采用涡旋压缩机的电动汽车空调准双级压缩热泵性能实验研究

唐景春 李晨凯 叶斌 孟晓磊

（合肥工业大学汽车与交通工程学院 合肥 230009）

环境和能源问题日趋严重是我们将长期面临的两大难题。传统的燃油汽车对环境污染严重，而电动汽车具有节能和环保的优势，可以有效缓解大气污染严重、能源资源紧张等问题，符合我国可持续发展的国家战略。近年来，我国开展了一系列关于纯电动、混合动力以及燃料电池等新能源汽车的开发研究工作［1］。

电动汽车不同于燃油汽车，车载空调的能耗占电池容量的15%～20%，没有内燃机余热用以冬季采暖，使寒冷环境下电动汽车的行驶里程缩短30%～65%。国内外学者对于电动汽车空调系统的研究不断更新，M.Hosoz等［2］将传统汽车空调系统改装为热泵系统，但仍需要PTC辅助加热才能达到所需制热量。谢卓等［3］比较采用不同工质和压缩机的电动汽车热泵空调系统性能，提出了几点适用于我国电动汽车热泵空调系统高效节能的设计方案。李丽等［4］针对纯电动汽车设计了一套蒸气压缩式冷暖双模式热泵空调系统，但系统受外界环境的影响较大，在恶劣的冬季工况下，系统的制热量得不到保证。

在冬季寒冷环境条件下，热泵系统的性能和压缩机的可靠性大幅下降，为解决这一问题，国内外目前采用的方法有两种，一种是采用复叠式制冷［5-10］，此种方法多用于深冷及中低温领域，两套系统间热量的多次传递导致系统热效率的降低，并且系统与控制都比较复杂。另一种方法是补气增焓技术，压缩机补气增焓可以有效降低压缩机的排气温度，增加热泵循环系统的制冷剂流量，从而提高系统性能和压缩机运行可靠性［11］。 杨丽等［12］将补气增焓技术运用于螺杆压缩机热泵系统，并研究了经济器对压缩制冷循环的影响。许树学等［13］以R32为工质，实验研究了准双级压缩热泵系统的压缩机中间补气压力对系统性能的影响。胡文举等［14］将闪发蒸气冷却技术应用于高温空调器的研究。费继友等［15］将中间补气技术应用于地暖制热系统的研究。

本文将涡旋压缩机补气增焓技术应用于电动汽车空调系统，针对准双级压缩涡旋压缩机的结构特点，设计电动汽车空调准双级压缩涡旋压缩机性能实验系统，对压缩机进行热泵性能实验研究，为汽车空调热泵系统的优化提供量化数据，这对于电动汽车在我国的推广，具有重要意义。

1 电动汽车准双级压缩空调系统原理

1.1 准双级压缩原理

根据热力学过程方程可知，压缩机排气温度Td（K）与吸气温度Ts（K）的关系为：

式中：mt为温度多方指数；ps、pd分别为压缩机的吸气压力和排气压力，MPa。

在普通热泵空调系统中，制热循环时的压缩机吸气压力相对于制冷循环时变低，因此压比pd/ps将提高，因此压缩机的排气温度也升高，导致空调系统中制冷剂分解、密封及绝缘材料老化、润滑油结碳，严重时会造成节流阀和干燥过滤器堵塞。采用带有闪蒸器的新型热泵循环，利用从闪蒸器中过来的中温中压（Tm，pm）制冷剂气体冷却低压级压缩机的排气，使单级压缩热泵循环系统，变为准双级压缩热泵循环系统，有效降低压缩机的排气温度Td。此时，制热循环时制冷剂的热力过程及对应的压-焓图如图1所示。

图1 准双级压缩空调系统Fig.1 The heat pump cycle of quasi two-stage compression air conditioning system

