采用渦旋壓縮機(jī)的電動(dòng)汽車空調(diào)準(zhǔn)雙級(jí)壓縮熱泵性能實(shí)驗(yàn)研究

唐景春 李晨凱 葉斌 孟曉磊

（合肥工業(yè)大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院 合肥 230009）

環(huán)境和能源問題日趨嚴(yán)重是我們將長期面臨的兩大難題。傳統(tǒng)的燃油汽車對(duì)環(huán)境污染嚴(yán)重，而電動(dòng)汽車具有節(jié)能和環(huán)保的優(yōu)勢(shì)，可以有效緩解大氣污染嚴(yán)重、能源資源緊張等問題，符合我國可持續(xù)發(fā)展的國家戰(zhàn)略。近年來，我國開展了一系列關(guān)于純電動(dòng)、混合動(dòng)力以及燃料電池等新能源汽車的開發(fā)研究工作［1］。

電動(dòng)汽車不同于燃油汽車，車載空調(diào)的能耗占電池容量的15%～20%，沒有內(nèi)燃機(jī)余熱用以冬季采暖，使寒冷環(huán)境下電動(dòng)汽車的行駛里程縮短30%～65%。國內(nèi)外學(xué)者對(duì)于電動(dòng)汽車空調(diào)系統(tǒng)的研究不斷更新，M.Hosoz等［2］將傳統(tǒng)汽車空調(diào)系統(tǒng)改裝為熱泵系統(tǒng)，但仍需要PTC輔助加熱才能達(dá)到所需制熱量。謝卓等［3］比較采用不同工質(zhì)和壓縮機(jī)的電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能，提出了幾點(diǎn)適用于我國電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)高效節(jié)能的設(shè)計(jì)方案。李麗等［4］針對(duì)純電動(dòng)汽車設(shè)計(jì)了一套蒸氣壓縮式冷暖雙模式熱泵空調(diào)系統(tǒng)，但系統(tǒng)受外界環(huán)境的影響較大，在惡劣的冬季工況下，系統(tǒng)的制熱量得不到保證。

在冬季寒冷環(huán)境條件下，熱泵系統(tǒng)的性能和壓縮機(jī)的可靠性大幅下降，為解決這一問題，國內(nèi)外目前采用的方法有兩種，一種是采用復(fù)疊式制冷［5-10］，此種方法多用于深冷及中低溫領(lǐng)域，兩套系統(tǒng)間熱量的多次傳遞導(dǎo)致系統(tǒng)熱效率的降低，并且系統(tǒng)與控制都比較復(fù)雜。另一種方法是補(bǔ)氣增焓技術(shù)，壓縮機(jī)補(bǔ)氣增焓可以有效降低壓縮機(jī)的排氣溫度，增加熱泵循環(huán)系統(tǒng)的制冷劑流量，從而提高系統(tǒng)性能和壓縮機(jī)運(yùn)行可靠性［11］。 楊麗等［12］將補(bǔ)氣增焓技術(shù)運(yùn)用于螺桿壓縮機(jī)熱泵系統(tǒng)，并研究了經(jīng)濟(jì)器對(duì)壓縮制冷循環(huán)的影響。許樹學(xué)等［13］以R32為工質(zhì)，實(shí)驗(yàn)研究了準(zhǔn)雙級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)的壓縮機(jī)中間補(bǔ)氣壓力對(duì)系統(tǒng)性能的影響。胡文舉等［14］將閃發(fā)蒸氣冷卻技術(shù)應(yīng)用于高溫空調(diào)器的研究。費(fèi)繼友等［15］將中間補(bǔ)氣技術(shù)應(yīng)用于地暖制熱系統(tǒng)的研究。

本文將渦旋壓縮機(jī)補(bǔ)氣增焓技術(shù)應(yīng)用于電動(dòng)汽車空調(diào)系統(tǒng)，針對(duì)準(zhǔn)雙級(jí)壓縮渦旋壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，設(shè)計(jì)電動(dòng)汽車空調(diào)準(zhǔn)雙級(jí)壓縮渦旋壓縮機(jī)性能實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)，對(duì)壓縮機(jī)進(jìn)行熱泵性能實(shí)驗(yàn)研究，為汽車空調(diào)熱泵系統(tǒng)的優(yōu)化提供量化數(shù)據(jù)，這對(duì)于電動(dòng)汽車在我國的推廣，具有重要意義。

