在很多领域如航天、生物医药、冷链运输等都需要更低的温度来保证生产制造的正常运行。因此，复叠式制冷系统和双级压缩制冷系统获得了很多的关注。
在很多领域如航天、生物医药、冷链运输等都需要更低的温度来保证生产制造的正常运行。因此，复叠式制冷系统和双级压缩制冷系统获得了很多的关注。
复叠式制冷系统在实际应用过程中，存在三个方面的缺点:
第一，复叠式制冷系统设计过程较为复杂，初 期投入成本相对较高;
第二，复叠式制冷系统工作过程中的中间温度很难控制;
第三，压缩机工作一段时间后，在开始降温的过程中，系统的 COP变化较为明显，不利于系统保持在某一最佳工况。
基于低碳的创新理念，需要寻求一种经济有效的制冷系统来提高制冷效率。在常规的单级压缩制冷系统中，系统在低温工况下运行时，压缩机的排气温度会过高，系统的制冷效率较低。
单螺杆压缩机体积小、重量轻、占地空间小， 在运行的时候较为稳定，整机的易损耗零件非常少、工作效率高，因此单螺杆压缩机在行业中得到了迅速的发展与应用。但在制冷系统中，通常会加入闪蒸器来提高整个系统的制冷能力。本文，我们就来来探讨下这个问题。
本文以直径为117mm的单螺杆压缩机为研究对象，建立了带有闪蒸器的单螺杆压缩机制冷机组的补气增焓EVI数学模型。研究了蒸发温度为-20℃~-5℃的制冷系统的最佳补气压力。分析了-10℃蒸发温度为，冷凝温度为45℃工况时制冷系统的性能参数随补气压力的变化情况。在同一工况下对比了有补气增焓系统和无补气系统的机组性能数据。
图1是补气增焓系统的原理示意图，图2是该系统的压焓图，系统状态点取蒸发温度-10℃ ，冷凝温度45℃，系统的过热度取5℃，过冷度也取为5℃。本文研究的单螺杆压缩机以R22为制冷工质。
在上述工况下通过实验测得，压缩机的等熵效率为
0.65
，通过蒸发器的制冷剂流量为
747.8kg/h
，制冷量为
32kW
。
在此引入α值， α代表蒸发器中每循环的工质，此时的补气量为α
kg
。
本文模拟计算的工况为蒸发温度-10℃，冷凝温度45℃，系统的吸气过热度和过冷度均设为5℃ 。设定压缩机无补气时的吸气压力为中间补气压力的初始值。
补气增焓系统的数学模型流程图如图3所示，给定初始补气压力0.355MPa，输入给定的工 况及设置的过热度等参数，调用压缩机模型和冷凝器模型，将计算结果输入到膨胀阀模型，计算补气流量和补气比。
如果补气比大于0，则调用蒸发器模型和闪蒸器模型，计算此时压缩机的功率、 排气温度、制冷量，制热量，以及COP，将计算结 果输出。改变阀门开度，调整补气压力，继续调用 膨胀阀模型，计算补气比，直到补气比出现负数， 停止计算、整理输出结果、完成模拟运算。
图3的数学模型模拟了中间补气压力从0.355MPa逐渐增加到1.595MPa，每次增加0.06MPa ，补气比从41.44%逐渐降到0.28%时系统的各个参数变化情况，包括排气温度、系统的制热量、系统的制冷量，以及压缩机耗功和制冷系数。当中间补气压力发生变化时，计算机都相应的输出所有的性能数据。通过计算机绘制性能曲线，选取在该工况下制冷系统的最佳性能点所对应的补气压力和补气比。
图4是中间补气压力和排气温度的关系图，由图可知，补气压力在变化过程中，排气温度有一个最小值，对应的补气压力为0.83MPa，此时压缩机的排气温度为98.6℃，当系统是普通无补气增焓时，排气温度为102.7℃，对比分析可知，系统在开启补气增焓时，相较于无补气系统，压缩机的排气温度下降了4.1%。
