油循环率对补气式涡旋压缩机性能影响的试验研究

张 斌，苏 林，曹 健，李 康

（上海理工大学 能源与动力工程学院 上海市动力工程多相流动与传热重点实验室，上海 200093）

0 引言

自21世纪以来，涡旋压缩机因其质量轻、体积小、运行平稳、性能高效等诸多特点受到了国内外众多学者的广泛关注。其中电动汽车采用补气增焓技术的涡旋压缩机热泵系统具有良好的应用前景，其目的是为了解决传统汽车空调采用PTC（Positive Temperature Coefficient）电加热器加热所带来的耗能严重，以及低温恶劣工况下压缩机排气温度过高等诸多问题［1-8］。

补气式涡旋压缩机的结构复杂，具有较多的摩擦副，所以需要设计专门的油路系统以减少压缩机在运行过程中产生的能量损耗，并且润滑油的存在也可以起到降噪、冷却摩擦副和密封间隙的作用［9］。同时，电动汽车一般采用较高转速的涡旋压缩机，为保证在高速转速下压缩机运行依旧平稳，就需要更多质量的润滑油。而汽车热泵空调系统中采用的制冷剂通常又与润滑油具有较好的互溶性。当制冷剂中的含油量过多时，会造成压缩工质物理性能发生很大的变化，最终将影响压缩机的性能，因此探究润滑油循环率对补气式涡旋压缩机性能的影响，对于电动汽车热泵补气压缩机的设计和性能优化具有积极意义。

李超等［9］详细研究了涡旋压缩机润滑系统，并对第二循环油路油量的分配建立了数学模型以及提出了润滑油流量与转速的数学关联式，通过仿真模拟得到了润滑油流量随压缩机转速的变化规律；胡青等［10］通过实验研究了制冷剂中含油量对DKS-15S斜盘式汽车空调压缩机性能影响。结果表明系统油循环率对汽车空调压缩机的性能影响程度明显；杨传波等［11］对车用涡旋压缩机的工作过程建立了数学模型。并通过实验验证了该理论模型的正确性，同时得到了压缩腔内最佳油循环率为7%～9%；李涛等［12］全面分析了在制冷系统各个部件内制冷剂流动时，油循环率对系统性能的影响。结果表明较低的油循环率对系统的制冷效果是有益的，然而当油循环率超过一定值时，会造成制冷量的下降，从而进一步影响到系统的正常运行；张萍等［13］全面研究了卧式天然气涡旋压缩机系统的润滑油循环回路，并建立了该压缩机工作时压缩腔内最佳含油量的数学模型；赵兴艳等［14］对传统涡旋压缩机润滑系统的分析模型进行了一定优化，并研究了系统各部件内润滑油流量关系，最终得到了油量的优化准则；王君等［15］全面分析了涡旋压缩机内部润滑油的密封结构，并对压缩机泄漏量进行了估算。最终通过实验确定了压缩腔内润滑油含量与密封比压、润滑油黏度和气体压缩比等参数间的变化关系；CUI等［16］建立涡旋压缩机油循环回路的数学模型，并对压缩机壳内润滑油深度和润滑油黏度两个参数进行了详细研究；LOTTINA［17］全面分析了油循环率对冷凝换热过程的影响，实验结果表明润滑油的存在会削弱冷凝换热，造成冷凝器传热温差增大以及冷凝压力升高 。

现阶段对于涡旋压缩机油循环系统的研究主要集中于润滑油管路设计、系统油量分配的数学模型以及不同油循环率对传统空调系统性能的影响等方面。而对应用于纯电动汽车的补气式涡旋压缩机热泵系统而言，油循环率变化造成的影响尚未做过详细实验研究。本文采用第二制冷剂量热器法搭建了测量补气式涡旋压缩机单体性能试验台，选取一款车用的补气式涡旋压缩机，其补气孔对称开设在静涡旋盘端盖上，位置分别为123°和303°，如图1所示；通过试验研究详细对比相同热泵工况非补气和5种补气压力状态下压缩机性能参数随油循环率的变化情况，以及两种不同热泵工况下非补气涡旋压缩机容积效率随油循环率的变化情况。

图1 补气孔开设位置Fig.1 The position of the vapor injection hole

1 试验装置和方法

1.1 试验装置

本试验台的搭建采用第二制冷剂量热器法，系统原理如图2所示。

图2 试验系统原理Fig.2 Schematic diagram of the test system

其中冷凝器部分采用了套管式换热器，制冷剂与来自恒温水箱中的循环水进行换热进而降温至过冷状态。补气支路和主路分别设置功率不同的量热桶，可通过调节电加热丝功率对制冷剂温度进行控制。本文以一款排量为38 cm3的电动汽车补气式涡旋压缩机作为研究对象，主要部件参数见表1，试验台主要测量元件的测量精度见表2。该压缩机供电电压为240 V，转速调节范围为2 000～6 000 r/min，并使用24 V低压直流控制器调节压缩机转速。

