制的机组运行曲线图。当室数发生切换时，室外机组采用突发响应的控制函数规则进行调节，预估下一个平衡点的状态，预调压缩机频率值到下一个状态点，同时室内电子膨胀阀EVI也给定一个预初值。这样整个制冷系统的变化，是一个较为缓和的渐变过渡，时间约从1250秒到1800秒。对比上面的算法，采用突发响应算法不仅过渡时间大为缩短，而且区域内压力曲线比较平滑，压缩机频率变化也是缓慢下降，这样保证整个制冷系统在室数切换控制的稳定。多联机的变负荷控制平稳、温度控制迅速以及房间空调舒适等优点就体现出来了。

图5 突发响应控制算法下的室数切换曲线

4 变负荷评估标准

4.1 变负荷试验测试方法

要对水源多联机有一个科学、合理的性能评价，就必须对机组全工况进行评价，以接近多联机实际使用运行条件，考核变工况特性和部分负荷特性。GB/T 18837-2002《多联式空调(热泵)机组》标准中，风冷多联机的IPLV(C)测试是在供冷季平均室外空气温度（27℃）条件下测试制冷部分负荷特性。水源多联机尚未制定国家标准，本文参考了IPLV的部分负荷性能评价方法的原则：通过对有限个典型负荷率及运行工况条件下机组的实测性能系数和运行在该负荷率下的时间分布所确定的用以评价单台机组在供热季或供冷季的综合运行性[6]，在本试验中建立一种新的评估测试方法。考虑水源多联机进水侧使用条件与蒸汽冷水（热泵）机组类似，因此水侧工况条件的设置参考了GB/T 18430.1-2007《蒸气压缩循环冷水（热泵）机组第1部分：工业或商业用及类似用途的冷水（热泵）机组》。

表2 水源多联机IPLV(C)测试工况

进水温度

室内侧入口空气状

态 T1

名称

部分负荷

规定工况

干球温

度 ℃

湿球温

度 ℃ 100%负荷进水温度 ℃30

75%负荷进水温度 ℃ 26

50%负荷进水温度 ℃ 23

25%负荷进水温度 ℃ 19

27 19

测试流量 m3/h 额定流量

IPLV测试方式及计算公式则参考GB/T 《18837-2002多联式空调（热泵）机组》。机组性能数据的计算过程同风冷式多联机组。

4.2 机组变负荷性能分析

本文给出了在上述工况下机组能效比与部分负荷的关系曲线,如图6所示。

1

3

5

7

9

1030507090110

部分负荷 %

能

效

比

C

O

P

图6 变负荷与能效比曲线

由图6或表3可以看出,当部分负荷率在31%左右时,机组的性能系数COP最高,为7.313，这主要是由于较低的进水温度和采用的直流变频驱动技术的缘故。随着部分负荷率的升高,能效比是逐渐下降的。

在供冷、供热季节的大部分时间内，建筑物的实际动态冷、热负荷都会小于设计负荷。建筑用空调机组大部分时间运行在部分负荷条件之下。据以上表3数据，我们可以知道水源多联机的部分负荷性能是相当出色的。相对与普通的风冷空调和冷水机组，采用水源多联机，建筑空调的运行将取得较

大的节能效果。

表3 水源多联机变负荷性能计算

5 水源多联机设计中需考虑的问题

水源多联机系统中采用了板式换热器作为制热蒸发器使用，在变负荷低频运行时要考虑润滑油的滞留问题。板式换热器的横向流通面积较大，制冷剂流速太低时，润滑油会滞留在板式换热器下部，难以回到压缩机。通过计算，当负荷小于机组整机设计负荷的20～25％时，在长时间使用后，润滑油容易发生滞留现象，引起压缩机运行安全问题。

水源多联机在稳定运行、制热负荷固定时，板式换热器中水侧是很少会发生冻结现象的。但机组在多室内匹配和长配管运行时，负荷变化对制冷系统来说是较为剧烈的。在水源多联机制冷系统的设计中，即使进水温度不是很低的时候，也要注意制冷系统模式切换，启动停机、变负荷运行等阶段控制的处理，防止冻结的发生，特别应防止板式换热器中局部蒸发温度和流道分配不均匀现象。

水源多联机组适用工作范围是：10℃～45℃进水温度均可制冷制热。工作温度和压力范围跨度不一致，制冷模式下运行所需制冷剂充灌量会比制热模式下所需的充灌量要多。而变负荷运转时，制冷剂的需求量也会发生很大的变化，因此各种模式下冷剂充灌量的平衡会是一个很艰难的课题。

6 结论

1）水源多联机制冷系统本身以及所采用的水

热源均具有大滞后、大惯性的特点。为了避免制冷

系统在调节中过于振荡，对于容量控制可以采用突发响应＋模糊PID 控制算法相结合，从而减少突发事件中的反应时间和超调量。

2）水源多联机采用的热源型式是水。水的热容量大，传热性能好，决定了其制冷、制热能力均会较高于空气源热泵。其中水源多联机的部分负荷性能是相当出色，节能效果明显。

3）水源多联式空调（热泵）机组，由于其变负荷特性，决定了其在制冷系统的设计与风冷多联机和冷水机组都有较多的不同。因此需要在制冷系统压力控制、制冷剂充注量、润滑油控制、板式换热器防冻控制等方面注意设计上的区别。

4）考虑到陆续有其它多联机企业开始研发类似产品，为了规范此类产品的良性发展，本文呼吁全国冷冻空调设备标准化技术委员会尽早主持《水源多联式空调（热泵）机组》国家标准的制定。

参考文献

[1] 徐伟 主编.中国地源热泵发展研究报告（2008）[M]. 北京：中国建筑工业出版社，2008.

[2] 王芳，范晓伟，周光辉. 我国水源热泵研究现状[J].流体机械，2003，31(4)：57-59.

[3] 李新国, 赵军. 低温地热运用热泵供热的技术经济性[J].

太阳能学报，2000，4(21).

[4] 石文星.变制冷剂流量空调系统特性及其控制策略研究[D].北京：清华大学[博士学位论文]，2000

[5] 徐今强，冯自平 变频多联机空调模糊逻辑控制及仿真研究[J].计算机应用研究，25（10），3155-3157. [6] 石文星. 空调制冷系统性能评价方法[C].清华大学,2009年7月

[7] Lijima, H., N. Tanaka, Y . Sumida, and T. Nakamura. Development of a new multi-system air conditioner with concurrent heating and cooling operation[J]. ASHRAE Transactions 97(2): 309-315.

[8] 杨黎峰，王晓纯，李正熙. 神经网络预测控制在水源热泵空调中的应用[J]，冶金自动化，2004增刊，625-627.