滑片式壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)功耗測(cè)試及影響因素研究

胡立志 ，何澤銀 ，2，彭艷蓉 ，柴紅陽(yáng) ，李德江 ，劉紅梅 ，曹昱坤

（1.重慶建設(shè)汽車(chē)系統(tǒng)股份有限公司 重慶市汽車(chē)熱管理系統(tǒng)工程技術(shù)研究中心，重慶 400052；2.重慶交通大學(xué) 機(jī)電與車(chē)輛工程學(xué)院，重慶 400074）

0 引言

壓縮機(jī)被廣泛應(yīng)用于汽車(chē)工業(yè)、石油煉制、氣體輸送等行業(yè)，是一種通過(guò)壓縮氣體來(lái)提高氣體壓力，將機(jī)械能轉(zhuǎn)變?yōu)闅怏w勢(shì)能的機(jī)械。作為能量轉(zhuǎn)化結(jié)構(gòu)，壓縮機(jī)功耗不容忽視。目前，全國(guó)空氣壓縮機(jī)功耗占總發(fā)電量的9%～10%，制冷與空調(diào)裝置的運(yùn)行所消耗電量已占我國(guó)年發(fā)電量的近25%，其中壓縮機(jī)功耗占比較高［1-2］。

隨著汽車(chē)工業(yè)高速發(fā)展，作為汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)的核心部件壓縮機(jī)，將擁有更為廣闊的市場(chǎng)應(yīng)用空間。然而，目前汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)占整車(chē)功耗的9%，而壓縮機(jī)功耗占汽車(chē)空調(diào)功耗約39%，壓縮機(jī)作為單一部件功耗占比較大［3-11］。此外，在車(chē)輛運(yùn)行中，壓縮機(jī)常處于多激勵(lì)、變工況條件，致使功耗波動(dòng)較為劇烈。

目前國(guó)內(nèi)外研究者在壓縮機(jī)功耗方面開(kāi)展了大量研究工作，張瑜等［12-13］研究了進(jìn)氣溫度對(duì)壓縮機(jī)總能耗的影響規(guī)律，發(fā)現(xiàn)降低進(jìn)氣口溫度可有效降低功耗；楊忠亮［14］分析了螺桿式空氣壓縮機(jī)的能耗損失，并提出了有效的節(jié)能途徑；王滿等［15-16］分析了壓縮機(jī)吸、排氣閥的功耗損失情況，并進(jìn)行了氣閥功耗優(yōu)化；盧迪等［17］建立了往復(fù)壓縮機(jī)的能量損耗模型，結(jié)果表明一級(jí)進(jìn)氣壓力對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)能耗影響最為顯著；彭慶紅等［18］基于仿真法分析了轉(zhuǎn)速對(duì)電動(dòng)車(chē)熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能的影響規(guī)律，為實(shí)現(xiàn)空調(diào)系統(tǒng)的智能化節(jié)能提供了參考；王曉燕等［19］研究了變工況運(yùn)行下制冷壓縮機(jī)功率消耗的關(guān)聯(lián)規(guī)律，提出了壓縮機(jī)功耗與吸、排氣壓力間的定量關(guān)系式；Lee等［20］研究了兩級(jí)旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的功率損耗情況，其功耗較旁路型得到有效降低；Bianchii等基于試驗(yàn)法分析了滑動(dòng)葉片旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的摩擦功率損耗情況［21］。

滑片式壓縮機(jī)作為車(chē)輛常用的制冷設(shè)備，其主要結(jié)構(gòu)為帶有葉片槽的轉(zhuǎn)子、葉片、具有特定型線的缸體等結(jié)構(gòu)組成，如圖1所示。滑片式壓縮機(jī)工作時(shí)，葉片槽內(nèi)回油通道在葉片和槽間形成供油通道，提供背壓力及潤(rùn)滑油液，保證葉片與葉片槽、葉片與缸體、葉片與前后端板間形成油膜，減少摩擦，形成間隙密封。葉片受到離心力和背壓的作用伸出葉片槽滑槽，形成數(shù)個(gè)密閉壓縮腔，隨著旋轉(zhuǎn)，壓縮室的體積逐漸減小，達(dá)到增大氣體壓力的目的。

