電動(dòng)空調(diào)渦旋壓縮機(jī)型線優(yōu)化

孫寒晴， 蘇 林， 張辛辛， 李 康， 方奕棟

(上海理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院， 上海 200093)

隨著新能源汽車產(chǎn)業(yè)的不斷推進(jìn)，帶動(dòng)汽車空調(diào)熱泵系統(tǒng)的蓬勃發(fā)展，而壓縮機(jī)作為空調(diào)熱泵系統(tǒng)的“心臟”，為整個(gè)空調(diào)熱泵系統(tǒng)提供循環(huán)動(dòng)力，扮演著至關(guān)重要的角色。作為第4代制冷壓縮機(jī)的渦旋壓縮機(jī)具有體積小、質(zhì)量輕、效率高、摩擦零件少、運(yùn)行平穩(wěn)、運(yùn)行壽命長(zhǎng)及安全性高的特點(diǎn)[1-4]，近幾年成為眾多研究者關(guān)注的熱點(diǎn)。

渦旋壓縮機(jī)在新能源汽車空調(diào)熱泵上應(yīng)用時(shí)，實(shí)際運(yùn)行工況與乘員艙內(nèi)、外環(huán)境的變化密切相關(guān)。渦旋壓縮機(jī)的內(nèi)容積比僅由自身結(jié)構(gòu)決定，在熱泵工況下運(yùn)行時(shí)存在外壓比與內(nèi)壓比不相等的問題，出現(xiàn)了渦旋壓縮機(jī)的欠壓縮現(xiàn)象嚴(yán)重及排氣溫度過高等問題，影響了渦旋壓縮機(jī)的工作效率。黃蕾等[5]基于有限元方法研究出改善渦旋壓縮機(jī)欠壓縮現(xiàn)象的變基圓半徑的渦旋型線；與傳統(tǒng)的定基圓半徑渦旋型線相比，變基圓半徑渦旋型線的渦旋壓縮機(jī)不但能承受更大的工作壓力，也能夠降低渦旋齒高度使得壓縮機(jī)尺寸更加緊湊，同時(shí)還能夠降低壓縮機(jī)的重復(fù)壓縮功耗，改善渦旋壓縮機(jī)欠壓縮。杜濤等[6]利用變基圓半徑型線的微分幾何理論設(shè)計(jì)出變齒寬渦旋壓縮機(jī)，并分析在溫度負(fù)荷下定齒寬與變齒寬的結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布，采用變齒寬的渦旋壓縮機(jī)使之能夠在溫度載荷下承受更大的結(jié)構(gòu)應(yīng)力；而且變齒寬渦旋壓縮機(jī)的機(jī)械強(qiáng)度、動(dòng)渦旋盤與靜渦旋盤嚙合間隙的密封性能均高于定齒寬渦旋壓縮機(jī)，從而提高渦旋壓縮機(jī)的等熵效率和容積效率，減少排氣過程等容壓縮的附加功耗，改善渦旋壓縮機(jī)的欠壓縮問題。Liu等[7]基于相同幾何排量、相同內(nèi)容積比和相同占地尺寸的條件下研究變基圓半徑型線參數(shù)的變化，在相同幾何排量與容積比的條件下給出最小占地尺寸的計(jì)算公式，與傳統(tǒng)定基圓半徑渦旋壓縮機(jī)相比能夠降低渦旋齒高度的4%，減小壓縮機(jī)質(zhì)量使得壓縮機(jī)尺寸更加緊湊。為滿足市場(chǎng)對(duì)新能源汽車空調(diào)熱泵系統(tǒng)小型化、輕量化的要求，在設(shè)計(jì)渦旋壓縮機(jī)時(shí)渦旋齒圈數(shù)一般較少。

