陶 骙，邵艷坡，吳 恒，晏 剛，肖芳斌，陳 磊，黎順全，李健鋒

（1.西安交通大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院，西安 710049；2.廣東美的制冷設(shè)備有限公司，廣東佛山 528311）

0 引言

隨著人們生活水平的提高，空調(diào)器已被廣泛應(yīng)用于家庭、工商業(yè)等領(lǐng)域。為了提高空調(diào)器能效，需對(duì)系統(tǒng)各部件進(jìn)行優(yōu)化。換熱器優(yōu)化是空調(diào)熱泵系統(tǒng)節(jié)能提效的關(guān)鍵之一，VOLOSHCHUK等［1］對(duì)空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行了?分析，結(jié)果表明，63%和20%可避免的?損失分別發(fā)生在蒸發(fā)器和冷凝器中。因此要提高空調(diào)器系統(tǒng)的性能，有必要提高換熱器性能。由于空間與成本的限制，換熱器常見(jiàn)的優(yōu)化形式主要有翅片結(jié)構(gòu)、間距、管徑與制冷劑流路等［2-5］。其中制冷劑流路優(yōu)化易于實(shí)施且不需要增加額外成本，是最經(jīng)濟(jì)的優(yōu)化方式［6-7］。

針對(duì)制冷劑流路已進(jìn)行了許多研究，張浩等［8］針對(duì)空調(diào)室外機(jī)的制冷劑從上至下沿程流動(dòng)時(shí)干度逐漸減小的現(xiàn)象，提出了分布式流路，仿真研究發(fā)現(xiàn)采用2-3-4 分布式流路比采用流路數(shù)目單一的3 流路的額定制熱量和低溫制熱量分別提升8.8% 和5.6%。ISHAQUE 等［9］提出了一種新型優(yōu)化搜索算法對(duì)冷凝器進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化后的流路使部分負(fù)荷下冷凝器換熱量提升了6.96%～9.87%。KWAK 等［10］基于熱阻平衡法（空氣側(cè)與制冷劑側(cè)熱阻相等為優(yōu)化目標(biāo)）對(duì)冷凝器進(jìn)行設(shè)計(jì)優(yōu)化，研究發(fā)現(xiàn)在不同負(fù)荷下得到的最優(yōu)流路并不相同，建議采用加權(quán)計(jì)算的方式得到最優(yōu)流路。這在一定程度上促進(jìn)了換熱器性能的提升。

然而，現(xiàn)有流路優(yōu)化研究大多只針對(duì)單一的蒸發(fā)器或冷凝器進(jìn)行，實(shí)際上，對(duì)于具有制熱與制冷2 種模式的空調(diào)器而言，室外換熱器在制冷/制熱模式下分別為冷凝器/蒸發(fā)器，而換熱器作為冷凝器與蒸發(fā)器時(shí)的最優(yōu)流路通常并不相同?？勺兞髀芳夹g(shù)（制冷與制熱模式下?lián)Q熱器均運(yùn)行在其最優(yōu)流路）是解決這一矛盾點(diǎn)的關(guān)鍵技術(shù)，SIM 等［11］首次在文獻(xiàn)中提出了可變流路的概念，目前只有ZHAO 等［12-13］對(duì)可變流路的應(yīng)用進(jìn)行了詳細(xì)研究，在容量為1～7 kW 的空調(diào)器上取得了較好的效果，為空調(diào)換熱器改進(jìn)提供了新思路。

對(duì)于可變流路技術(shù)而言，確定制冷與制熱模式下?lián)Q熱器的最優(yōu)流路是關(guān)鍵。ZHAO 等［12］根據(jù)換熱器仿真得到的不同流路的換熱量大小來(lái)確定制冷與制熱模式下的最優(yōu)流路，實(shí)際上，確定換熱器最優(yōu)流路時(shí)還應(yīng)當(dāng)考慮換熱器壓降，因?yàn)閴航底兓瘯?huì)對(duì)壓縮機(jī)耗功、制冷劑流量等產(chǎn)生影響，從而對(duì)系統(tǒng)性能也產(chǎn)生影響。有學(xué)者提出了綜合考慮換熱量與壓降的熵產(chǎn)最小化法［14］與?分析法［15］來(lái)確定最優(yōu)流路，但有研究表明這2 種方法也有所缺陷，得到的最優(yōu)流路并不一定是系統(tǒng)性能最優(yōu)的流路［16-17］。

