(上海理工大學(xué)能源與動(dòng)力學(xué)院 上海 200093)

制冷劑作為熱泵系統(tǒng)的熱載體，不斷將熱量由低溫?zé)嵩聪蚋邷責(zé)嵩崔D(zhuǎn)移。制冷劑充注量的變化直接影響熱泵裝置的工作性能，研究最佳充注量可為優(yōu)化系統(tǒng)設(shè)計(jì)、提高系統(tǒng)制熱性能提供方法，國內(nèi)外學(xué)者對(duì)此進(jìn)行了大量研究。N. Vjacheslav等[1]由模型估算了系統(tǒng)最佳充注量。J. H. Chae等[2]對(duì)復(fù)疊熱泵在不同充注量下的壓縮機(jī)功耗、蒸發(fā)壓力、冷凝壓力等進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)分析。J. M. Choi等[3]結(jié)合系統(tǒng)節(jié)流方法對(duì)充注量進(jìn)行了研究。張良俊等[4]由實(shí)驗(yàn)得出系統(tǒng)各個(gè)運(yùn)行參數(shù)對(duì)充注量變化的敏感程度。王志華等[5]通過改變膨脹閥開度研究了不同充注量下的系統(tǒng)性能。楊強(qiáng)等[6]由實(shí)驗(yàn)結(jié)論提出了判斷帶有高壓儲(chǔ)液器的熱泵系統(tǒng)充注量是否適量的依據(jù)。

針對(duì)熱泵熱水器最佳充注量的研究，目前多使用冰箱、熱泵空調(diào)等穩(wěn)態(tài)換熱裝置中的實(shí)驗(yàn)結(jié)論作為判定依據(jù)。認(rèn)為超過最佳充注量后，冷凝器末端液態(tài)制冷劑段延長，冷凝器換熱性能變差，制熱性能下降，而下降起始點(diǎn)的充注量即為最佳值[7-10]。但對(duì)于儲(chǔ)熱式熱泵熱水器而言，因其循環(huán)加熱的模式，高溫側(cè)不斷升高，制冷劑流量和壓縮機(jī)吸氣口過熱度時(shí)刻變化，運(yùn)行中極易發(fā)生吸氣帶液現(xiàn)象，降低制熱性能[11-12]，從而干擾最佳充注量的判定，這在對(duì)比制熱性能時(shí)應(yīng)加以區(qū)分。

張超等[13]研究發(fā)現(xiàn)充注量過大時(shí)蒸發(fā)溫度和冷凝溫度上升，蒸發(fā)器未能將冷量完全釋放出來，制冷劑以氣液兩相態(tài)離開蒸發(fā)器，造成冷量損失，電功率增大，系統(tǒng)工作性能惡化，在某些情況下不能正常工作。研究充注量對(duì)制熱性能的影響時(shí)，還要考慮系統(tǒng)在不同充注量下的工作適應(yīng)性與自我調(diào)節(jié)能力。對(duì)于使用電子膨脹閥這類可調(diào)節(jié)閥開度的熱泵熱水器，雖然較寬的閥開度調(diào)節(jié)范圍滿足了電子膨脹閥通過不同調(diào)節(jié)方式來提升制熱性能的要求，并增強(qiáng)了系統(tǒng)的工作適應(yīng)性，但充注量的變化也改變了電子膨脹閥的調(diào)節(jié)范圍，這一變化對(duì)制熱性能的影響不可忽視。目前國內(nèi)外在此方面的研究尚少，可做進(jìn)一步的研究。

本文以電子膨脹閥調(diào)節(jié)的空氣源熱泵熱水器為平臺(tái)，以制冷劑充注量、電子膨脹閥開度和過熱度等參數(shù)為變量，對(duì)制熱性能等進(jìn)行比較分析，以期在系統(tǒng)優(yōu)化方面得出一些具有參考性的結(jié)論。