根据热力学过程方程可知，准双级压缩系统中，压缩机吸气流量GD（kg/s）、补气流量Gm（kg/s）以及排气流量GG（kg/s）的关系为：

式中：h2′、h5、h6分别对应图 1 中压-焓图对应点的焓值，kJ/kg。

由式（2）、式（3）可知，制热循环时系统制冷剂的质量流量增加，使系统的制热性能得到增强。

1.2 准双级压缩涡旋压缩机

为了适应带有闪蒸器的准双级压缩热泵系统，涡旋盘的结构需要进一步优化，文献［16］提出了一种如图2所示的优化方式。

由静涡旋盘和动涡旋盘组成的压缩腔中，在静涡旋盘上设计两个中间压缩室补气孔，两个补气孔对称存在，具有相同的位置展角，该位置展角通过最优中间补气压力计算所得。两个补气孔连通静盘背面的中间腔，背面中间腔直接与空调系统中的闪蒸器相连接。使从闪蒸器过来的中温中压制冷剂气体通过两个补气孔，进入到压缩机的中间压缩腔，达到冷却低压级压缩机排气的目的。为了防止中间腔补气回流至吸气腔，要求在压缩机运行过程中，当静涡旋盘中间补气口位于吸气腔的瞬间，动涡旋盘的涡旋齿顶部能够将两个补气孔覆盖。

图2 准双级压缩涡旋压缩机Fig.2 The quasi two-stage compression scroll compressor

实验系统中间补气压力的确定方法为：1）根据热泵循环设计工况所给定的冷凝压力pk和蒸发压力po的值，按公式pm＝（pkpo）0.5求取一个中间压力初值，并利用制冷剂的热力学性质表查出对应的中间温度初值；2）在中间温度初值的上下按2℃的间隔选取5～6个中间温度值；3）进行5～6次热力计算，将计算结果绘制成COPh-Tm曲线图，曲线顶点所对应的中间温度即为最佳中间温度Tmopt，与之对应的压力即为最佳中间压力pmopt。文中理论设计最佳中间压力为418.5 kPa。

2 准双级压缩热泵循环性能实验系统

电动汽车空调热泵循环在冬季运行时，由于环境温度较低，压缩机的吸气压力比制冷循环时低，压比增大，排气温度升高，压缩机进入过热保护状态，空调系统将会停止工作。为了保证空调系统在冬季室外环境温度较低时仍能正常工作，设计的电动汽车空调准双级压缩热泵循环性能实验系统如图3所示。

该实验系统主要由制热循环、制冷循环和除霜热气旁路循环组成。

制热循环时，除霜电磁阀关闭，四通换向阀1、3号通道开启，2、4号通道关闭；制冷剂经过压缩机压缩后成为高温高压气体，经四通换向阀1号通道进入室内侧平行流换热器（冷凝器）Ⅰ、Ⅱ，与室内侧空气换热后成为中温高压的液体，流经辅助节流毛细管节流减压后进入闪蒸器，其中制冷剂闪发气体经过单向阀④进入压缩机中间补气腔，剩余的液体制冷剂经过热力膨胀阀节流减压后进入室外侧换热器（蒸发器）Ⅳ，与外界环境换热后，经四通换向阀3号通道回到压缩机吸气口。

制冷循环时，除霜电磁阀关闭，四通换向阀2、4号通道开启，1、3号通道关闭；压缩机压缩后的高温高压制冷剂气体，经四通换向阀2号通道进入室外侧平行流换热器（冷凝器）Ⅳ，与外部环境换热后成为中温高压的液体，制冷剂液体经过热力膨胀阀节流减压后进入室内侧换热器（蒸发器）Ⅰ，与室内侧空气进行热交换实现制冷，成为低温低压制冷剂气体，经四通换向阀4号通道回到压缩机吸气口。

图3 电动汽车空调准双级压缩涡旋压缩机性能实验系统Fig.3 The experimental system for the performance of electric automobile air conditioning quasi two-stage compression scroll compressor

除霜循环时，除霜电磁阀开启，四通换向阀1、3号通道开启，2、4号通道关闭；经过压缩机压缩后的高温高压制冷剂气体，流经除霜电磁阀进入室外侧平行流，经四通换向阀3号通道回到压缩机吸气口，实现对换热器Ⅳ的除霜。

实验系统中室内侧换热器设计热负荷为3.1 kW，其中：主换热器设计负荷为2.5 kW，换热面积为1.758 m2，风量为420.02 m3/h，辅助换热器设计负荷为0.6 kW，换热面积为0.746 m2，风量为 303.08 m3/h；室外侧换热器设计负荷为3.8 kW，换热面积为1.644 m2，风量为 1 193.25 m3/h。