1 電動(dòng)汽車準(zhǔn)雙級(jí)壓縮空調(diào)系統(tǒng)原理

1.1 準(zhǔn)雙級(jí)壓縮原理

根據(jù)熱力學(xué)過程方程可知，壓縮機(jī)排氣溫度Td（K）與吸氣溫度Ts（K）的關(guān)系為：

式中：mt為溫度多方指數(shù)；ps、pd分別為壓縮機(jī)的吸氣壓力和排氣壓力，MPa。

在普通熱泵空調(diào)系統(tǒng)中，制熱循環(huán)時(shí)的壓縮機(jī)吸氣壓力相對(duì)于制冷循環(huán)時(shí)變低，因此壓比pd/ps將提高，因此壓縮機(jī)的排氣溫度也升高，導(dǎo)致空調(diào)系統(tǒng)中制冷劑分解、密封及絕緣材料老化、潤滑油結(jié)碳，嚴(yán)重時(shí)會(huì)造成節(jié)流閥和干燥過濾器堵塞。采用帶有閃蒸器的新型熱泵循環(huán)，利用從閃蒸器中過來的中溫中壓（Tm，pm）制冷劑氣體冷卻低壓級(jí)壓縮機(jī)的排氣，使單級(jí)壓縮熱泵循環(huán)系統(tǒng)，變?yōu)闇?zhǔn)雙級(jí)壓縮熱泵循環(huán)系統(tǒng)，有效降低壓縮機(jī)的排氣溫度Td。此時(shí)，制熱循環(huán)時(shí)制冷劑的熱力過程及對(duì)應(yīng)的壓-焓圖如圖1所示。

圖1 準(zhǔn)雙級(jí)壓縮空調(diào)系統(tǒng)Fig.1 The heat pump cycle of quasi two-stage compression air conditioning system

根據(jù)熱力學(xué)過程方程可知，準(zhǔn)雙級(jí)壓縮系統(tǒng)中，壓縮機(jī)吸氣流量GD（kg/s）、補(bǔ)氣流量Gm（kg/s）以及排氣流量GG（kg/s）的關(guān)系為：

式中：h2′、h5、h6分別對(duì)應(yīng)圖 1 中壓-焓圖對(duì)應(yīng)點(diǎn)的焓值，kJ/kg。

由式（2）、式（3）可知，制熱循環(huán)時(shí)系統(tǒng)制冷劑的質(zhì)量流量增加，使系統(tǒng)的制熱性能得到增強(qiáng)。

1.2 準(zhǔn)雙級(jí)壓縮渦旋壓縮機(jī)

為了適應(yīng)帶有閃蒸器的準(zhǔn)雙級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)，渦旋盤的結(jié)構(gòu)需要進(jìn)一步優(yōu)化，文獻(xiàn)［16］提出了一種如圖2所示的優(yōu)化方式。

由靜渦旋盤和動(dòng)渦旋盤組成的壓縮腔中，在靜渦旋盤上設(shè)計(jì)兩個(gè)中間壓縮室補(bǔ)氣孔，兩個(gè)補(bǔ)氣孔對(duì)稱存在，具有相同的位置展角，該位置展角通過最優(yōu)中間補(bǔ)氣壓力計(jì)算所得。兩個(gè)補(bǔ)氣孔連通靜盤背面的中間腔，背面中間腔直接與空調(diào)系統(tǒng)中的閃蒸器相連接。使從閃蒸器過來的中溫中壓制冷劑氣體通過兩個(gè)補(bǔ)氣孔，進(jìn)入到壓縮機(jī)的中間壓縮腔，達(dá)到冷卻低壓級(jí)壓縮機(jī)排氣的目的。為了防止中間腔補(bǔ)氣回流至吸氣腔，要求在壓縮機(jī)運(yùn)行過程中，當(dāng)靜渦旋盤中間補(bǔ)氣口位于吸氣腔的瞬間，動(dòng)渦旋盤的渦旋齒頂部能夠?qū)蓚€(gè)補(bǔ)氣孔覆蓋。