1 熱泵熱水器實(shí)驗(yàn)裝置

空氣源熱泵熱水器的性能測試實(shí)驗(yàn)在上海理工大學(xué)高精度焓差實(shí)驗(yàn)室內(nèi)完成，可控溫度-10～45 ℃。實(shí)驗(yàn)中通過一臺(tái)Delta數(shù)據(jù)采集儀和電腦對(duì)各參數(shù)進(jìn)行連續(xù)、頻繁的采樣測量，以確定熱泵熱水器的制熱量及功耗等參數(shù)的變化。

實(shí)驗(yàn)環(huán)境工況設(shè)定為22 ℃/16 ℃，實(shí)驗(yàn)裝置采用R134a為工質(zhì)的一體式循環(huán)加熱空氣源熱泵熱水器，水箱容量為100 L。壓縮機(jī)選用WHP02830-C4AT型熱泵專用滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)，額定轉(zhuǎn)速為2 860 r/min(50 Hz)，功率為685 W，理論排氣量為18 mL/r。壓縮機(jī)吸氣和排氣口接入丹佛斯KP型壓力控制器，保護(hù)壓縮機(jī)工作在正常壓力范圍內(nèi)。吸氣口自帶一個(gè)壺型儲(chǔ)液器(Φ70 mm×220 mm)，用于保護(hù)壓縮機(jī)，防止吸入過多的液態(tài)制冷劑而造成壓縮機(jī)“液擊”損傷。蒸發(fā)器采用風(fēng)冷式翅片管換熱器，2支路，4排管布置，冷凝器選用逆流套管式換熱器，銅管外徑為16 mm，管長為1 790 mm。節(jié)流采用步進(jìn)電機(jī)控制器驅(qū)動(dòng)的直動(dòng)式電子膨脹閥。

為了直觀地評(píng)價(jià)制熱性能，實(shí)驗(yàn)測量了主要部件的溫度和壓力，各測點(diǎn)具體布置位置如圖1所示。采用壓力變送器測量壓力，內(nèi)置式鉑電阻測量溫度。智能數(shù)顯功率表測量壓縮機(jī)、循環(huán)水泵和風(fēng)機(jī)的總功耗。所有數(shù)據(jù)均通過Delta數(shù)據(jù)采集儀傳輸?shù)诫娔X中，對(duì)運(yùn)行數(shù)據(jù)實(shí)時(shí)調(diào)用監(jiān)控。

充注量由高精度實(shí)驗(yàn)室電子天平測量，量程0～30 kg，精度0.1 g。為避免冷凝壓力過高導(dǎo)致停機(jī)保護(hù)，實(shí)驗(yàn)測試之前對(duì)充注量及電子膨脹閥開度進(jìn)行多次調(diào)試，以保證實(shí)驗(yàn)的順利進(jìn)行。

圖1 實(shí)驗(yàn)裝置原理Fig.1 Principle of the experimental installation

2 計(jì)算公式

實(shí)驗(yàn)可測得壓縮機(jī)吸氣溫度Tsuc(℃)、排氣溫度Td(℃)、閥前溫度Tv(℃)、制冷劑質(zhì)量流量qm(g/s)、蒸發(fā)壓力pe(kPa)、系統(tǒng)功耗Wt(W)等數(shù)據(jù)。并由Refprop9.0軟件得到蒸發(fā)溫度Te(℃)、排氣焓值hd(kJ/kg)和閥前焓值hv(kJ/kg)，通過公式計(jì)算可得以下參數(shù)：

壓縮機(jī)吸氣過熱度Tsh：

Tsh=Tsuc-Te

(1)

系統(tǒng)制熱量Qh：

Qh=qm(hd-hv)

(2)

逐時(shí)制熱性能(以下簡稱COP)：

COP=Qh/Wt

(3)

整體制熱性能(平均COP，以下簡稱COPa)：

(4)

式中：Tw,set為初始水溫，25 ℃；Tw,end為終止水溫，55 ℃；τ1、τ2分別為初始水溫和終止水溫下對(duì)應(yīng)的時(shí)間，s。

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

3.1 充注量對(duì)COPa的影響

實(shí)驗(yàn)對(duì)比了電子膨脹閥開度16%和定過熱度10 ℃時(shí)，不同充注量下的COPa。為排除吸氣帶液的干擾，所有實(shí)驗(yàn)均在壓縮機(jī)吸氣過熱的狀態(tài)下進(jìn)行。

