蒋建江，黄正宗，邹寅明，王 涛

（1.浙江红五环机械股份有限公司，浙江衢州324000；2.郑州轻工业学院，河南郑州450000）

1 引言

制冷技术是为适应人们对低于环境温度条件的需要而产生发展起来的；与制冷的定义相似，从环境中吸取热量，并将其转移给高于环境温度的加热对象的过程，称为热泵供热。热泵循环与制冷循环的形式相同，而循环的目的不同[1]。不断的提高制冷（热）系统的能效，满足人们的生活、生产需要，是制冷（热）行业发展的永恒主题。随着人们对采暖供热的需求也不断提升以及环境保护意识的增强，促进了空气源热泵的研究发展[2]。补气增焓技术就是在这样的背景下，为了保证热泵系统在低环境下的供热量而推广起来的一项新技术。

补气增焓技术又被称为带经济器制冷系统技术、中间补气技术或者气态制冷剂喷射技术（Gas Refrigerant Injection）。该技术最早被应用于螺杆式制冷机组，即带经济器制冷系统技术，其主要作用是增加在低蒸发温度下的系统制冷量[3-4]。随着人们对于制冷（热）系统能效追求的提高，以及空气源热泵制热量的需求的增加[5-6]，补气增焓技术被应用于涡旋压缩机和滚动转子压缩机，其实施方法也灵活多变。当前，补气增焓技术被广泛的应用于空气源热泵领域，其主要目的是为了增加热泵系统的制热量[7-8]。

本文从系统热力学分析、压缩机补气孔口的开设方法两个方面介绍了补气增焓系统。

2 补气增焓系统

目前广泛采用的补气增焓系统主要包括，闪发器系统和过冷器系统[2]。2种系统的主要区别在于，闪发器系统补入压缩机的制冷剂更接近于饱和状态，而过冷器系统补入压缩机的制冷剂往往处于过热状态。

2.1 热力学分析

热力学分析的主要目的是从理论上分析系统的节能潜力与合理性。人们对补气增焓系统进行了大量的热力学分析[9]，如图1所示，补气增焓系统中压缩机的流量包括流过蒸发器的流量和补气的流量，因此增加增加了压缩机质量流量，从而增加了制热量，同时压缩机的排气温度由1′点变为了1点，补气增焓系统降低了压缩机排气温度。

但是，补气增焓系统不一定能够增加系统的COP，这是因为根据制冷剂的物性，补气增焓系统增加的制热量与增加的压缩机的功率之比，不一定大于单级循环的COP。何永宁[10]指出由于制热量及被应用于涡旋压缩机和滚动转子压缩机。其实施方法也灵活多变。当前，补气增焓技术被广泛的应用于空气源热泵领域，其主要目的是为了增加热泵系统的制热量[7，8]。

图1 补气增焓系统的压焓图

本文从系统热力学分析、压缩机补气孔口的开设方法2个方面介绍了补气增焓系统。

压缩机功耗增加幅度的差异，系统制热COP随相对补气量的变化呈现出先增加后减小的状况。

2.2 最优补气压力的确定

虽然在一些极端工况下，人们以增加制热量为目标，中间压力在不超越极限的情况下，越大越好；但是，在多数工况下，人们依然以追求更高的COP为目标。根据对补气增焓系统的节能分析，补气增焓系统存在最佳的补气压力。

赵会霞[11]建立了带有闪发器的补气增焓系统的数学模型，并通过迭代求解获得了平衡补气压力。并运用该模型获得了补气增焓系统与单级压缩系统最佳切换区域。

马国远[12]指出补气增焓系统的制热量随相对补气压力几乎呈线性增长的趋势，这是因为在其它条件不变时，补气压力变大意味着补气量的增加，计算结果表明增大补气量始终都能使制热量增加。这是因为增大补气量不仅使冷凝器中制冷剂流量增加，而且也使压缩机的功率消耗增加，这二者均能增大冷凝器的热负荷，相应地机组制热量也就增加了。

何永宁[10]指出在稳定工况、定补气孔口面积时，补气过程存在一个最优补气压力，使该工况系统制热能效最大，其研究结果表明，最优相对补气压力处于0.88~0.98之间。