為改善電動(dòng)空調(diào)渦旋壓縮機(jī)的欠壓縮并降低壓縮機(jī)排氣溫度，在符合渦旋壓縮機(jī)使用負(fù)荷的前提下，課題組通過改變渦旋壓縮機(jī)型線參數(shù)，設(shè)計(jì)一款具有相同幾何排量、相同渦旋齒高度的渦旋壓縮機(jī)。課題組通過軟件繪制渦旋型線并進(jìn)行雙圓弧型線修正，分析改進(jìn)前后的渦旋壓縮機(jī)的幾何結(jié)構(gòu)和運(yùn)動(dòng)特性，采用理論計(jì)算的方式比較2者在熱泵工況下的欠壓縮嚴(yán)重程度及壓縮機(jī)排氣溫度。

1 渦旋壓縮機(jī)型線

渦旋壓縮機(jī)的型線設(shè)計(jì)與壓縮機(jī)的效率、空間利用率、密封性以及加工成本等密切相關(guān)，理論上任何滿足廣義條件的共軛曲線均可作為渦旋壓縮機(jī)型線[8]113。常用的共軛曲線有圓漸開線、正三角形漸開線、正四邊形漸開線以及組合曲線，不同類型的共軛曲線構(gòu)成的渦旋壓縮機(jī)在性能上存在巨大差異。其中圓的漸開線易于加工，且圓漸開線的渦旋壓縮機(jī)具有結(jié)構(gòu)更加緊湊、工作性能更加優(yōu)良的特點(diǎn)，目前圓漸開線仍是新能源汽車空調(diào)熱泵用渦旋壓縮機(jī)的型線首選。文中以圓漸開線作為渦旋壓縮機(jī)型線，型線基本參數(shù)如圖1所示。基圓半徑r，漸開線起始角α，漸開角φ，因此，渦旋壓縮機(jī)型線坐標(biāo)方程可表示為：

(1)

漸開角越大，渦旋型線越長(zhǎng)，形成的渦旋圈數(shù)m也越大。加工渦旋盤時(shí)，由于加工刀具會(huì)對(duì)渦旋型線產(chǎn)生干涉，使得渦旋壓縮機(jī)型線起始段的壁厚減少和開始排氣角減小，既降低了渦旋壓縮機(jī)型線起始段的強(qiáng)度也減小了渦旋壓縮機(jī)的容積與壓比[9-10]。在實(shí)際應(yīng)用中，為了減輕加工刀具對(duì)漸開線的干涉程度，一般圓漸開線的起始段用雙圓弧型線替代，達(dá)到增加壁厚，增大開始排氣角的目的。

由于渦旋壓縮機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中渦旋盤要承受氣體力和力矩，因此在設(shè)計(jì)時(shí)渦旋盤要滿足強(qiáng)度、剛度、加工精度以及泄漏的約束條件[11]10：

1)tmin≤πr-R≤tmax;

2)H/t=6～7,H/P=1.50～1.65。

式中：tmin為渦旋盤最小壁厚，mm；tmax為渦旋盤最大壁厚，mm；R為動(dòng)渦旋盤軌跡圓半徑，mm；H為渦旋盤高度，mm；P為渦旋盤節(jié)距，mm。

在保證相同幾何排量又滿足強(qiáng)度和剛度等約束條件下，針對(duì)已應(yīng)用于新能源汽車的渦旋壓縮機(jī)型線進(jìn)行優(yōu)化。優(yōu)化前后渦旋壓縮機(jī)型線對(duì)比如圖2所示。

渦旋壓縮機(jī)型線基本參數(shù)如表1所示。

2 渦旋壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)特性

動(dòng)渦旋盤以基圓圓心為中心沿著軌跡圓做回轉(zhuǎn)平動(dòng)，壓縮腔容積隨著動(dòng)渦旋盤的轉(zhuǎn)動(dòng)不斷縮小，壓縮腔內(nèi)壓力不斷升高。將一對(duì)具有相同渦旋參數(shù)的渦旋盤中的一個(gè)旋轉(zhuǎn)180°，沿著靜渦旋盤外部型線最終點(diǎn)與靜渦旋盤基圓切線的方向平移軌跡圓半徑R的距離，使2個(gè)渦旋體互相相切接觸，構(gòu)成若干對(duì)月牙形空間，即渦旋壓縮機(jī)的壓縮腔容積，如圖3～4所示。