圖2所示為不同充注量下的COPa。由圖2可知，閥開度16%時(shí)，COPa因充注量增加而先增大后減小。依據(jù)COPa最大原則，制冷劑最佳充注量為1.1 kg，對(duì)應(yīng)的最大COPa為3.05。

充注量偏少時(shí)，制冷劑流量小而吸氣過熱度大，蒸發(fā)器中過熱區(qū)長，換熱面積未得到充分利用，系統(tǒng)加熱時(shí)間長，COPa小。隨著充注量的增加，制冷劑載熱能力提升，制熱性能逐漸改善。然而，當(dāng)充注量增至過多時(shí)，高壓儲(chǔ)液器內(nèi)已存儲(chǔ)了大量液態(tài)制冷劑，甚至漫過儲(chǔ)液器積存在冷凝盤管中。此時(shí)高壓儲(chǔ)液器對(duì)冷凝器出口工質(zhì)狀態(tài)的制約作用消失，其作用僅相當(dāng)于一定容積的高壓管道[6]。冷凝器的相變傳熱面積和傳熱強(qiáng)度減小，制熱量減小，導(dǎo)致COPa下降。

圖2 制冷劑充注量與COPa的變化關(guān)系Fig.2 Relationship between refrigerant charge and COPa

從圖2還可看出，定過熱度10 ℃時(shí)的COPa同樣先增大后減小，在充注量為1.1 kg時(shí)達(dá)到最大值3.68。定過熱度時(shí)的COPa始終高于定閥開度時(shí)的COPa，原因是在實(shí)驗(yàn)過程中，定閥開度運(yùn)行時(shí)系統(tǒng)過熱度大部分時(shí)間均大于10 ℃。對(duì)于相同的制冷劑充注量，過熱度越大說明蒸發(fā)器中的換熱面積利用的越不充分，換熱效果越差，因此定閥開度時(shí)的COPa相應(yīng)較小。

3.2 充注量對(duì)電子膨脹閥調(diào)節(jié)范圍的影響

定閥開度下運(yùn)行熱泵熱水器時(shí)，閥開度設(shè)置過小，充注的制冷劑未能充分利用而使COPa偏低；閥開度設(shè)置過大，壓縮機(jī)在加熱中吸氣帶液，COPa也會(huì)下降[14]。對(duì)于不同的充注量，電子膨脹閥有其相應(yīng)的調(diào)節(jié)范圍，閥開度超過調(diào)節(jié)范圍時(shí)將不利于系統(tǒng)高效運(yùn)行。調(diào)節(jié)范圍的大小體現(xiàn)了系統(tǒng)適應(yīng)能力的強(qiáng)弱[15-16]，而充注量改變了調(diào)節(jié)范圍的大小，因此充注量的變化同時(shí)影響著系統(tǒng)的適應(yīng)性。

圖3所示為不同充注量下，閥開度對(duì)COPa的影響。閥開度18%的COPa均高于閥開度16%的COPa，兩個(gè)閥開度下的最佳充注量均為1.1 kg，此時(shí)閥開度未對(duì)最佳充注量產(chǎn)生影響。COPa的增長率為閥開度由16%增大到18%時(shí)COPa的提升幅度，先上升后下降，充注量為1.2 kg時(shí)存在最大值。

圖3 閥開度對(duì)COPa的影響Fig.3 The effect of valve opening on COPa

由圖3可知，充注量小于1.1 kg時(shí)，閥開度16%和18%時(shí)的壓縮機(jī)均在吸氣過熱下運(yùn)行，增大相同的閥開度，充注量越大制冷劑流量越大，因此COPa的增長率上升。充注量大于1.2 kg時(shí)，閥開度18%的系統(tǒng)出現(xiàn)吸氣帶液現(xiàn)象，部分加熱時(shí)間的COP下降，導(dǎo)致COPa的增長率下降。因此充注量大于1.2 kg后，閥開度18%已逐漸超出電子膨脹閥的最佳調(diào)節(jié)范圍，過大的充注量不僅浪費(fèi)了制冷劑，使COPa得不到提升，還縮小了電子膨脹閥的調(diào)節(jié)范圍，降低了系統(tǒng)的適應(yīng)性。