3 压缩机补气孔口的设计研究

补气增焓技术对压缩机的要求主要是将蒸汽制冷剂喷射到压缩机的中间位置。该技术对于压缩机的影响主要为[13]：

（1）在恶劣工况（蒸发温度低于0℃的热泵和冷凝温度高于35℃的空调）下，能够显著提高压缩机的排量，这为冷/热环境气候提供了一种增加热/冷量的方法。其结果是，补气增焓系统的设计点可以被扩展。

（2）通过控制补气量可以改变系统的制冷（热）量，通过避免压缩机的间歇运行，可以节省一定的能量。

（3）补气增焓循环的压缩机排气温度低于常规单级循环的压缩机排放温度。从而提高了压缩机的工作范围，保证了压缩机的可靠性。

3.1 涡旋压缩机补气孔口的开设

由于涡旋压缩机广泛的应用于中小型的中央空调和空气源热泵，人们对涡旋式压缩机补气过程的研究较为充分。

涡旋压缩机补气孔口的开设位置首先遵守容积式压缩机补气孔口设计的3条基本原则，此外仍需增加以下4条[14]，如图2所示：

（1）补气孔口设置于吸气过程完成之后，排气过程开始之前；

（2）为了增加补气时间，补气孔口一般设置在吸气过程完成的时刻；

（3）孔口的直径应当小于涡旋齿宽，以免气流通过补气孔口从压缩腔向吸气腔泄漏；

（4）应当保证2个对称的压缩腔的补气过程同时进行，避免涡旋盘受力不均匀。

Wang等[15]通过实验的方法测取了涡旋压缩机的补气过程，结果表明：涡旋压缩机的补气过程影响了大部分内部压缩过程，是一个长期的时变过程，而不是一个瞬时的过程。并且指出补气可以大大提高系统性能，对某一指定的涡旋压缩机有最佳的补气压力。

Park等[16]将补气过程可以看作是一个具有等熵假设的喷嘴中的一维可压缩流动。该模型在此后得到广泛的应用。

Jung等[17-19]建立了非对称涡旋压缩机补气过程的数学模型，并采用该模型研究了单补气孔口和双补气孔口对非对称涡旋压缩机补气效率的影响。研究表明，相对于对称涡旋压缩机，非对称涡旋压缩机的补气量较小，影响了补气增焓系统的能效，并据此提出了双补气孔口的设计思路。

Tello-Oquendo等[20]提出了一种补气增焓涡旋压缩机（SCVI）的表征方法。SCVI的特征在于改进的量热试验台，它能够独立地控制中间压力和注入过热。基于表征结果，通过线性表达式将喷射质量流量与中间压力相关联，并提出改进的AHRI多项式来估计压缩机功率输入。在一个简单的模型中使用相关来预测SCVI安装在热泵原型中的省煤器的中间条件。在所有情况下，蒸发器质量流量、喷射质量流量、中间压力和压缩机功率输入的偏差均小于5%。所提出的方法允许在很宽的操作条件下评估SCVI，仅依赖于压缩机特性，并且完全独立于其安装的系统。

在工程实践中，复杂的计算公式并不适用，人们更倾向于采用简单明了的关联式能够表征各参数之间的关系。Navarro等[21]提出了一个简单的相关性，以估计作为外部条件和中间压力的函数的中间质量流率，并且它能够将实验结果与高精度关联。用其它压缩机的目录数据测试了相关性，3个参数中的2个保持大致相同。Dardenne等[22]提出了一个带有补气增焓的变速涡旋压缩机的半经验模型，并通过一组63个实验数据进行了验证，压缩机的电功率、制冷剂温度、压气机排气量与实验值的偏差在±5%、±10%以及±5℃。

图2 涡旋压缩机的补气口位置

图3 滚动转子压缩机的补气口

3.2 滚动转子压缩机补气孔口的开设

随着补气增焓技术在涡旋压缩机上广泛应用，人们很自然的将该技术应用于滚动转子压缩机。根据相关的文献，滚动转子压缩机补气孔口的布置方法主要有3种形式。

（1）补气舌簧阀结构[8]，如图3所示。

贾庆磊等[8]指出在室外温度高于-15℃时，补气增焓压缩机与单级压缩系统相比，其制热量增加幅度均大于12%，并随着室外温度的降低增加幅度逐渐增大;单缸系统的制热量与COP均大于双缸系统，其提升幅度的平均值分别为2.29%、1.94%。