表1 渦旋壓縮機(jī)型線參數(shù)對(duì)比

動(dòng)渦旋盤轉(zhuǎn)動(dòng)的角度為回轉(zhuǎn)角θ，定義動(dòng)渦旋盤相對(duì)靜渦旋盤旋轉(zhuǎn)180°并移動(dòng)軌跡圓半徑R的距離安裝時(shí)的角度，為回轉(zhuǎn)角θ=0。吸氣容積是指動(dòng)渦旋盤轉(zhuǎn)動(dòng)到最外側(cè)壓縮腔剛剛閉合時(shí)的容積，即回轉(zhuǎn)角θ=0時(shí)2個(gè)渦旋體相切，此時(shí)最外側(cè)壓縮腔容積即吸氣容積。

壓縮腔容積相當(dāng)于壓縮腔投影面積與渦旋齒高的乘積。壓縮腔投影面積可以利用圓的漸開線與基圓間的面積積分求出，壓縮腔投影面積等于動(dòng)渦旋盤內(nèi)部型線與靜渦旋盤外部型線分別與基圓圍成的面積之差，如圖3～4陰影部分所示。那么引入渦旋盤節(jié)距P、渦旋盤壁厚t后，壓縮腔容積可以表示為

(2)

式中：i為從外而內(nèi)壓縮腔編號(hào)，i不等于1；t為渦旋壁厚，mm；θ為動(dòng)渦旋盤的回轉(zhuǎn)角，rad。

那么，渦旋壓縮機(jī)吸氣容積可表示為

Vs=πP(P-2t)(2i-1)H。

(3)

吸氣容積與壓縮結(jié)束容積的比值定義為內(nèi)容積比ε，內(nèi)容積比表征渦旋壓縮機(jī)壓縮能力。

(4)

式中：Vs為吸氣容積,m3；Vθ*為排氣容積，m3。

動(dòng)渦旋盤圍繞軌跡圓回轉(zhuǎn)平動(dòng)的回轉(zhuǎn)角為θ*時(shí)，壓縮機(jī)剛好進(jìn)入排氣階段，此時(shí)回轉(zhuǎn)角θ*即為開始排氣角，Vθ*即為排氣容積。本文中改進(jìn)前后的渦旋壓縮機(jī)具有相同的吸氣容積，從圖中3～4中可以看出渦旋圈數(shù)為3.25的渦旋壓縮機(jī)的壓縮行程較長(zhǎng)，排氣容積較小，因此具有更高的容積比。

渦旋壓縮機(jī)靜盤直徑是指動(dòng)渦旋盤外側(cè)型線最終點(diǎn)與靜渦旋盤的基圓圓心的連線，其在數(shù)值上等于動(dòng)渦旋盤直徑加上軌跡圓直徑，可粗略反映渦旋壓縮機(jī)最小占地尺寸。

優(yōu)化前后渦旋壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)如表2所示。

表2 渦旋壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)比

3 渦旋壓縮機(jī)性能對(duì)比

3.1 理論循環(huán)

熱泵系統(tǒng)循環(huán)過程如圖5所示，壓縮機(jī)吸氣狀態(tài)點(diǎn)1經(jīng)過壓縮后壓力升高至點(diǎn)2，由于渦旋壓縮機(jī)存在欠壓縮現(xiàn)象，因此2點(diǎn)壓力低于冷凝壓力。壓縮機(jī)出口為高溫高壓制冷劑蒸氣，此時(shí)狀態(tài)為2 k點(diǎn)，經(jīng)冷凝器冷凝放熱后達(dá)到過冷狀態(tài)點(diǎn)4，進(jìn)入膨脹閥節(jié)流降壓變?yōu)闋顟B(tài)點(diǎn)5，再經(jīng)過蒸發(fā)器蒸發(fā)吸熱后重新回到壓縮機(jī)，完成循環(huán)。

制冷劑單位質(zhì)量制熱量為

q=h2k-h4;

(5)