綜上所述，確定制冷與制熱模式下系統(tǒng)性能最優(yōu)的換熱器流路是可變流路技術(shù)的關(guān)鍵與難點(diǎn)，為解決上述問(wèn)題并拓寬可變流路技術(shù)的應(yīng)用范圍，本文將一種新的可變流路方式應(yīng)用于16 kW 多聯(lián)機(jī)空調(diào)器，建立了蒸發(fā)器/冷凝器仿真模型與整機(jī)系統(tǒng)仿真模型，進(jìn)行耦合計(jì)算以直接得到不同流路對(duì)系統(tǒng)性能（COP）的影響，以確定冷凝器和蒸發(fā)器的優(yōu)選流路。在此基礎(chǔ)上，通過(guò)閥件實(shí)現(xiàn)了新的可變流路方式，并最終通過(guò)試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證，可為相關(guān)研究人員提供參考。

1 單體換熱器仿真

1.1 換熱器仿真模型

采用分布參數(shù)法建立換熱器仿真模型，為簡(jiǎn)化仿真模型并提高計(jì)算效率，模型中引入以下假設(shè)條件：（1）仿真模型中的換熱及流動(dòng)過(guò)程均為穩(wěn)態(tài)過(guò)程；（2）U 型連接管、分配器及其他連接管路處的熱損失忽略不計(jì)；（3）換熱器管路均為水平布置，故壓降模型中忽略重力產(chǎn)生的影響。

采用ε-NTU方法進(jìn)行單元傳熱計(jì)算：

式中，t1，t2為流體進(jìn)口與出口溫度，℃；qm為流體質(zhì)量流量，kg/s；c為定壓比熱容，J/（kg·K）；U為單元總傳熱系數(shù)，W/（m2·K）；A0為單元管外傳熱面積，m2。

基于管外傳熱面積的總傳熱系數(shù)U計(jì)算式為：

式中，Ar為單元管內(nèi)傳熱面積，m2；din，dout分別為管內(nèi)、外直徑，m；λ為銅管導(dǎo)熱系數(shù)，W/（m·K）；L為單元長(zhǎng)度，m；ha，hr分別為空氣側(cè)與制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)，W/（m2·K）；ηa，ξ分別為翅片效率與析濕系數(shù)。

空氣側(cè)及制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)采用傳熱關(guān)聯(lián)式計(jì)算得到，見(jiàn)表1。

表1 傳熱關(guān)聯(lián)式Tab.1 Heat transfer correlation

單元壓降采用式（5）計(jì)算，考慮加速壓降ΔPs與摩擦壓降ΔPf，忽略重力壓降ΔPg：

式中，f為摩擦系數(shù)；G為制冷劑質(zhì)量流速，kg/（m2·s）；ρin，ρout分別為單元內(nèi)制冷劑進(jìn)口與出口密度，kg/m3。

摩擦壓降ΔPf分為單相流體摩擦壓降與兩相流體摩擦壓降，單相流體的摩擦壓降采用式（7）（8）計(jì)算［22］：

式中，ρa(bǔ)ve為單元內(nèi)制冷劑平均密度，kg/m3；k為粗糙度。

冷凝模式下的兩相流體摩擦壓降采用式（9）～（11）計(jì)算［22］：

式中，fv為單相氣體摩擦系數(shù)，采用式（8）計(jì)算；x為干度；ρv，ρl分別為氣相和液相的密度，kg/m3；μv，μl分別為氣相與液相的動(dòng)力黏度，kg/（m·s）。

蒸發(fā)模式下的兩相摩擦壓降采用式（12）～（15）計(jì)算［23］：

式中，fl為單相液體摩擦系數(shù)，采用式（8）計(jì)算。

采用分布參數(shù)法對(duì)傳熱及壓降進(jìn)行耦合運(yùn)算。在換熱器仿真計(jì)算過(guò)程中，為了簡(jiǎn)化模型常假設(shè)換熱器各支路流量是均勻分配的［6］，實(shí)際上各支路之間具有合并與分離的連接關(guān)系，各支路管數(shù)目不同會(huì)對(duì)制冷劑分配產(chǎn)生影響。因此基于壓降守恒建立了換熱器流量分配模型，換熱器仿真模型構(gòu)建詳細(xì)過(guò)程及計(jì)算流程參考文獻(xiàn)［24］，該文獻(xiàn)中對(duì)模型進(jìn)行單體測(cè)試和仿真結(jié)果的對(duì)比，結(jié)果表明冷凝工況能力偏差在±3%以?xún)?nèi)，蒸發(fā)工況能力偏差在±5%以?xún)?nèi)，計(jì)算模型具有一定準(zhǔn)確性。