圖2 準(zhǔn)雙級(jí)壓縮渦旋壓縮機(jī)Fig.2 The quasi two-stage compression scroll compressor

實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)中間補(bǔ)氣壓力的確定方法為：1）根據(jù)熱泵循環(huán)設(shè)計(jì)工況所給定的冷凝壓力pk和蒸發(fā)壓力po的值，按公式pm＝（pkpo）0.5求取一個(gè)中間壓力初值，并利用制冷劑的熱力學(xué)性質(zhì)表查出對(duì)應(yīng)的中間溫度初值；2）在中間溫度初值的上下按2℃的間隔選取5～6個(gè)中間溫度值；3）進(jìn)行5～6次熱力計(jì)算，將計(jì)算結(jié)果繪制成COPh-Tm曲線圖，曲線頂點(diǎn)所對(duì)應(yīng)的中間溫度即為最佳中間溫度Tmopt，與之對(duì)應(yīng)的壓力即為最佳中間壓力pmopt。文中理論設(shè)計(jì)最佳中間壓力為418.5 kPa。

2 準(zhǔn)雙級(jí)壓縮熱泵循環(huán)性能實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)

電動(dòng)汽車空調(diào)熱泵循環(huán)在冬季運(yùn)行時(shí)，由于環(huán)境溫度較低，壓縮機(jī)的吸氣壓力比制冷循環(huán)時(shí)低，壓比增大，排氣溫度升高，壓縮機(jī)進(jìn)入過熱保護(hù)狀態(tài)，空調(diào)系統(tǒng)將會(huì)停止工作。為了保證空調(diào)系統(tǒng)在冬季室外環(huán)境溫度較低時(shí)仍能正常工作，設(shè)計(jì)的電動(dòng)汽車空調(diào)準(zhǔn)雙級(jí)壓縮熱泵循環(huán)性能實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)如圖3所示。

該實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)主要由制熱循環(huán)、制冷循環(huán)和除霜熱氣旁路循環(huán)組成。

制熱循環(huán)時(shí)，除霜電磁閥關(guān)閉，四通換向閥1、3號(hào)通道開啟，2、4號(hào)通道關(guān)閉；制冷劑經(jīng)過壓縮機(jī)壓縮后成為高溫高壓氣體，經(jīng)四通換向閥1號(hào)通道進(jìn)入室內(nèi)側(cè)平行流換熱器（冷凝器）Ⅰ、Ⅱ，與室內(nèi)側(cè)空氣換熱后成為中溫高壓的液體，流經(jīng)輔助節(jié)流毛細(xì)管節(jié)流減壓后進(jìn)入閃蒸器，其中制冷劑閃發(fā)氣體經(jīng)過單向閥④進(jìn)入壓縮機(jī)中間補(bǔ)氣腔，剩余的液體制冷劑經(jīng)過熱力膨脹閥節(jié)流減壓后進(jìn)入室外側(cè)換熱器（蒸發(fā)器）Ⅳ，與外界環(huán)境換熱后，經(jīng)四通換向閥3號(hào)通道回到壓縮機(jī)吸氣口。

制冷循環(huán)時(shí)，除霜電磁閥關(guān)閉，四通換向閥2、4號(hào)通道開啟，1、3號(hào)通道關(guān)閉；壓縮機(jī)壓縮后的高溫高壓制冷劑氣體，經(jīng)四通換向閥2號(hào)通道進(jìn)入室外側(cè)平行流換熱器（冷凝器）Ⅳ，與外部環(huán)境換熱后成為中溫高壓的液體，制冷劑液體經(jīng)過熱力膨脹閥節(jié)流減壓后進(jìn)入室內(nèi)側(cè)換熱器（蒸發(fā)器）Ⅰ，與室內(nèi)側(cè)空氣進(jìn)行熱交換實(shí)現(xiàn)制冷，成為低溫低壓制冷劑氣體，經(jīng)四通換向閥4號(hào)通道回到壓縮機(jī)吸氣口。

圖3 電動(dòng)汽車空調(diào)準(zhǔn)雙級(jí)壓縮渦旋壓縮機(jī)性能實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)Fig.3 The experimental system for the performance of electric automobile air conditioning quasi two-stage compression scroll compressor