表1 主要部件参数Tab.1 Specifications of main components

表2 试验台主要测量元件测量精度Tab.2 Measuring precision of main measuring components of test bench

试验台采用制冷剂R134a以及FVC68D型号的润滑油，在主路和补气支路分别设置了质量流量计，在补气式涡旋压缩机进出口处以及补气支路进口处分别设置了铂电阻温度传感器和压力传感器。其他温度、压力测点具体布置在系统原理图（图2）中给出。本试验台可通过CAN分析仪和PID控制实现对涡旋压缩机进口工况、冷凝压力以及补气工况的自动调节，并且通过不同传输信号的通讯协议控制可实现压缩机的启停和转速的变化，试验数据最终由数据采集装置进行记录保存。

选取1组热泵工况下6种不同补气状态的试验工况（见表3），以及2组不同的无补气状态的热泵工况（见表4），分别对1.5%，3.5%，5.5%，7.5%，9.5% 5种不同油循环率下压缩机的性能进行试验研究，通过调节油循环回路阀的开度，可控制进入压缩机内润滑油的质量流量。其中压缩机进口的吸气过热度为10 ℃，补气支路进口的过热度为3 ℃。冷凝器出口的过冷度为8 ℃，过冷度由恒温水箱中的循环水提供其所需冷量。考虑到车用空调涡旋压缩机一般具有较高的转速，因此本文补气式涡旋压缩机转速选取为6 000 r/min［18］。

表3 试验工况Tab.3 Test conditions

表4 无补气状态试验工况Tab.4 Test conditions without vapor injection

1.2 试验方法

在本试验台中，为了实现润滑油的循环，会在压缩机排气口与冷凝器之间安装油分离器，以实现排出气体的分离及润滑油的再循环。由油分离器分离出的润滑油，通过油循环回路在压缩机进气口处与制冷剂混合一同被吸入压缩腔。油循环率即为进入压缩机的润滑油质量与压缩机内制冷剂和润滑油混合物质量的比值［19-21］，如式（1）所示。

式中 ORC ——油循环率，%；

moil——润滑油质量，g；

mref——制冷剂质量，g；

moil+mref——混合物质量，g。

在试验过程中，每组试验目标工况参数均需要在其达到稳态后（即保持30 min内无明显变化），再每隔1 min记录一组数据共记录30 min。式（2）～（4）给出了系统总制热量、制热COP以及压缩机容积效率等表征系统性能参数的各计算公式。

式中 Qh——制热量，kW；

h ——制冷剂不同状态点的焓值，kJ/kg；

msuc——吸气质量流量，kg/min；

minj——补气质量流量，kg/min；

COP ——制热性能系数；

W ——压缩机输入功率，W；

U ——压缩机输入电压，V；

I ——压缩机输入电流，A；

ηv——压缩机容积效率；

Vi——压缩机实际吸入制冷剂容积，m3；

Vs——压缩机理论吸气腔容积，m3。

系统各个状态点焓值如图3所示。压缩机进气口吸入的制冷剂被压缩至中间状态后与补气支路补入的制冷剂混合一同被压缩至冷凝压力排出压缩机，然后进入到冷凝器中进行换热。通过计算得到制热量、制热COP和容积效率的不确定度分别为4.02%，4.45%，5.63%。

图3 制热循环p-h曲线Fig.3 p-h curve of heating cycle

2 试验结果及分析

2.1 油循环率对制冷剂质量流量的影响

图4示出6种状态下系统制冷剂质量流量随油循环率的变化情况。在各个补气状态下，制冷剂质量流量随油循环率的增加呈现先增后减的趋势。其中，当油循环率为5.5%时，中间补气压力为0.50 MPa状态下的制冷剂质量流量达到最大值。其余状态下，油循环率为7.5%时，制冷剂质量流量达到最大值。相较于非补气状态，各补气状态在制冷剂质量流量达到峰值之后的下降速度都较为平缓。其原因是，随着油循环率的提高，吸气阀处局部流动阻力增加，使得实际的吸气比容上升，进入压缩机的制冷剂质量流量减小，但因为补气过程的影响，随着补气压力的提高，从补气支路补入的制冷剂质量流量增加，最终导致整体的制冷剂质量流量下降趋势不明显。其中，因为补气口开设位置的原因，补气压力增大在提高补气支路制冷剂质量流量的同时也抑制了从主路进入的制冷剂质量流量。因此在补气压力为0.40 MPa时，总制冷剂质量流量略低于补气压力为0.30，0.35 MPa下的制冷剂质量流量。