圖1 滑片式壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)示意

滑片式壓縮機(jī)作為空調(diào)系統(tǒng)的核心零部件，具有重量輕（約12 kg），尺寸小巧（約長(zhǎng)20 cm、直徑12 cm），結(jié)構(gòu)緊湊的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，被廣泛應(yīng)用于汽車(chē)工業(yè)中。然而，壓縮機(jī)工作過(guò)程中存在高壓（0～4 MPa）、高溫（20～200 ℃左右）、高轉(zhuǎn)速（約1 000～10 000 r/min）、交變運(yùn)行條件、動(dòng)態(tài)激勵(lì)源多等特點(diǎn)，致使汽車(chē)空調(diào)壓縮機(jī)功耗測(cè)試也較為困難，在不同使用工況下影響壓縮機(jī)功耗的動(dòng)態(tài)參數(shù)不能被清晰準(zhǔn)確的測(cè)量出來(lái)。目前較多壓縮機(jī)產(chǎn)品被應(yīng)用到車(chē)輛量產(chǎn)化前，標(biāo)定壓縮機(jī)油耗的工況多為穩(wěn)態(tài)工況，實(shí)際壓縮機(jī)功耗為動(dòng)態(tài)功耗。因此，開(kāi)展汽車(chē)空調(diào)滑片式壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)功耗定量評(píng)估及影響因素分析，對(duì)壓縮機(jī)功耗測(cè)試及節(jié)油等方面具有重要的工程應(yīng)用價(jià)值。

1 滑片式壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)功耗預(yù)估

以某車(chē)用制冷滑片式壓縮機(jī)為分析對(duì)象，該壓縮機(jī)為5葉片的雙壓縮腔體結(jié)構(gòu)，對(duì)其動(dòng)態(tài)功耗進(jìn)行預(yù)估與分析，結(jié)構(gòu)如圖1所示。

根據(jù)旋轉(zhuǎn)機(jī)械做功原理，對(duì)滑片式壓縮機(jī)功耗進(jìn)行動(dòng)態(tài)預(yù)估：

式中 P ——壓縮機(jī)消耗功率，W；

t ——壓縮機(jī)工作時(shí)間，s；

T ——壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子軸扭矩，N·m；

n ——壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min。

壓縮機(jī)運(yùn)行時(shí)，影響其動(dòng)態(tài)功耗的主要參數(shù)為壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)扭矩T、壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速n、壓縮機(jī)運(yùn)行時(shí)長(zhǎng)t等3個(gè)主要影響因素。其中，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速n和運(yùn)行時(shí)長(zhǎng)t可以通過(guò)車(chē)輛外部實(shí)際運(yùn)行情況進(jìn)行控制與優(yōu)化功耗；影響壓縮機(jī)扭矩T波動(dòng)因素較多，主要包括氣體壓縮阻力、潤(rùn)滑油壓降、機(jī)械摩擦阻力等。由于壓縮機(jī)是汽車(chē)用輸入型動(dòng)力機(jī)械，功耗隨著使役條件變化而波動(dòng)很大，因此本文基于上述關(guān)系式，開(kāi)展動(dòng)態(tài)試驗(yàn)測(cè)試可以有效預(yù)估壓縮機(jī)功耗。

1.1 動(dòng)態(tài)功耗測(cè)試系統(tǒng)搭建

由于滑片式壓縮機(jī)為單主軸輸入結(jié)構(gòu)，因此可直接在壓縮機(jī)主軸上開(kāi)孔并布置傳感器進(jìn)行扭矩測(cè)試，如圖2所示。

圖2 滑片式壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)扭矩測(cè)試系統(tǒng)

試驗(yàn)時(shí)，借助主軸斜向45°剪切應(yīng)變表征主軸扭矩變化所對(duì)應(yīng)扭矩?cái)?shù)值的傳遞關(guān)系。試驗(yàn)時(shí)，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速范圍800～6 000 r/min；壓力范圍0～3.0 MPa；溫度范圍 -20～150 ℃；運(yùn)轉(zhuǎn)一周吸排氣10次；扭矩傳感器測(cè)試最高頻響范圍為1 536～2 400 Hz?？紤]實(shí)際工作環(huán)境耐受條件，高溫耐壓密封良好的傳感器采集系統(tǒng)是最佳的選擇，故采用主軸預(yù)裝傳感器的實(shí)施方案，即在圖2所示位置打孔，并掩埋傳感器。

壓縮機(jī)壓縮腔壓力參數(shù)動(dòng)態(tài)測(cè)試時(shí)，可以通過(guò)在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子體內(nèi)植入微型壓力傳感器對(duì)壓縮容腔進(jìn)行直接測(cè)量，根據(jù)壓縮腔內(nèi)的壓力變化來(lái)表征吸氣、壓縮做功時(shí)壓力波動(dòng)情況。壓力傳感器頻響與扭矩測(cè)量要求相同，圖3示出了壓力測(cè)試時(shí)傳感器布置位置。