除霜循環(huán)時(shí)，除霜電磁閥開啟，四通換向閥1、3號(hào)通道開啟，2、4號(hào)通道關(guān)閉；經(jīng)過壓縮機(jī)壓縮后的高溫高壓制冷劑氣體，流經(jīng)除霜電磁閥進(jìn)入室外側(cè)平行流，經(jīng)四通換向閥3號(hào)通道回到壓縮機(jī)吸氣口，實(shí)現(xiàn)對(duì)換熱器Ⅳ的除霜。

實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)中室內(nèi)側(cè)換熱器設(shè)計(jì)熱負(fù)荷為3.1 kW，其中：主換熱器設(shè)計(jì)負(fù)荷為2.5 kW，換熱面積為1.758 m2，風(fēng)量為420.02 m3/h，輔助換熱器設(shè)計(jì)負(fù)荷為0.6 kW，換熱面積為0.746 m2，風(fēng)量為 303.08 m3/h；室外側(cè)換熱器設(shè)計(jì)負(fù)荷為3.8 kW，換熱面積為1.644 m2，風(fēng)量為 1 193.25 m3/h。

利用焓差實(shí)驗(yàn)室進(jìn)行壓縮機(jī)的熱泵性能實(shí)驗(yàn)時(shí)，直接測量的主要熱力學(xué)參數(shù)包括：吸氣溫度及壓力，排氣溫度及壓力，補(bǔ)氣溫度及壓力，室外側(cè)換熱器的進(jìn)、出口溫度，室內(nèi)側(cè)換熱器的進(jìn)、出口溫度，系統(tǒng)補(bǔ)氣前后的制冷劑質(zhì)量流量，以及壓縮機(jī)的功率。

制熱性能系數(shù)COPh的計(jì)算公式為：

式中：Qh為制熱量，kW；W為壓縮機(jī)功率，kW。

3 實(shí)驗(yàn)分析

3.1 實(shí)驗(yàn)工況

實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)采用R134a作為制冷劑，準(zhǔn)雙級(jí)渦旋壓縮機(jī)和單級(jí)渦旋壓縮機(jī)的幾何排量為28 mL/r，額定轉(zhuǎn)速為3 500 r/min，額定電壓為DC 300 V。實(shí)驗(yàn)過程中換熱器的風(fēng)量采用設(shè)計(jì)風(fēng)量。鑒于電動(dòng)汽車空調(diào)的制熱工況目前尚沒有相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)定義，以房間空調(diào)器熱泵工況進(jìn)行實(shí)驗(yàn)。參考 GB/T 21361—2008《汽車用空調(diào)器》和GB/T 7725—2004《房間空氣調(diào)節(jié)器》等標(biāo)準(zhǔn)，制定實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)測試工況如表1所示。

表1 汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)熱泵性能測試工況Tab.1 The automotive air conditioning scroll compressor heat pump performance experimental conditions

3.2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果

圖4所示為壓縮機(jī)排氣溫度隨環(huán)境溫度的變化。由圖4可知在實(shí)驗(yàn)選取的工況下，壓縮機(jī)的排氣溫度，隨環(huán)境溫度的降低而升高，在5個(gè)工況參數(shù)點(diǎn)，單級(jí)渦旋壓縮機(jī)的排氣溫度大于準(zhǔn)雙級(jí)渦旋壓縮機(jī)的排氣溫度。隨著環(huán)境溫度變低，兩種壓縮機(jī)的排氣溫度差值逐漸增大，特別是環(huán)境溫度為-7℃時(shí)，兩者排氣溫差達(dá)到最大，單級(jí)渦旋壓縮機(jī)的排氣溫度為99℃，準(zhǔn)雙級(jí)渦旋壓縮機(jī)的排氣溫度為89℃，相對(duì)降低10℃。

圖4 壓縮機(jī)排氣溫度隨環(huán)境溫度的變化Fig.4 The discharge temperature of compressor changes with ambient temperature

準(zhǔn)雙級(jí)壓縮渦旋壓縮機(jī)排氣溫度較低的原因，在于閃蒸器補(bǔ)入的中溫中壓制冷劑氣體，冷卻了壓縮機(jī)中間壓縮腔中的低壓級(jí)排氣，使壓縮機(jī)的高壓級(jí)排氣溫度低于單級(jí)渦旋壓縮機(jī)的排氣溫度。