利用焓差实验室进行压缩机的热泵性能实验时，直接测量的主要热力学参数包括：吸气温度及压力，排气温度及压力，补气温度及压力，室外侧换热器的进、出口温度，室内侧换热器的进、出口温度，系统补气前后的制冷剂质量流量，以及压缩机的功率。

制热性能系数COPh的计算公式为：

式中：Qh为制热量，kW；W为压缩机功率，kW。

3 实验分析

3.1 实验工况

实验系统采用R134a作为制冷剂，准双级涡旋压缩机和单级涡旋压缩机的几何排量为28 mL/r，额定转速为3 500 r/min，额定电压为DC 300 V。实验过程中换热器的风量采用设计风量。鉴于电动汽车空调的制热工况目前尚没有相关标准定义，以房间空调器热泵工况进行实验。参考 GB/T 21361—2008《汽车用空调器》和GB/T 7725—2004《房间空气调节器》等标准，制定实验系统测试工况如表1所示。

表1 汽车空调涡旋压缩机热泵性能测试工况Tab.1 The automotive air conditioning scroll compressor heat pump performance experimental conditions

3.2 实验结果

图4所示为压缩机排气温度随环境温度的变化。由图4可知在实验选取的工况下，压缩机的排气温度，随环境温度的降低而升高，在5个工况参数点，单级涡旋压缩机的排气温度大于准双级涡旋压缩机的排气温度。随着环境温度变低，两种压缩机的排气温度差值逐渐增大，特别是环境温度为-7℃时，两者排气温差达到最大，单级涡旋压缩机的排气温度为99℃，准双级涡旋压缩机的排气温度为89℃，相对降低10℃。

图4 压缩机排气温度随环境温度的变化Fig.4 The discharge temperature of compressor changes with ambient temperature

准双级压缩涡旋压缩机排气温度较低的原因，在于闪蒸器补入的中温中压制冷剂气体，冷却了压缩机中间压缩腔中的低压级排气，使压缩机的高压级排气温度低于单级涡旋压缩机的排气温度。

图5～图7所示为压缩机排气质量流量、系统制热量和制热性能系数COPh随环境温度的变化。

图5 压缩机排气质量流量随环境温度的变化Fig.5 The mass flow of compressor changes with ambient temperature

由图5～图7可知，在实验选取的工况条件下，随着环境温度的升高，压缩机的质量流量、系统制热量和制热性能系数COPh均逐渐升高。在5个工况参数点，准双级涡旋压缩机的质量流量、制热量和制热COPh均大于单级涡旋压缩机。其中，压缩机排气质量流量提高了12.9% ～17.4%，系统制热量提高了7.3% ～8.3%，制热性能系数COPh提高了7.6%～8.2%。

4 结论

在5个测试工况下，通过准双级压缩涡旋压缩机及单级涡旋压缩机的热泵性能测试，得到如下结论：

图6 系统制热量随环境温度的变化Fig.6 The heat production of system changes with ambient temperature

图7 制热性能系数COPh随环境温度的变化Fig.7 The COPhchanges with ambient temperature changes with ambient temperature

1）随着环境温度的逐渐降低，压缩机的排气温度逐渐升高，在-7℃环境温度时，准双级涡旋压缩机比单级涡旋压缩机排气温度降低10℃。表明低温热泵工况条件下，准双级涡旋压缩机的具有更高的运行可靠性。

2）随着环境温度的逐渐升高，压缩机排气质量流量逐渐增大。相比单级涡旋压缩机，准双级涡旋压缩的排气质量流量约增大12.9%～17.4%。

3）随着环境温度的逐渐升高，热泵系统的制热量和制热性能系数COPh逐渐增大。在-7℃环境温度时，准双级涡旋压缩机相比单级涡旋压缩机，系统的制热量和制热性能系数COPh分别提高了8.3%和8.2%。

本文受合肥工业大学博士学位专项资助基金（JZ2016HGBZ0748）项目资助。 （The project was supported by the Hefei University of Technology Doctoral Degree Special Fund（No.JZ2016HGBZ0748）.）

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