3.3 電子膨脹閥調(diào)節(jié)方式對(duì)制熱性能的影響

由圖2可知，與定閥開度相比，定過熱度下COPa較高。為了更好地對(duì)比電子膨脹閥調(diào)節(jié)方式對(duì)制熱性能的影響，本文在最佳充注量下對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行了兩組測試實(shí)驗(yàn)。實(shí)驗(yàn)1為閥開度調(diào)節(jié)，實(shí)驗(yàn)前閥開度分別手動(dòng)設(shè)置為16%、18%和19.2%；實(shí)驗(yàn)2為過熱度調(diào)節(jié)，實(shí)驗(yàn)中過熱度分別穩(wěn)定在10、6、4 ℃，運(yùn)行中過熱度由步進(jìn)電機(jī)驅(qū)動(dòng)器調(diào)節(jié)電子膨脹閥開度來調(diào)節(jié)控制。

1.移動(dòng)互聯(lián)網(wǎng)的幾何級(jí)發(fā)展，催生大數(shù)據(jù)廣泛應(yīng)用。移動(dòng)互聯(lián)網(wǎng)實(shí)現(xiàn)了信息傳輸?shù)臉O大飛躍 ，帶動(dòng)信息采集、存儲(chǔ)、交換、分析、應(yīng)用的持續(xù)升級(jí)，基于移動(dòng)互聯(lián)網(wǎng)的電子商務(wù)因此而蓬勃發(fā)展，又極大地改變了商業(yè)與消費(fèi)習(xí)慣，大量的B2B、B2C、C2C業(yè)務(wù)持續(xù)制造、沉淀非結(jié)構(gòu)化或半結(jié)構(gòu)化的海量信息數(shù)據(jù)。而線下業(yè)務(wù)的線上化（O2O），更讓一切商業(yè)行為變成可累積的數(shù)據(jù)。對(duì)大數(shù)據(jù)的分析、處理，并依此洞察商業(yè)規(guī)律和消費(fèi)行為，應(yīng)用于營銷和服務(wù)，反過來推動(dòng)了流程優(yōu)化、效率提升和消費(fèi)體驗(yàn)升級(jí)。

圖4所示為qm與水箱溫度的變化關(guān)系。閥開度調(diào)節(jié)時(shí)，qm隨水溫的升高不斷增大，閥開度越大qm越大。過熱度調(diào)節(jié)時(shí)，過熱度低的qm大，但變化趨勢較為平緩。這是因?yàn)槔淠郎囟群蛪罕鹊纳唠m使qm增大，但在不斷減小閥開度來穩(wěn)定過熱度時(shí)又減緩了qm的增長速率。

圖4 制冷劑質(zhì)量流量的變化Fig.4 Variation of refrigerant mass flow

系統(tǒng)制熱量與qm有關(guān)。由圖5可知，二者變化趨勢基本一致。閥開度19.2%時(shí)系統(tǒng)少量吸氣帶液，此時(shí)qm并未下降但制熱量卻已出現(xiàn)下降拐點(diǎn)。這是由于吸氣帶液降低了排氣溫度，減小了冷凝器進(jìn)出口焓差，所以制熱量在吸氣帶液后出現(xiàn)下降趨勢。

對(duì)比兩種調(diào)節(jié)方式可知，閥開度調(diào)節(jié)類似于毛細(xì)管節(jié)流，開度固定不變，系統(tǒng)運(yùn)行區(qū)間受限，適應(yīng)性差。過熱度調(diào)節(jié)發(fā)揮了電子膨脹閥對(duì)制冷劑流量精準(zhǔn)控制的優(yōu)勢，使系統(tǒng)在qm大且吸氣過熱的條件下運(yùn)行，因此其制熱量普遍高于閥開度調(diào)節(jié)的制熱量。