室外換熱器規(guī)格參數(shù)見(jiàn)表2，額定制冷、額定制熱、超低溫制熱工況的仿真輸入條件見(jiàn)表3。本文提到的16 kW 多聯(lián)機(jī)，原型機(jī)室外機(jī)為10進(jìn)10出+4排過(guò)冷段的制冷劑流路，如圖1所示。本文主要對(duì)室外機(jī)的分路數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)及研究，以得到制冷與制熱模式下?lián)Q熱器的最優(yōu)分路數(shù)目，因此設(shè)計(jì)流路時(shí)只對(duì)分路數(shù)進(jìn)行改變，過(guò)冷段保持不變。

圖1 原型機(jī)室外機(jī)流路Fig.1 Flow path diagram of the prototype outdoor unit

表2 室外換熱器規(guī)格參數(shù)Tab.2 Specification parameters of outdoor heat exchanger

表3 仿真輸入條件Tab.3 Simulation input conditions

更改室外換熱器分路數(shù)時(shí)，秉承各支路蛇形管長(zhǎng)度均勻分配的原則。這是因?yàn)榭照{(diào)室外機(jī)通常采用吸風(fēng)的方式進(jìn)行換熱，換熱管路上的空氣流速分布相對(duì)均勻［25］，此時(shí)為了保證換熱器各支路換熱狀態(tài)相同，要求各支路蛇形管長(zhǎng)度相同。但由于每一路U 型管數(shù)必須為整數(shù)（1 個(gè)U 型管包括2 根換熱管），有時(shí)會(huì)面臨各支路管長(zhǎng)度無(wú)法均勻分配的情況，因此設(shè)計(jì)時(shí)要求各支路U 型管數(shù)差異盡量小。以圖1 中原型機(jī)室外機(jī)流路為例，將56 個(gè)U 型管分成10 路，為了盡量均勻分配只能采用每路5 個(gè)或6 個(gè)U 型管的分配方式，經(jīng)簡(jiǎn)單計(jì)算可知，其中4 條支路每路5 個(gè)U 型管，另外6 條支路每路6 個(gè)U 型管。

1.2 單體換熱器仿真結(jié)果討論

圖2，3 分別示出不同工況條件下室外換熱器換熱量及壓降的變化（以原型機(jī)室外機(jī)換熱量仿真結(jié)果為基準(zhǔn)，即100%）。如圖中所示，在額定制冷工況下的換熱量隨著分路數(shù)增大而減小，額定制熱及超低溫制熱工況換熱量隨著分路數(shù)增大呈現(xiàn)先增加、后減小的趨勢(shì)；各工況壓降隨著分路數(shù)增大均呈現(xiàn)減小趨勢(shì)。

圖2 單體換熱器中各工況換熱量隨著分路數(shù)變化趨勢(shì)Fig.2 Variation trend of heat transfer capacity under different operating conditions in a single heat exchanger with the number of paths

圖3 單體換熱器中各工況壓降隨著分路數(shù)變化趨勢(shì)Fig.3 Variation trend of pressure drop under different operating conditions in a single heat exchanger with the number of paths

從圖2，3 對(duì)比可知，將分路數(shù)從原型機(jī)的10路減小為5路時(shí)，雖然冷凝器換熱量上升了2.2%，但冷凝器壓降約為原型機(jī)的4.3 倍。在室外換熱器中，制冷劑的壓降增大將會(huì)增大系統(tǒng)的高低壓壓力差值，從而增加壓縮機(jī)功耗。因此，不能通過(guò)單體換熱器仿真得到的換熱量大小來(lái)評(píng)判流路優(yōu)劣。

根據(jù)上述分析可知，對(duì)換熱器進(jìn)行單體仿真只能定性分析換熱量及壓降變化趨勢(shì)，無(wú)法確定不同流路在整機(jī)系統(tǒng)中的表現(xiàn)情況。因此，本文將換熱器仿真耦合入多聯(lián)機(jī)整機(jī)系統(tǒng)仿真中，以直接確定不同換熱器流路對(duì)整機(jī)換熱量及性能的影響，從而確定制冷與制熱模式下?lián)Q熱器的優(yōu)選流路。

