摘 要 本文根据多联机的发展现状，鉴于目前设计院选用多联机时存在的问题，以影响多联机运行性能的四个因素为研究对象，展开分析和讨论。提出了影响多联机运行性能的四个因素：1. 多联机作用域：①系统配管长度，②室内机和室外机高差；③室内机之间的高度差；2. 室内外机的连接率；3. 室外温度；4. 室外机冬季融霜。从理论上对这四个因素进行分析，为设计选型计算提供理论依据。
关键词 多联机 多联机作用域 连接率 融霜
1. 引言
多联式空调( 热泵) 机组(multi-connected air-condition(heat pump) unit)，简称为多联机。有时也称VRF (variable refrigerant flow)空调系统，即可变制冷剂流量空调系统，由日本大金公司于1982 年开发推出，打破了传统的中央空调设计理念，在传统的房间分体空调器由一台室外机连接一台室内机的一对一方式的基础上，研制出了一(多)台室外机连接多台室内机的供暖制冷系统。使设计、安装、运行及维护管理更为简单、方便[1]。
多联机以其系统设置的灵活性、安装维修的简单性、使用管理的方便性、控制系统选择的多样性、部分负荷的高能效比等特点,在舒适性空调中的应用越来越多,设计面积也由几十平米到几万平米 。
然而影响多联机运行性能的因素有许多，主要是：1. 多联机作用域：①系统配管长度，②室内机和室外机高差；③室内机之间的高度差；2. 室内外机的连接率；3. 室外温度；4. 室外机冬季融霜。因此在设计、生产和安装过程中，若不充分考虑以上因素，则未必能最大程度发挥多联机的优点，甚至影响机组的正常运行。这就造成多联机具体实施上，特别是将多联机用于较大的系统时，各子系统不可避免地发生藕合和干扰，造成不必要的能量损失。
本文分析了影响多联机运行性能的四大因素，为设计选型计算提供理论依据。
2. 多联机作用域的影响
多联机系统的作用域包括系统配管长度、室外机与室内机之间的高度差以及室内机之间的高度差等因素。一般来说,室外机容量越大,系统作用域越大,管路配置越长。但由于直接蒸发式制冷系统本身的特性,系统的作用域不宜过大。
2.1 系统配管长度的影响
流体在管路中流动时总会产生压降,对于直接膨胀式空调系统,制冷剂回路中没有增压泵来补偿吸气管路和排气管路中的压力损失,吸气管路中的压力损失会造成压缩机吸气压力下降,压缩比增大,容积效率下降;同时,吸气比体积增大,导致制冷剂质量流量减小,制冷量减小。所以,如果制冷剂管路过长,则多联机的制冷能力下降得非常明显;同时,较长的管路也会降低多联机空调系统的COP ,并消耗更多的电力。
在设计制冷系统时,一般均对吸气管和排气管的压力损失许可值有限制,对于吸气管来说相当于蒸发温度降低了1 ℃,对于排气管来说相当于冷凝温度升高了1～2 ℃[2] 。
制冷剂管路中的压力损失Δp 可由式(1) 计算: （1）
式中，f为摩擦阻力因数；Gr为制冷剂的质量流量kg/ s ；Vr为制冷剂比体积m3 / kg ；di为管道内径m ；L 为管道长度m 。
由式(1) 可以看出,对于长度为L 和制冷剂比体积一定的管路,要减小压力损失只能增大管道内径或减小制冷剂的质量流量。但由于回油要求的限制,管道内径只能适当增大,因此唯一可行的方法是减小制冷剂的质量流量。但是设计要求制冷系统的制冷量不能减小,故为了满足长配管的要求,只能增大冷凝器后制冷剂的过冷度,从而增加制冷循环的单位质量制冷量。
所以，在进行多联机系统的设计选型计算时，要充分考虑到系统配管长度对系统运转性能的影响
2.2 室内机和室外机高差的影响
2.2.1 室外机高于室内机
制冷运行时,室内机的电子膨胀阀起节流作用, 由于重力的作用,电子膨胀阀前的过冷液体的压力要高于冷凝压力,高出的数值取决于室内外机高度差产生的附加压力。因此,室内外机的高度差H应有一定的限制,即满足 （2）
式中，pk为冷凝压力,MPa ； p0为蒸发压力,MPa ；ρ为液体密度,kg/ m3 ； g 为自由落体加速度,m/ s2 ；H 为室内外机高度差m ； pmax为电子膨胀阀最高动作压差MPa 。
制热运行时,室外机电子膨胀阀起节流作用,室内机电子膨胀阀主要起室内机之间的流量平衡作用。制冷剂在上升管内流动时,必须考虑重力产生的附加压降可能会带来液体闪蒸的问题,保证室外机电子膨胀阀前有一定的过冷度,否则在液体管段内产生气泡,会形成电子膨胀阀前的节流“气阻”,导致膨胀阀可能工作不稳定。另外,制热运行时为保证一定的出风温度,必须对冷凝压力有一定的限制,再加上重力产生的附加压降使得压缩机排气压力必须要提高。也就是说,压缩机对排气压力的限制决定了室内外机高度差不能超过一定范围。