圖5 制熱量的變化Fig.5 Variation of heating capacity

系統(tǒng)功耗主要受吸排氣壓比和qm的影響。吸排氣壓比與冷凝溫度同步升高，qm隨壓比的升高而增大。由圖6可知，增大閥開度和降低過熱度，功耗增加，但其變化對(duì)功耗的影響較小。相同水溫下，功耗皆在10%以內(nèi)變化，增長幅度明顯低于制熱量。表明適當(dāng)增大閥開度或減小過熱度皆可提升制熱性能。

圖6 功耗的變化Fig.6 Variation of power consumption

圖7所示為兩種調(diào)節(jié)方式對(duì)COP的影響。圖中COP曲線均呈下降趨勢，曲線間差值不斷減小，變化區(qū)間整體呈三角形。在開始加熱時(shí)過熱度調(diào)節(jié)對(duì)COP的提升較大，隨著加熱的進(jìn)行，提升幅度逐漸減小，與閥開度調(diào)節(jié)相比，過熱度調(diào)節(jié)對(duì)COP的提升主要集中在加熱初期階段。結(jié)合圖5和圖6可知，兩種調(diào)節(jié)方式下系統(tǒng)功耗的變化較小，COP的差別主要由制熱量的變化引起。加熱初期(25～40 ℃)，閥開度調(diào)節(jié)的過熱度遠(yuǎn)大于10 ℃，相應(yīng)的制冷劑流量小、制熱量低，所以COP與過熱度調(diào)節(jié)的差距較大。隨著水溫的升高，閥開度調(diào)節(jié)的制熱量升高而過熱度調(diào)節(jié)的制熱量基本不變，二者差距不斷減小，因此在加熱后期過熱度調(diào)節(jié)對(duì)COP的提升幅度明顯降低。

圖7 COP的變化Fig.7 Variation of COP

對(duì)于閥開度調(diào)節(jié)，對(duì)比16%與18%發(fā)現(xiàn)，加熱過程中壓縮機(jī)吸氣過熱時(shí)，閥開度大的COP始終較大。對(duì)于18%和19.2%而言，COP曲線在加熱過程中有交叉，原因是由于壓縮機(jī)吸氣帶液降低了系統(tǒng)制熱量。閥開度19.2%的吸氣帶液時(shí)間較短，與閥開度18%相比，COP大部分時(shí)間較大，所以二者曲線雖交叉但增大閥開度COPa仍增大。然而，若閥開度一直增大，COP曲線與上一閥開度的交叉點(diǎn)會(huì)不斷提前，終會(huì)出現(xiàn)COPa因閥開度增大而減小的情況[12]。此時(shí)較低的COPa與小閥開度下qm不足明顯不同，這是由閥開度較大造成壓縮機(jī)大量吸氣帶液所引起。

總結(jié)電子膨脹閥的兩種調(diào)節(jié)方式可知，運(yùn)行中只要有較大的qm和較小的過熱度，系統(tǒng)即可獲得較高的COPa。圖8所示為運(yùn)行方法對(duì)COPa的影響，由圖8可知，與增大閥開度相比，降低過熱度對(duì)COP的提升并不明顯。原因是閥開度的變化對(duì)qm的影響大，而qm的變化對(duì)過熱度的影響大，因此過熱度調(diào)節(jié)時(shí)，其變化梯度遠(yuǎn)小于閥開度調(diào)節(jié)的變化梯度。

過熱度調(diào)節(jié)的結(jié)果表明，熱泵在10 ℃以內(nèi)的低過熱度下運(yùn)行時(shí)，過熱度的變化對(duì)性能的影響較小，原因是閥開度的區(qū)別較小，系統(tǒng)對(duì)過熱度穩(wěn)定值的控制要求不高。說明系統(tǒng)只要保證在10 ℃以內(nèi)的過熱度下運(yùn)行，即可達(dá)到與精準(zhǔn)控制定過熱度相近的制熱性能，可大幅降低電子膨脹閥的調(diào)節(jié)要求。