2 整機(jī)系統(tǒng)仿真

將室內(nèi)外換熱器、壓縮機(jī)、節(jié)流部件等部件連成系統(tǒng)，進(jìn)行系統(tǒng)仿真。基于Modelica 語(yǔ)言建立了以R410A 為制冷劑的一拖四多聯(lián)機(jī)空調(diào)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)仿真模型，將蒸發(fā)器和冷凝器仿真模型耦合入系統(tǒng)仿真中，壓縮機(jī)和電子膨脹閥采用穩(wěn)態(tài)模型，氣液分離器采用集中參數(shù)動(dòng)態(tài)模型，換熱器模型的邊界條件根據(jù)系統(tǒng)仿真模型計(jì)算結(jié)果動(dòng)態(tài)變化。微分方程采用向后差分離散數(shù)值格式，并用基于Dymola 平臺(tái)的求解器求解離散后的方程組。制冷劑物性的計(jì)算基于NIST 9.0 數(shù)據(jù)庫(kù)。系統(tǒng)仿真模型構(gòu)建詳細(xì)過(guò)程及計(jì)算流程可參考文獻(xiàn)［26］。

2.1 仿真輸入條件

除室外換熱器流路外，其他所有設(shè)置都一致，系統(tǒng)仿真輸入條件見(jiàn)表4。

表4 系統(tǒng)仿真輸入條件Tab.4 System simulation input conditions

2.2 不同流路下整機(jī)換熱量對(duì)比

基于表3 的條件，對(duì)同壓縮機(jī)頻率下不同流路數(shù)的整機(jī)能力進(jìn)行仿真計(jì)算，得到整機(jī)換熱量計(jì)算結(jié)果如圖4 所示。在額定制冷工況下，隨著分路數(shù)增加，整機(jī)制冷量減小；在額定制熱與超低溫制熱工況下，隨著分路數(shù)增大，整機(jī)制熱量呈現(xiàn)先增加、后減小的趨勢(shì)。整機(jī)換熱量變化與單體換熱量變化趨勢(shì)相近，這是室外換熱器壓降及平均傳熱系數(shù)兩方面之間權(quán)衡的結(jié)果。

圖4 各工況系統(tǒng)換熱量隨著分路數(shù)變化趨勢(shì)Fig.4 Variation trend of system heat exchange capacity under various working conditions with the number of paths

圖5示出不同分路數(shù)下?lián)Q熱器壓降及平均傳熱系數(shù)變化情況。隨著分路數(shù)增加，管內(nèi)平均流速減小從而使得換熱器整體壓降減小，這對(duì)換熱量提升是有利的，因?yàn)閴航禍p小有助于增大換熱器的平均傳熱溫差；另一方面，隨著分路數(shù)增大，管內(nèi)平均流速減小，從而導(dǎo)致?lián)Q熱器制冷劑側(cè)的平均傳熱系數(shù)下降，這對(duì)換熱量提升是有害的。在額定制熱與超低溫制熱工況下室外機(jī)為蒸發(fā)器，分路數(shù)較小時(shí)，壓降為影響傳熱的主要因素，增加分路數(shù)對(duì)換熱有利；分路數(shù)較大時(shí)，傳熱系數(shù)為影響傳熱的主要因素，增加分路數(shù)對(duì)換熱不利。在額定制冷工況下室外機(jī)為冷凝器，對(duì)冷凝器而言其本身壓降較小，此時(shí)傳熱系數(shù)為影響換熱量的主要因素，分路數(shù)增加導(dǎo)致平均流速減小，從而引起傳熱系數(shù)下降，整機(jī)制冷量下降。

圖5 壓降及制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)隨著分路數(shù)變化趨勢(shì)Fig.5 Variation trend of pressure drop and refrigerant-side heat transfer coefficient with number of paths

2.3 不同流路數(shù)下整機(jī)能效對(duì)比

由于測(cè)試APF對(duì)能力大小有要求，改變流路的同時(shí)，通過(guò)壓縮機(jī)頻率來(lái)保證能力不變，再比較整機(jī)能效變化情況才具有實(shí)際意義。

基于表3 的條件（為保證能力相同，壓縮機(jī)頻率會(huì)變化），對(duì)不同流路數(shù)的能效進(jìn)行仿真計(jì)算，得到整機(jī)能效計(jì)算結(jié)果如圖6 所示。

圖6 各工況系統(tǒng)能效隨分路數(shù)變化趨勢(shì)Fig.6 Variation trend of system performance under various working conditions with the number of paths