圖5～圖7所示為壓縮機(jī)排氣質(zhì)量流量、系統(tǒng)制熱量和制熱性能系數(shù)COPh隨環(huán)境溫度的變化。

圖5 壓縮機(jī)排氣質(zhì)量流量隨環(huán)境溫度的變化Fig.5 The mass flow of compressor changes with ambient temperature

由圖5～圖7可知，在實(shí)驗(yàn)選取的工況條件下，隨著環(huán)境溫度的升高，壓縮機(jī)的質(zhì)量流量、系統(tǒng)制熱量和制熱性能系數(shù)COPh均逐漸升高。在5個(gè)工況參數(shù)點(diǎn)，準(zhǔn)雙級(jí)渦旋壓縮機(jī)的質(zhì)量流量、制熱量和制熱COPh均大于單級(jí)渦旋壓縮機(jī)。其中，壓縮機(jī)排氣質(zhì)量流量提高了12.9% ～17.4%，系統(tǒng)制熱量提高了7.3% ～8.3%，制熱性能系數(shù)COPh提高了7.6%～8.2%。

4 結(jié)論

在5個(gè)測試工況下，通過準(zhǔn)雙級(jí)壓縮渦旋壓縮機(jī)及單級(jí)渦旋壓縮機(jī)的熱泵性能測試，得到如下結(jié)論：

圖6 系統(tǒng)制熱量隨環(huán)境溫度的變化Fig.6 The heat production of system changes with ambient temperature

圖7 制熱性能系數(shù)COPh隨環(huán)境溫度的變化Fig.7 The COPhchanges with ambient temperature changes with ambient temperature

1）隨著環(huán)境溫度的逐漸降低，壓縮機(jī)的排氣溫度逐漸升高，在-7℃環(huán)境溫度時(shí)，準(zhǔn)雙級(jí)渦旋壓縮機(jī)比單級(jí)渦旋壓縮機(jī)排氣溫度降低10℃。表明低溫?zé)岜霉r條件下，準(zhǔn)雙級(jí)渦旋壓縮機(jī)的具有更高的運(yùn)行可靠性。

2）隨著環(huán)境溫度的逐漸升高，壓縮機(jī)排氣質(zhì)量流量逐漸增大。相比單級(jí)渦旋壓縮機(jī)，準(zhǔn)雙級(jí)渦旋壓縮的排氣質(zhì)量流量約增大12.9%～17.4%。

3）隨著環(huán)境溫度的逐漸升高，熱泵系統(tǒng)的制熱量和制熱性能系數(shù)COPh逐漸增大。在-7℃環(huán)境溫度時(shí)，準(zhǔn)雙級(jí)渦旋壓縮機(jī)相比單級(jí)渦旋壓縮機(jī)，系統(tǒng)的制熱量和制熱性能系數(shù)COPh分別提高了8.3%和8.2%。

本文受合肥工業(yè)大學(xué)博士學(xué)位專項(xiàng)資助基金（JZ2016HGBZ0748）項(xiàng)目資助。 （The project was supported by the Hefei University of Technology Doctoral Degree Special Fund（No.JZ2016HGBZ0748）.）

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［15］費(fèi)繼友，王英邗，張文強(qiáng)，等.基于中間補(bǔ)氣壓縮機(jī)的地暖系統(tǒng)制熱性能實(shí)驗(yàn)研究［J］. 制冷學(xué)報(bào)，2016，37（5）：57-62.（FEI Jiyou，WANG Yinghan，ZHANG Wenqiang，et al.Experimental investigation on heating performance of under-floor heating system based on vapor-injection compressor［J］.Journal of Refrigeration，2016，37（5）：57-62.）

［16］唐景春，左承基.電動(dòng)汽車空調(diào)熱泵型渦旋壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)分析［J］. 制冷學(xué)報(bào)，2014，35（2）：54-58. （TANG Jingchun，ZUO Chengji.Structural analysis of heat pump scroll compressor for electric automobile air-conditioning［J］.Journal of Refrigeration，2014，35（2）：54-58.）