圖8 運(yùn)行方法對(duì)COPa的影響Fig.8 The effect of operating methods on COPa

4 結(jié)論

本文以空氣源熱泵熱水器為平臺(tái)，以制冷劑充注量、電子膨脹閥開度和過熱度等參數(shù)為變量，對(duì)熱泵熱水器性能進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究與分析，得出如下結(jié)論：

1)壓縮機(jī)吸氣過熱時(shí)，電子膨脹閥開度16%和定過熱度10 ℃工況下的系統(tǒng)最佳充注量均為1.1 kg，相應(yīng)的最大COPa分別為3.05和3.68。

2)充注量過大，不僅浪費(fèi)了制冷劑，使制熱性能得不到提升，還縮小了電子膨脹閥的調(diào)節(jié)范圍，降低了系統(tǒng)的適應(yīng)性。

3) 對(duì)比電子膨脹閥兩種調(diào)節(jié)方式在最佳充注量下的制熱性能，發(fā)現(xiàn)較大的制冷劑質(zhì)量流量和較小的過熱度是提升制熱性能的關(guān)鍵。與閥開度調(diào)節(jié)相比，過熱度調(diào)節(jié)更具優(yōu)勢。且系統(tǒng)對(duì)于10 ℃以內(nèi)的定過熱度控制要求不高，今后可進(jìn)行進(jìn)一步實(shí)驗(yàn)研究，以獲得更簡便的調(diào)節(jié)方式。

本文受上海市動(dòng)力工程多相流動(dòng)與傳熱重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室項(xiàng)目(1N-15-301-101)資助。(The project was supported by the Key Laboratory of Multiphase Flow and Heat Transfer in Shanghai Power Engineering (No. 1N-15-301-101).)

[1] VJACHESLAVA N，ROZHENTSEVB A，WANG Chichuan. Rationally based model for evaluating the optimal refrigerant mass charge in refrigerating machines[J]. Energy Conversion and Management, 2001, 42(18): 2083-2095.

[2] CHAE J H，CHOI J M. Evaluation of the impacts of high stage refrigerant charge on cascade heat pump performance[J]. Renewable Energy, 2015, 79: 66-71.

[3] CHOI J M，KIM Y C. The effects of improper refrigerant charge on the performance of a heat pump with an electronic expansion valve and capillary tube[J]. Energy，2002，27(4): 391-404.

[4] 張良俊，吳靜怡，王如竹. 充注量對(duì)小型熱泵熱水器性能影響的實(shí)驗(yàn)及分析[J]. 上海交通大學(xué)學(xué)報(bào)，2006，40(8): 1307-1311.(ZHANG Liangjun, WU Jingyi, WANG Ruzhu. Experimental study on the performances of small sized heat pump water heater at different R22 charge[J]. Journal of Shanghai Jiaotong University，2006，40(8): 1307-1311.)

[5] 王志華，鄭煜鑫，郝吉波，等. R134a空氣源熱泵熱水器實(shí)驗(yàn)研究與性能分析[J]. 制冷學(xué)報(bào)，2014，35(3): 71-76. (WANG Zhihua, ZHEN Yuxin, HAO Jibo, et al. Experimental investigation and performance analysis on R134a air source heat pump water heater[J]. Journal of Refrigeration，2014，35(3): 71-76.)

[6] 楊強(qiáng)，王懷信. 帶有高壓貯液器的熱泵系統(tǒng)不同充灌量下的實(shí)驗(yàn)研究[J]. 制冷學(xué)報(bào), 2006, 27(3): 50-53．(YANG Qiang, WANG Huaixin. Experimental research on heat pump system with high pressure liquid receiver at different refrigerant charges[J]. Journal of Refrigeration, 2006, 27(3): 50-53.)