补气压力较小的时候，压缩机排气温度较高和一级压缩比有关。分析原因可知，补气压力较 小会导致压缩机在二次压缩过程中的压缩比相对来说比较大，导致压缩机的排气温度较高。由图4可知，补气压力大于0.83MPa时，随着补气压力的继续增大，排气温度不仅不降低，反而逐渐升高。研究分析可知，压缩机排气温度的升高是受到了制冷剂温度的影响，因为中间补气压力的升高导致制冷剂温度也升高，从而直接导致压缩机排气温度再次升高。
结合图5和图6可以看出，随着补气压力的增加，压缩机功率和系统的补气比均呈现降低的趋势。分析图5和图6可知，压缩机耗功量与系统的相对补气量呈现正相关性，即压缩机功耗随着相对补气量的增加而增加，由于补气增焓的过程是一个增加制冷剂流量的过程，即补气增焓会使得压缩机中流过更多的制冷剂，制冷剂流量的增大会直接导致压缩机做功增加，相应的，压缩机在制冷系统中的耗功也会增加。
补气压力和相对 补气量二者的关系是负相关，即补气压力升高，相对补气量降低，导致压缩机功耗也降低。在制冷系统中，一级压缩过程中制冷剂的流量是一个定值，如果补气压力增大，就只能降低中间的补气量，二者的关系如图6所示。
由图7可知，随着中间补气压力的增加，系统的制冷量和制热量均在减小。一级压比非常小的时候，也就是补气压力较小的时候，压缩机的排气温度及制冷剂的质量流量都相对较高，这两者的综合作用导致制冷系统的制热量和制冷量较大。
当中间补气压力增加时，最直接影响的就是制冷剂的质量流量，补气压力的升高导致流过膨胀阀的制冷剂流量逐渐降低，间接导致制冷剂进入蒸发器和冷凝器的流量减少，从而导致制冷系统的制冷量降低、制热量也降低。
由图8可知，随着中间补气压力的增加，系统制冷系数先增加后逐渐减小，存在最佳补气压力 使得COP有最大值。对数据分析可知，当补气压力为0.83MPa时，对应的补气比为19.5%，补气流量为146.4kg/h，此时系统的COP有最大值为2.63。
无补气时系统的COP为2.55，最佳补气压力下的COP比无补气系统提高了2.8%。随着补气压力的逐渐增大，系统的制冷量呈现逐步下降的趋势，而压缩机耗功起初下降较快，后面趋于稳定，制冷量和压缩机耗工变化的趋势导致了系统的制冷系数随补气压力的增加呈现出先增加后降低的趋势。
为了探究最佳中间补气压力与蒸发压力和冷凝压力的关系，模拟计算了不同蒸发温度和不同 冷凝温度组合的时候，系统所对应的最佳补气压力。选取了16个不同的工况点，通过绘制散点图，将所得数据绘制成图9。由图9可以看出，最佳中间补气压力的计算值和模拟值存在很大的相关性，通过计算机对二者的数据进行单因素方差分析，得出以下关系:
（1）在补气增焓系统中，补气压力由初始的 吸气压力逐渐升高时，排气温度先下降到某一个最小值，然后逐渐增大，最佳的中间补气压力为0.83MPa，该压力下排气温度为98.6℃。
（2）压缩机功率随着中间补气压力的增大而减小，补气压力从0.35MPa逐渐增大到最佳补气压力0.83MPa时，压缩机的功率从18.63 kW下降到14.8 kW，降低了20.5%。无补气时压缩机的功率为13.28kW，补气比为19.55%时压缩机的功率增加了11.4%。
（3）制冷量随着补气比的增加而增加，补气比从0%增加到19.55%，系统的制冷量从32595W增加到了38860W，增加了20.9%。
（4）补气压力逐渐升高时，制冷系数表现出先升高后降低，在补气压力为0.83MPa时，COP 有最大值为2.63，相比于无补气系统，COP提升了2.8%。
（5）通过模拟仿真117型单螺杆压缩机的补气增焓制冷系统，得出了蒸发压力、冷凝压力、最佳中间补气压力在固定工况下的关系式;最佳中间补气压力随着蒸发压力和冷凝压力的增大而增大。