2.2.2 室外机低于室内机
制冷运行时,室内机的电子膨胀阀起节流作用。制冷剂在冷凝器中冷凝后,过冷液体在液管中上升,然后进入电子膨胀阀,由于重力的作用,过冷液体在高压液管中需克服上升造成的重力损失。为防止液体压力降低带来的液体闪蒸,室内外机的高度差有一定限制,这与2. 1 节的分析情况类似。
制热运行时,室外机电子膨胀阀起节流作用,制冷剂蒸气在竖直管中上升至室内冷凝器,冷凝后的过冷液体在液管中下降,然后进入室外机电子膨胀阀,节流后进入室外蒸发器。如果室内外机高度差过大,高温制冷剂蒸气可能在管路中冷凝,从而减少室内机的制热量。
综合前面的分析,为防止液体制冷剂在竖直上升过程中由重力带来的压降引起的闪蒸,保证室内外机电子膨胀阀的正常工作,防止吸气过热、排气温度过高,保证吸气管顺利回油,室内外机的高度差要尽量减小,最好不要超过40m。
2.3 室内机之间的高度差的影响
制冷运行时,室内机电子膨胀阀起节流作用,并且室内机之间的流量分配也是由电子膨胀阀来完成的。为了使电子膨胀阀能够稳定工作,具有良好的调节作用,电子膨胀阀前制冷剂液体应有一定的过冷度。
多联机一般都可以长配管、大落差,虽然室外机冷凝器具有较大的过冷度,但是为了克服竖直上升的压降已经损失了绝大部分的过冷度。电子膨胀阀安装在最低位时,由于重力作用前后压差最大;安装在最高位时,前后压差最小。如果室内机之间的高度差较大,安装在最高位的电子膨胀阀前过冷度最小,容量最小,全开时容量可能不足,而安装在最低位的电子膨胀阀容量过大,在调节过程中可能会出现振荡现象。
2.4 综述
综上所述，在进行多联机系统的设计选型计算时，应优化室外机与室内机间的配管布置，减少配管长度，配管等效长度不宜超过70米；或通过产品技术资料核定，配管实际长度制冷工况下满负荷的性能系数不应低于2.80[3]。
虽然某些空调公司的多联机系统宣传其最大管长可达165米，等效管长190米，但是随着管长的增加，系统的制冷或制热也会产生衰减，所以在设计时要考虑管长长度带来的影响。
依据多联机厂家提供的管长修正系数以及容量系数修正图，可根据室内外机的最长等效管长以及室内外机的最大高低差来计算得到系统的实际制冷/制热能力。
3. 室内外机的连接率的影响
从经济性和节能性考虑，需根据同时使用率来选择合适的室内外机连接率，其中，连接率=室内机额定制冷能力之和/室外机额定制冷能力。
连接率一般不超过110%左右，并且在确定下连接率后需确认室内机的实际冷热量是否满足室内冷热负荷需求。而当室内机容量总和超过室外机所提供的实际能力时，室内机的实际容量就会有所衰减，特别是在连接率较大时必须考虑这个因素的影响。
由于连接率的不同，带来机组实际容量的衰减，可以通过查询多联机厂家提供的制冷/制热容量表（如表1）来计算得到实际的系统实际制冷/制热容量。
表1：某品牌10HP制热容量表（局部）
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组合（％）
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室外气温
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室内温度 ℃ （DB）
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||||||
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20.0
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21.0
|
22.0
|
||||||
|
TC
|
PI
|
TC
|
PI
|
TC
|
PI
|
|||
|
℃ DB
|
℃ WB
|
KW
|
KW
|
KW
|
KW
|
KW
|
KW
|
|
|
110%
30.8KW
|
-5.0
|
-5.6
|
27.4
|
8.59
|
27.4
|
8.71
|
27.4
|
8.83
|
|
-3.0
|
-3.7
|
28.8
|
8.78
|
28.8
|
8.89
|
28.7
|
9.00
|
|
|
0.0
|
-0.7
|
31.1
|
9.06
|
31.1
|
9.16
|
31.1
|
9.27