[7] 劉金平，祁元龍，曹樂. 制冷劑充灌量對(duì)冷藏柜制冷性能影響的試驗(yàn)研究[J]. 低溫與超導(dǎo)，2010，38(12): 37-43.(LIU Jinping, QI Yuanlong, CAO Le. Experimental study on the effect of the charge of refrigerant on refrigerated cabinet performance[J].Cryogenics and Superconductivity，2010，38(12): 37-43.)

[8] 劉杰，趙宇，祁照崗，等. 制冷劑充注量對(duì)新型換熱器汽車空調(diào)的影響[J]. 制冷學(xué)報(bào)，2011，32(1): 12-15. (LIU Jie, ZHAO Yu, QI Zhaogang, et al. Impact of refrigerant charge on mobile air conditioning system with new heat exchanger[J]. Journal of Refrigeration，2011，32 (1):12-15.)

[9] 楊萍，王鐵，紀(jì)志堅(jiān)，等. R134A充注量對(duì)內(nèi)藏式冷柜系統(tǒng)影響的試驗(yàn)研究[J]. 流體機(jī)械，2014，42(2):1-4. (YANG Ping, WANG Tie, JI Zhijian, et al. Experiment study on the effect of R134A charge quantity on the built in refrigerator system[J].Fluid Machinery，2014，42(2): 1-4.)

[10] 王海峰，孫亞娟，王沖，等. 多功能空調(diào)熱水器的改進(jìn)及最佳充注量的研究[J]. 制冷技術(shù),2013,33(3):27-30. (WANG Haifeng, SUN Yajuan, WANG Chong, et al. Improvement of multifunctional air conditioning water heater and research on optimal refrigerant charge[J]. Chinese Journal of Refrigeration Technology, 2013, 33(3):27-30.)

[11] 楊麗輝，陶樂仁，李芳芹，等. 壓縮機(jī)少量吸氣帶液對(duì)制冷系統(tǒng)性能的影響[J]. 制冷學(xué)報(bào)，2014，35(5):83-87. (YANG Lihui, TAO Leren, LI Fangqin, et al. Influence of a little liquid entrainment into compressors on refrigerating system performance[J]. Journal of Refrigeration，2014，35(5):83-87.)

[12] 陶宏，楊軍，劉春慧，等. 吸氣過熱度對(duì)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)性能影響的實(shí)驗(yàn)研究[J]. 制冷學(xué)報(bào)，2011,32(6): 25-29. (TAO Hong, YANG Jun, LIU Chunhui, et al. Experimental investigation on effect of suction gas superheat on rotary compressor performances[J]. Journal of Refrigeration，2011，32(6): 25-29.)

[13] 張超，劉澤華，張小紅，等. 空氣源熱泵熱水器制冷劑充注量的試驗(yàn)研究[J]. 制冷與空調(diào)(北京)，2016，16(9): 41-44. (ZHANG Chao, LIU Zehua, ZHANG Xiaohong, et al. Experimental study on refrigerant charge in air source heat pump water heater[J]. Refrigeration and Air-conditioning，2016，16(9): 41-44.)

[14] 韓磊，陶樂仁，鄭志皋，等. 回氣帶液對(duì)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮制冷系統(tǒng)性能影響實(shí)驗(yàn)研究[J]．制冷學(xué)報(bào)，2010，31(4):22-34.(HAN Lei, TAO Leren, ZHENG Zhigao. Experiment on effect of liquid-refrigerant return on performance of refrigerant system with rolling rotor compressor[J]. Journal of Refrigeration，2010，31(4): 22-34.)

[15] 田懷璋，朱瑞琪，劉星.電子膨脹閥技術(shù)綜述[J]. 流體工程，1992，20(7):1-5. (TIAN Huaizhang, ZHU Ruiqi, LIU Xing. The review of the electronic expansion valve[J]. Fluid Engineering, 1992，20(7):1-5.)

[16] 商萍君，易佳婷. 電子膨脹閥的優(yōu)勢和發(fā)展趨勢[J]. 制冷與空調(diào)(四川)，2007(2): 72-76. (SHANG Pingjun, YI Jiating. Advantages and developing trend of electrical expansion valve[J]. Refrigeration and Air Conditioning, 2007(2): 72-76.)