圖3 壓力傳感器布置位置

搭建一套基于滑片壓縮機(jī)循環(huán)工作的試驗(yàn)測(cè)試平臺(tái)，主要包括蒸發(fā)器負(fù)荷控制單元、冷凝器負(fù)荷控制單元、壓縮機(jī)臺(tái)架及系統(tǒng)管路等部分，如圖4所示。該設(shè)備對(duì)壓縮機(jī)的吸排氣壓力、吸氣溫度、壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速均有控制功能，能根據(jù)實(shí)際使用狀態(tài)下的受役條件進(jìn)行準(zhǔn)確控制，使壓縮機(jī)在穩(wěn)態(tài)，暫態(tài)等運(yùn)行過(guò)程工況下工作，同時(shí)開(kāi)展壓縮機(jī)性能、使役參量測(cè)試評(píng)價(jià)。

圖4 滑片式壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)壓力測(cè)試工作平臺(tái)

1.2 試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果分析

試驗(yàn)時(shí)，壓縮機(jī)進(jìn)口壓力Ps為0.150 MPa，排氣口壓力Pd為1.14 MPa，試驗(yàn)運(yùn)行轉(zhuǎn)速為1 800 r/min。記錄壓縮機(jī)吸氣壓力、排氣壓力、壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)扭矩等動(dòng)態(tài)參數(shù)，如圖5，6所示。

圖5 壓縮機(jī)進(jìn)、排氣壓力

圖6 壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)扭矩

圖7所示為壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)功耗曲線。由圖可知，動(dòng)態(tài)功耗波動(dòng)范圍為1.50～2.42 kW；分析動(dòng)態(tài)扭矩特征及影響因素，合理控制動(dòng)態(tài)扭矩波動(dòng)，可有效降低壓縮機(jī)的動(dòng)態(tài)功耗。

圖7 壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)功耗曲線

2 滑片式壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)功耗影響因素分析

2.1 進(jìn)排氣壓力對(duì)動(dòng)態(tài)功耗的影響規(guī)律

為研究進(jìn)、排氣壓力Ps，Pd對(duì)動(dòng)態(tài)功耗的影響規(guī)律，分析了轉(zhuǎn)速為1 800 r/min時(shí)，不同進(jìn)、排氣壓力下壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)扭矩波動(dòng)規(guī)律。表1給出了不同進(jìn)排氣壓力參數(shù)。

表1 不同進(jìn)、排氣壓力參數(shù)

在試驗(yàn)臺(tái)上測(cè)試不同進(jìn)排氣壓力下壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)扭矩波動(dòng)范圍，見(jiàn)表2。

表2 不同進(jìn)、排氣壓力下壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)扭矩波動(dòng)規(guī)律

由表可知，進(jìn)氣壓力與扭矩均值的相關(guān)系數(shù)為0.97，排氣壓力與扭矩的相關(guān)系數(shù)為1，壓比與扭矩均值的相關(guān)系數(shù)為0.32；出口壓力對(duì)扭矩影響較進(jìn)氣壓力大，壓比對(duì)壓縮機(jī)扭矩影響較小，主要是由于排氣過(guò)程中，存在氣體與排氣閥門(mén)結(jié)構(gòu)間耦合效應(yīng)，故排氣壓力對(duì)動(dòng)態(tài)功耗影響較大。

2.2 轉(zhuǎn)速對(duì)動(dòng)態(tài)功耗的影響規(guī)律

為研究不同轉(zhuǎn)速對(duì)動(dòng)態(tài)功耗的影響規(guī)律，分析了進(jìn)、排氣壓力Ps，Pd分別為0.182，1.70 MPa時(shí)，不同壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下動(dòng)態(tài)扭矩波動(dòng)規(guī)律。表3給出了不同轉(zhuǎn)速下壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)轉(zhuǎn)矩均值及波動(dòng)范圍。

表3 不同轉(zhuǎn)速下壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)扭矩波動(dòng)規(guī)律

分析可知，隨著轉(zhuǎn)速增加，波動(dòng)范圍增大，但動(dòng)態(tài)扭矩均值呈降低趨勢(shì)，主要是因?yàn)榈娃D(zhuǎn)速下壓縮效率低，同等排氣壓力條件下受壓縮機(jī)閥片組的影響的動(dòng)態(tài)扭矩峰值更多，反映在工作特征上就是低速時(shí)單個(gè)壓縮基元可以多次排氣，從而做功增加，導(dǎo)致扭矩有微增表現(xiàn)。