|
|
|
3.0
|
2.2
|
33.6
|
9.31
|
33.5
|
9.40
|
32.4
|
9.02
|
|
|
5.0
|
4.1
|
34.7
|
9.20
|
33.5
|
8.83
|
32.4
|
8.48
|
|
|
7.0
|
6.0
|
34.7
|
8.64
|
33.5
|
8.30
|
32.4
|
7.97
|
|
|
100%
28.0KW
|
-5.0
|
-5.6
|
27.4
|
8.93
|
27.3
|
9.03
|
27.3
|
9.14
|
|
-3.0
|
-3.7
|
28.7
|
9.10
|
28.7
|
9.20
|
28.7
|
9.30
|
|
|
0.0
|
-0.7
|
31.0
|
9.35
|
30.5
|
9.20
|
29.5
|
8.82
|
|
|
3.0
|
2.2
|
31.5
|
8.70
|
30.5
|
8.36
|
29.5
|
8.03
|
|
|
5.0
|
4.1
|
31.5
|
8.18
|
30.5
|
7.87
|
29.5
|
7.56
|
|
|
7.0
|
6.0
|
31.5
|
7.70
|
30.5
|
7.41
|
29.5
|
7.12
|
|
注：DB-干球温度，℃
WB-湿球温度，℃
TC-总容量，KW
PI-输入功率，KW（压缩机＋室外风扇电机）
4. 室外温度的影响
室外机运行时,进风温度通常是周边环境空气温度。从多联式空调系统风冷冷凝器的风量角度来看,有式(3) 所示的关系:
（3）
式中 Qk为冷凝负荷W； L为冷凝器换热风量,m3 / h ；cp为空气的比定压热容kJ / (kg ·℃) ；t2为空气出口温度℃；t1为空气进口温度℃； 为进口空气密度kg/m3 。
由式(3) 可以看出,当室外机冷凝器进口温度升高时,势必将减小室外机的冷凝器散热量,而冷凝器散热量的减小将直接导致机组冷凝温度和压力的升高。多联机的工作原理是建立在单级压缩制冷循环的基础之上的, 于是由室外进风温度升高引起的室外机冷凝温度的升高,将使多联机制冷系统的制冷性能系数下降及压缩机功耗增加。
因此在工程设计中，为了提高系统的效率，室外机必须设置在通风良好的场所，避免设置在通风条件不良的半封闭空间等场所[3]。
5. 室外机冬季融霜的影响
空气源热泵机组在冬季运行过程中，当空气通过室外侧换热盘管时，会有水凝结在盘管表面，进而结成了冰，结在盘管上的冰不仅会减小换热面积，而且会降低可通过的风量。随着结霜的不断增加，会影响到空气和盘管的热交换效果，也就是和制冷剂的热交换效果。因此，融霜是空气源热泵在冬季特有的现象，热泵式VRV空调机组也不例外。在晴朗的天气里，大约8h 融一次霜，一天融霜三次左右；而在雨雪的天气中，大约2～3h 融霜一次；最恶劣的工况是0～5℃之间的雨雪天气，有时甚至会1～1.5h 融霜一次。由此可知，融霜的时间间隔主要由室外空气的相对湿度决定的，室外空气的相对湿度越高，融霜次数越多，反之则越少。
由于室外机进行融霜时是不进行制热运转的，故在进行室外机实际制热容量计算时，应该考虑由于融霜所导致的制热损失。在计算融霜所导致的制热损失时，通常可以根据不同的室外温度，通过查询厂家提供的融霜修正系数来计算得到。
6. 结论
多联机系统进入我国的时间还不长,设计师对该系统的了解有待于进一步的深入。这种了解不能只停留在厂家对COP、管长、配比率等的宣传上,只有对设备性能、制冷原理、控制方式等多方位深入了解才能用好多联机,发挥多联机的优势。
本文详细分析了影响多联机运行性能的四大因素，为设计选型计算提供理论依据。
根据本文的阐述,设计多联机系统的过程中，应该注意系统配管长度、室内机和室外机高差、室内机之间的高度差、室内外机的连接率、温度工况、室外机冬季融霜等因素对多联机运行性能的影响。在选择室内机时,应在负荷计算的基础上进行温度修正、连接率修正和连接管长修正[3]；在选择室外机时,在条件允许的情况下应尽量选择高效、容量小的室外机,额定制冷量以不大于56KW为好[4]。
参考文献：
[1] 马一太,王洪利. 多联机空调系统及其能效标准进展[J]. 机械工业标准化与质量，2008，(2)：21-23.
[2] 王志刚. 变频控制多联式空调系统[M]. 北京:化学工业出版社. 2006
[3] 全国民用建筑工程设计技术措施 节能专篇暖通空调. 动力[S]. 2007
[4] 彦启森. 论多联式空调机组[J]. 暖通空调, 2002，32 (5)：2-4