在制冷工況下，隨著分路數(shù)增加，整機(jī)能效呈現(xiàn)減小趨勢(shì)，分路數(shù)為5～7 時(shí)，制冷能效相較于原型機(jī)提升最明顯，約為3.6%～1.7%；在額定制熱工況下整機(jī)能效呈現(xiàn)先增加后減小的趨勢(shì)，分路數(shù)為14～16 時(shí)能效提升最明顯，約為5.1%～5.9%；在超低溫制熱工況下整機(jī)能效也呈現(xiàn)先增加后減小的趨勢(shì)，分路數(shù)為14～16 時(shí)能效提升最明顯，約為6.2%～7.4%。將圖4 與圖6 對(duì)比可知，同換熱量下整機(jī)能效變化趨勢(shì)與同頻率下?lián)Q熱量變化趨勢(shì)相近，這也是室外換熱器壓降與平均傳熱系數(shù)之間權(quán)衡的結(jié)果。此外，可以看到，超低溫制熱工況整機(jī)能效隨分路數(shù)變化幅度較額定制熱工況更大，原因是超低溫制熱工況制熱性能受壓降影響更明顯，增加分路數(shù)、減小壓降能取得更好的改善效果，減小分路數(shù)造成的惡劣影響也更大。

綜合2.2 節(jié)與2.3 節(jié)，對(duì)于額定制冷工況，換熱器分為5～7 路時(shí)系統(tǒng)能力與能效表現(xiàn)最優(yōu)；對(duì)于額定制熱及超低溫制熱工況，換熱器分為14～16 路時(shí)系統(tǒng)能力與能效表現(xiàn)最優(yōu)。制冷與制熱模式下優(yōu)選分路數(shù)具有明顯差異，常規(guī)的換熱器只能在2 種模式最優(yōu)流路數(shù)之間選取折中，會(huì)導(dǎo)致?lián)Q熱器性能的下降，因此本文提出了一種新的可變流路方法，通過(guò)一些閥件使得制冷與制熱模式下室外換熱器均運(yùn)行在其優(yōu)選流路，并通過(guò)試驗(yàn)進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證。

3 可變流路設(shè)計(jì)及試驗(yàn)分析

3.1 可變流路設(shè)計(jì)

基于前文分析，綜合考慮仿真結(jié)果及可操作性后確定最終優(yōu)化方案為：制冷7 路，制熱14 路。由于制冷和制熱的最優(yōu)分路數(shù)不同，本文提出一種設(shè)計(jì)方法，通過(guò)單向閥和電磁閥來(lái)實(shí)現(xiàn)制冷與制熱模式下室外機(jī)流經(jīng)不同分路數(shù)的目的。在制熱模式時(shí)電磁閥關(guān)閉，室外換熱器分14 路進(jìn)行換熱；在制冷模式時(shí)電磁閥打開(kāi)，由于單向閥的存在，制冷劑流經(jīng)7 路換熱管路后，通過(guò)電磁閥進(jìn)入另外7 路換熱管路進(jìn)行換熱，此時(shí)室外換熱器整體分7 路進(jìn)行換熱，如圖7 所示。

圖7 可變流路樣機(jī)流路Fig.7 The diagram of variable refrigerant flow paths

3.2 試驗(yàn)誤差分析

將原型機(jī)與所制作可變流路樣機(jī)放于國(guó)家認(rèn)可的同一10P 焓差室內(nèi)進(jìn)行測(cè)試對(duì)比。試驗(yàn)過(guò)程中測(cè)量?jī)x器的測(cè)試數(shù)據(jù)具有誤差，故常采用不確定度來(lái)評(píng)估試驗(yàn)值與真實(shí)值之間的偏差［27］。直接測(cè)量物理量的偏差常采用B 類(lèi)不確定度表示，B 類(lèi)不確定度采用下式進(jìn)行計(jì)算：

式中，RS為被測(cè)物理量的儀表分度或精度。

計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表5。

表5 直接測(cè)量物理量的最大不確定度Tab.5 Maximum uncertainty of direct measurement of physical quantities

間接測(cè)量參數(shù)換熱量Qa與系統(tǒng)性能COP的相對(duì)不確定度采用式（17）（18）計(jì)算［11］：

式中，ma為空氣質(zhì)量流量，kg/s；Ta，in為空氣入口溫度，℃；Ta，out為空氣出口溫度，℃；Cpa為空氣定壓比熱容，J/（kg·K）；Wtotal為輸入功率，W。