為研究轉(zhuǎn)速變化過(guò)程中，壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)規(guī)律，測(cè)試了壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速由800 r/min加速至4 000 r/min（加速的速率為25 r/s）過(guò)程中，壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)扭矩，進(jìn)、排氣壓力脈動(dòng)頻率分布特性，如圖8～10所示。

圖8 壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)扭矩頻域云圖

圖9 壓縮機(jī)進(jìn)氣壓力脈動(dòng)頻域云圖

圖10 壓縮機(jī)出氣壓力脈動(dòng)頻域云圖

扭矩作為功耗影響的主要因素，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速?gòu)?00～4 000 r/min加載過(guò)程中，動(dòng)態(tài)扭矩變化頻域圖可知，軸扭轉(zhuǎn)峰值出現(xiàn)在壓縮機(jī)的10/20/30/40階次壓縮激勵(lì)共振頻率處，將加劇動(dòng)態(tài)能量耗散；動(dòng)態(tài)扭矩頻譜分析可知，存在明顯共振帶，后續(xù)可合理設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)參數(shù)，避免出現(xiàn)共振問(wèn)題。

3 結(jié)論

（1）提出了通過(guò)動(dòng)態(tài)參數(shù)測(cè)量的滑片式壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)功耗預(yù)估方法，自制并搭建壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)功耗測(cè)試系統(tǒng)，研究壓縮機(jī)吸氣壓力、排氣壓力、壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)扭矩等動(dòng)態(tài)參數(shù)分布規(guī)律。

（2）滑片式壓縮機(jī)出口壓力對(duì)扭矩影響較進(jìn)氣壓力大，壓比對(duì)壓縮機(jī)扭矩影響較?。浑S著轉(zhuǎn)速增加，波動(dòng)范圍增大，但動(dòng)態(tài)扭矩均值呈降低趨勢(shì)；從800～4 000 r/min加載過(guò)程中，軸扭轉(zhuǎn)峰值出現(xiàn)在壓縮機(jī)的10/20/30階次壓縮激勵(lì)共振頻率處，產(chǎn)生了軸系的振動(dòng)扭矩惡化，將加劇動(dòng)態(tài)能量耗散，同時(shí)亦會(huì)產(chǎn)生壓縮機(jī)的振動(dòng)噪音問(wèn)題；研究結(jié)果可為產(chǎn)品設(shè)計(jì)階段調(diào)整軸系扭振頻率或強(qiáng)化抗扭振的冗余結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，盡早規(guī)避或控制產(chǎn)品設(shè)計(jì)風(fēng)險(xiǎn)提供指導(dǎo)。

（3）所測(cè)試的滑片式壓縮機(jī)扭矩、轉(zhuǎn)速、壓縮腔壓力及排氣口壓力等動(dòng)態(tài)工作特性參量可直接指導(dǎo)壓縮機(jī)產(chǎn)品設(shè)計(jì)的精準(zhǔn)優(yōu)化。如降低過(guò)壓縮優(yōu)化壓縮效率；排氣口氣閥彈力特性曲線優(yōu)化；壓縮機(jī)缸體型線優(yōu)化；缸體排氣口結(jié)構(gòu)調(diào)整等設(shè)計(jì)環(huán)節(jié)；分析滑片式壓縮機(jī)啟停階段的動(dòng)態(tài)特性可優(yōu)化壓縮機(jī)的離合器啟動(dòng)瞬時(shí)扭矩，指導(dǎo)壓縮機(jī)離合器優(yōu)化選型，改善壓縮機(jī)啟動(dòng)時(shí)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)造成動(dòng)力沖擊影響，降低壓縮機(jī)頻繁啟停過(guò)程中的車(chē)輛燃油消耗，滿足車(chē)輛駕駛的舒適性、提高車(chē)輛使用的經(jīng)濟(jì)性。

（4）通過(guò)對(duì)滑片式壓縮機(jī)的動(dòng)態(tài)功耗預(yù)估研究，其實(shí)驗(yàn)方法可廣泛應(yīng)用于其它類(lèi)型壓縮機(jī)，對(duì)小型旋轉(zhuǎn)機(jī)械的探測(cè)技術(shù)手段有了創(chuàng)新和實(shí)踐，推動(dòng)全行業(yè)的功耗精細(xì)化控制技術(shù)發(fā)展有著重要的工程應(yīng)用價(jià)值。