制冷劑單位質(zhì)量制冷量為

q0=h1-h5;

(6)

制冷劑單位質(zhì)量功耗為

w=h2k-h1;

(7)

制冷劑單位質(zhì)量欠壓縮功耗為

w0=h2k-h2。

(8)

3.2 計(jì)算結(jié)果

基于某款應(yīng)用于新能源汽車的渦旋圈數(shù)為2.25的壓縮機(jī)與優(yōu)化后渦旋圈數(shù)為3.25的壓縮機(jī)系統(tǒng)進(jìn)行性能理論計(jì)算，其中所選制冷劑為R134a,壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速5 000 r/min；根據(jù)GB/T 22068—2018《汽車空調(diào)用電動(dòng)壓縮機(jī)總成》，制定渦旋壓縮機(jī)運(yùn)行工況[12]3，如表3所示。

表3 渦旋壓縮機(jī)運(yùn)行工況參數(shù)

圖6和圖7顯示，在熱泵名義制熱和低溫?zé)岜弥茻峁r下冷凝溫度保持不變，優(yōu)化前后渦旋壓縮機(jī)的制熱量都隨蒸發(fā)溫度的降低而降低。由壓焓圖可知蒸發(fā)溫度降低導(dǎo)致吸氣狀態(tài)點(diǎn)的比容增加，在相同吸氣容積的條件下壓縮機(jī)吸氣量下降，因此制熱量隨蒸發(fā)溫度降低而減少；蒸發(fā)溫度的降低也加重了壓縮機(jī)的內(nèi)部泄露量，也是導(dǎo)致制熱量降低的原因之一。由于3.25圈渦旋壓縮機(jī)的密封性較好和壓縮行程較長(zhǎng)，制熱量理論上應(yīng)略大于2.25圈渦旋壓縮機(jī)，但是由于3.25圈壓縮機(jī)壓比較大，導(dǎo)致壓縮結(jié)束狀態(tài)點(diǎn)的壓力較高，焓值小于2.25圈渦旋壓縮機(jī)壓縮結(jié)束點(diǎn)焓值，所以3.25圈壓縮機(jī)的制熱量略低于2.25圈壓縮機(jī)的制熱量。

從圖6到圖9單位功耗與總功耗的變化趨勢(shì)可知，在2種工況下3.25圈渦旋壓縮機(jī)的功耗恒小于2.25圈壓縮機(jī)，這是因?yàn)?.25圈壓縮機(jī)的壓縮行程較長(zhǎng)、壓比大，在相同功耗的條件下能達(dá)到更高的排氣壓力，所以在相同排氣壓力的情況下3.25圈壓縮機(jī)功耗更少，節(jié)能效果顯著。并且對(duì)于壓比小于3的壓縮機(jī)，功耗隨壓比的增大而減小[13]，也證明了3.25圈壓縮機(jī)更加節(jié)能環(huán)保，與2.25圈壓縮機(jī)相比，3.25圈的壓縮機(jī)功耗降低了10%～30%。同時(shí)，優(yōu)化前后渦旋壓縮機(jī)的單位功耗都是隨著蒸發(fā)溫度的降低而增加，但是圖6和圖7中3.25圈壓縮機(jī)總功耗隨蒸發(fā)溫度降低而減小，主要影響因素是吸氣量，雖然單位功耗隨蒸發(fā)溫度降低而增加，但是壓縮機(jī)吸氣量也在隨蒸發(fā)溫度而減少，且吸氣量的降低速率高于單位功耗的增長(zhǎng)速率，所以總功耗隨蒸發(fā)溫度降低的趨勢(shì)是不一定的，既能夠降低也能夠增加。

圖8和圖9所示優(yōu)化前后渦旋壓縮機(jī)的欠壓縮功耗是隨蒸發(fā)溫度的降低而增大的，由于3.25圈壓縮機(jī)壓比的增大，3.25圈壓縮機(jī)欠壓縮功耗恒低于2.25圈壓縮機(jī)；且與2.25圈壓縮機(jī)相比較，3.25圈壓縮機(jī)的欠壓縮功耗降低了40%～70%。