（2）滑片补气结构

清华大学的Liu等[24]与格力公司一起开发了在滑片上对滚动转子压缩机补气的新结构，如图4所示，其中舌簧阀是其关键部件。该结构克服传统的补气结构引起回流的缺陷，同时增加了补气口面积。与传统的补气结构相比，这个新结构可使压缩机的制热能力和COP分别提高23.1%~48.9%和3.2%~8%。

（3）端板补气结构[25]

对于端板补气结构，并非气缸内的任何位置都满足3条基本原则，如图5所示的补气口，补气口在压缩机工作过程中与吸气口相连通，由于补气压力高于吸气压力，补入的气体将回流到吸气管中，这将大大减少注入的制冷剂质量并最终削弱性能改善。因此，这种类型的端板气体注入将不被考虑在未来的研究中。

事实上，端板有一区域是满足3条基本原则的，从而避免补气回流到吸入管中，如图6中所示的补气孔口。在吸入结束之前，补气孔口将被滚动活塞覆盖，以避免回流到吸入管。压缩开始后，补气口与压缩腔连通。之后，补气口被滚动活塞所覆盖，在某一固定的旋转角度停止补气。该补气停止角度取决于设计工况。在该设计工况下，当滚动活塞旋转到该角度时，压缩腔中的压力正好等于补气压力。

图4 滚动转子压缩机滑片补气结构

图5 滚动转子压缩机不合理的端板补气结构

图6 滚动转子压缩机合理的端板补气结构

3.3 两级压缩中间补气

随着对补气增焓系统本质的深入理解，人们逐渐开始将双级压缩与补气增焓系统结合起来，从而出现了双级压缩机中间补气系统。Jiang等[26]分析了6种类型的双级压缩机循环。结果表明，过冷器过冷系数是除了冷凝温度和蒸发温度之外影响最佳中间压力的一个关键因素。

Yan等[23]采用一种新设计的双旋转式变速压缩机，以提高低温工况下热泵空调器（HPAC）的性能。研究结果表明，通过优化中间压力可以实现补气增焓循环的最大供热能力和系统COP；提高压缩机的频率可以有效地提高加热能力，但COP降低。通过对比补气和不补气循环系统性能表明，新设计的压缩机可以改善热泵空调器在低环境温度下的加热性能，系统的加热能力提高了5.6%～14.4%，COP提高了3.5%。在高环境温度下，与普通制冷循环相比，补气增焓系统的COP较低。

Tello-Oquendo等[27]介绍了涡旋压缩机（SCVI）和双级往复压缩机（TSRC）在极端条件下运行的对比研究。结果表明：SCVI在压力比低于7.5是较TSRC具有更好的效率和COP。该压缩机可用于在中等温度条件下工作的空调系统和热泵。对于较高的压力比，TSRC具有更好的效率。这种压缩机更适用于在恶劣气候和低温冷冻系统（低于-20℃）下运行的卫生热水系统。

事实上，被认为具有巨大前景的CO2热泵，多是采用这种形式。

Pitarch等[28]从理论上分析了两级压缩中间补气的跨临界二氧化碳热泵循环。指出该循环相对于亚临界制冷循环的R134a和单级CO2循环，COP整体提高15%。

双级压缩循环中，低压级和高压级的容积比是一个关键的参数。Baek等[29]指出高压级与低压级的气缸容积比可以调节双回转式压缩机中的中间压力，从而直接改变补气流量。并通过实验测试得，在双级压缩循环中，为了达到最大的COP，最佳的气缸容积比应为0.7。

4 结论

补气增焓技术保证了空气源热泵在低环境温度下的系统性能，因此得到了广泛的使用，本文重点从补气增焓系统的最佳的补气压力和压缩机补气孔口2个方面综述了其间相关的关键技术。

为了保证补气过程的顺利实施，压缩机补气孔口的设计是补气增焓系统的关键步骤，补气孔口的位置直接决定了系统补气压力的控制策略。根据笔者的总结研究，补气孔口的开设需要满足以下3个基本原则：

（1）补气过程中，补气口应与压缩腔连通；

（2）补气口不能与吸气口连通；

（3）压缩腔压力高于补气压力时，应当截断补气口与压缩腔。