計(jì)算得到Qa及COP的最大相對(duì)不確定度分別為1.24%與1.26%。試驗(yàn)主要性能參數(shù)的相對(duì)不確定度均在3%以下，滿(mǎn)足試驗(yàn)精度要求。

3.3 試驗(yàn)數(shù)據(jù)分析

通過(guò)試驗(yàn)測(cè)試對(duì)比了APF測(cè)試中各工況的能效及超低溫制熱工況的能力與能效。在測(cè)試APF時(shí)需保證各工況能力滿(mǎn)足國(guó)標(biāo)的要求，因此通過(guò)調(diào)節(jié)壓縮機(jī)頻率使得系統(tǒng)能力相當(dāng)，這樣對(duì)比系統(tǒng)能效才具有實(shí)際意義。在測(cè)試超低溫制熱工況時(shí)，保證壓縮機(jī)運(yùn)行頻率相同。

試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果見(jiàn)表6，7。在APF各測(cè)試工況下，可變流路樣機(jī)能效的試驗(yàn)值較原型機(jī)均有提升，APF試驗(yàn)值較原型機(jī)可提升約為5.4%，超低溫制熱工況系統(tǒng)能力與能效分別提升了6.0%與2.8%，可變流路設(shè)計(jì)具有有效性。在制冷模式下，可變流路樣機(jī)及原型機(jī)的室外機(jī)冷凝器分路數(shù)分別為7 路與10 路，由前文分析可知冷凝器本身壓降較小，其傾向于更少的流路數(shù)以提高傳熱系數(shù)，此時(shí)采用7 路可有效改善換熱器性能，從而提高系統(tǒng)制冷性能。在制熱模式下，可變流路樣機(jī)及原型機(jī)的室外機(jī)蒸發(fā)器分路數(shù)分別為10 路與14路，由前文分析可知蒸發(fā)器本身壓降較大，其傾向于更多的分路數(shù)來(lái)降低壓降，此時(shí)采用14 路可有效降低蒸發(fā)器壓降，改善其性能。

表7 超低溫制熱工況對(duì)比Tab.7 Comparison of ultra-low temperature heating conditions

此外，表6 也列出了原型機(jī)與可變流路樣機(jī)仿真值及試驗(yàn)值的偏差。各工況能效試驗(yàn)值及仿真值偏差在8.4%以?xún)?nèi)，除最小制熱外其他工況能效偏差在3.8%以?xún)?nèi)，原型機(jī)及可變流路樣機(jī)的APF試驗(yàn)值與仿真值偏差在2.5%以?xún)?nèi)，這表明系統(tǒng)仿真模型具有較高準(zhǔn)確性及可靠性。

4 結(jié)論

（1）單體換熱器仿真結(jié)果表明，不能通過(guò)單體換熱器仿真得到的換熱量大小來(lái)評(píng)判流路優(yōu)劣，對(duì)單體換熱器進(jìn)行仿真只能定性分析不同流路下?lián)Q熱量及壓降的變化情況，無(wú)法確定不同流路在整機(jī)系統(tǒng)中的表現(xiàn)情況。

（2）系統(tǒng)仿真結(jié)果表明，與同能力下的原型機(jī)相比，額定制冷工況下流路5～7 路時(shí)整機(jī)能效表現(xiàn)最優(yōu)，提升約為3.6%～1.7%；在額定制熱工況流路14～16 路時(shí)系統(tǒng)能效表現(xiàn)最優(yōu)，提升約為5.1%～5.9%；在超低溫制熱工況流路為14～16 路時(shí)系統(tǒng)能效表現(xiàn)最優(yōu)，提升約為6.2%～7.4%。

（3）設(shè)計(jì)了制冷與制熱模式下室外機(jī)運(yùn)行分路數(shù)分別為7 路與14 路的可變流路方案，試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果表明各APF測(cè)試工況下能效均較原型機(jī)有提升，APF提升約為5.4%，超低溫制熱量和能效分別提升了6.0%和2.8%。此外，各工況能效的試驗(yàn)值及仿真值偏差在8.4%以?xún)?nèi)，除原型機(jī)最小制熱外其他工況能效偏差在3.8%以?xún)?nèi)，原型機(jī)及可變流路測(cè)試機(jī)的APF試驗(yàn)值與仿真值偏差在2.5%以?xún)?nèi)，這表明系統(tǒng)仿真模型具有較高的準(zhǔn)確性與可靠性。