圖10和圖11中優(yōu)化前后渦旋壓縮機(jī)的制熱性能系數(shù)CCOP隨蒸發(fā)溫度的降低而降低。雖然3.25圈壓縮機(jī)制熱量略低于2.25圈壓縮機(jī)，但是功耗遠(yuǎn)低于2.25圈壓縮機(jī)，所以制熱性能系數(shù)CCOP恒大于2.25圈渦旋壓縮機(jī)，其系統(tǒng)性能系數(shù)提高了15%，由此可見3.25圈渦旋壓縮機(jī)的良好工作性能。

同時(shí)從排氣溫度變化曲線可以看出，由于蒸發(fā)溫度的降低壓縮機(jī)吸氣量減少，電機(jī)損耗以及摩擦對(duì)氣體的影響使得排氣溫度隨蒸發(fā)溫度的降低而升高，且3.25圈壓縮機(jī)的排氣溫度遠(yuǎn)遠(yuǎn)低于2.25圈渦旋壓縮機(jī)，排氣溫度降低了10%～25%。

汽車空調(diào)用渦旋壓縮機(jī)一般按照設(shè)計(jì)工況進(jìn)行設(shè)計(jì)，渦旋壓縮機(jī)的內(nèi)容積比只取決于壓縮機(jī)自身結(jié)構(gòu)，在壓縮機(jī)運(yùn)行工況偏離設(shè)計(jì)工況時(shí)，渦旋壓縮機(jī)會(huì)出現(xiàn)欠壓縮或過壓縮現(xiàn)象。欠壓縮現(xiàn)象發(fā)生于壓縮機(jī)排氣壓力低于冷凝壓力，壓縮機(jī)排氣的瞬間發(fā)生等容壓縮，導(dǎo)致壓縮機(jī)等熵效率下降，引起附加的功率損失。從圖8和圖9計(jì)算結(jié)果看出，2款壓縮機(jī)的欠壓縮現(xiàn)象隨著蒸發(fā)溫度的降低越來越嚴(yán)重，但是渦旋圈數(shù)為3.25的壓縮機(jī)與渦旋圈數(shù)為2.25的壓縮機(jī)相比，3.25圈壓縮機(jī)能夠減小渦旋壓縮機(jī)欠壓縮功耗。

優(yōu)化前后渦旋壓縮機(jī)在名義制冷工況下的性能參數(shù)對(duì)比如圖12和圖13所示。由于2款渦旋壓縮機(jī)具有相同的幾何排量，所以在相同工況下制冷量相同。圖12中3.25圈壓縮機(jī)的功耗與欠壓縮功耗都是恒低于2.25圈壓縮機(jī)，這是因?yàn)?.25圈壓縮機(jī)的密封性較高、壓縮行程較長(zhǎng)，且壓比高。在制冷量相同的條件下，由于功耗的減少，所以3.25圈壓縮機(jī)的性能系數(shù)較高，其性能系數(shù)比2.25圈壓縮機(jī)提高了12%～18%，同時(shí)排氣溫度降低了6%～10%。

4 結(jié)論

1) 課題組通過優(yōu)化渦旋壓縮機(jī)型線改善了熱泵工況下渦旋壓縮機(jī)的欠壓縮現(xiàn)象及降低壓縮機(jī)排氣溫度，提高了渦旋壓縮機(jī)在熱泵工況下運(yùn)行的可靠性和穩(wěn)定性。

2) 研究結(jié)果表明在相同幾何排量條件下，渦旋壓縮機(jī)圈數(shù)為3.25的渦旋壓縮機(jī)相比2.25圈渦旋壓縮機(jī)能夠有效減小壓縮機(jī)功耗，其排氣溫度降低了10%～25%，系統(tǒng)制熱性能系數(shù)提高了15%。

3) 在名義制冷工況下，優(yōu)化后的3.25圈渦旋壓縮機(jī)能夠提高制冷性能系數(shù)，降低排氣溫度。