图4 质量流量随油循环率的变化Fig.4 The variation of refrigerant mass flow with oil circulation rate

2.2 油循环率对排气温度、制热量、制热COP的影响

图5 示出6种状态下排气温度随油循环率的变化情况。随着油循环率的连续增加，压缩机出口的排气温度几乎呈线性趋势快速下降。其原因在于润滑油在压缩腔内起到了很好的冷却作用，随着润滑油的含量不断增加，压缩腔内被带走的热量增加，从而使得压缩机出口的排气温度降低。相较于非补气状态而言，补气压力为0.30，0.35，0.50 MPa状态下，压缩机的排气温度都有所下降，其中补气压力为0.50 MPa状态下最为明显，排气温度降低了11 ℃。而补气压力为0.35，0.40 MPa状态下的排气温度与非补气状态下的排气温度相差不大，在油循环率为5%之后，甚至高于非补气状态下的排气温度。当补气压力为0.45 MPa时其排气温度高于补气压力为0.30 MPa时的排气温度，其原因是较高的补气压力状态下，补入压缩机腔内的制冷剂温度同样会较高。同时，支路制冷剂质量流量的增加，以及主路制冷剂质量流量的减小，使得混合后的制冷剂温度会有所提升，最终导致补气压力为0.45 MPa下的排气温度高于补气压力为0.30 MPa下的排气温度。

图5 排气温度随油循环率的变化Fig.5 The variation of exhaust temperature with oil circulation rate

图6 ，7分别示出6种状态下系统制热量以及制热COP随油循环率的变化情况。当油循环率较低时，泄漏是影响压缩机整体性能的主要因素之一，随着油循环率的增加制热量与制热COP都呈现增加的趋势。但是当油循环率达到3%～6%时，润滑油的密封作用已经很明显，继续增加油循环率使得润滑油占有一定的工作容积，减少了有效的吸气容积，同时又因为制冷剂与润滑油的混合物黏度增大，造成压缩机出口排气流动阻力损失以及各个运动部件之间的摩擦损失增加，压缩机耗功增大。而过多润滑油对压缩机的冷却作用，又使得压缩机的排气温度降低，从而导致阀前温度与排气温度的之间焓差降低。因此造成系统的制热量呈现下降的趋势。其中，在补气压力为0.35 MPa状态下，系统的制热量和制热COP的峰值都有所延后，不过相较于非补气状态，系统制热量和制热COP分别提升了5.71%，1.99%。并且一味的提高补气压力并不会一直提升压缩机的性能。补气压力为0.45，0.50 MPa状态下系统的制热量随油循环率的变化无明显差异，但补气压力为0.45 MPa时的系统性能优于补气压力为0.50 MPa，制热COP相较于非补气状态提高了2.61%。而补气压力为0.40 MPa状态下的制热量明显低于补气压力为0.50 MPa状态下的制热量，但是其制热COP却高于补气压力为0.50 MPa的状态下的制热COP。其原因是因为补气压力过高使得补入压缩腔内的制冷剂质量流量增加，加大了压缩机的功耗。当油循环率大于4%之后，补气压力为0.35 MPa时的制热量和制热COP相较于其他几组工况具有较好的体现，其原因主要在于补气压力为0.35 MPa时，系统总的制冷剂质量流量以及压缩机排气温度相较于其他几组工况而言处于中间值，而系统制热量等于总的制冷剂质量流量乘以进出冷凝器前后的焓差，冷凝器进口前的焓值又会受到排气温度的影响。此外，越高的补气压力又会造成压缩机功率的不断增大，而制热COP等于系统制热量与压缩机功率的比值。所以在综合各方面参数的考量后，补气压力为0.35 MPa时的制热量和制热COP在油循环大于4%之后高于其他几组工况。

图6 制热量随油循环率的变化Fig.6 The variation of heating capacity with oil circulation rate

图7 制热COP随油循环率变化Fig.7 The variation of heating COP with oil circulation rate

2.3 非补气状态下油循环率对容积效率的影响

图8 示出2种试验工况下非补气涡旋压缩机容积效率随油循环率的变化情况。当油循环率小于5.5%时，随着油循环率的增加，工况1和工况2的容积效率明显升高，这是因为油循环率从较低值增加时，压缩机的密封性得到更好的改善，压缩机的泄漏量降低，容积效率提高。此外，润滑油的吸热作用也改善了制冷剂因为过热造成的吸气比容降低。当油循环率大于5.5%时，随着含油量的增加，工况1的容积效率开始减少，工况2的容积效率依旧继续提高，但是其提高的速率减缓。这是由于油循环率过大时，润滑油占据了部分的工作容积，减少了有效的吸气容积，并且因为混合后的工质黏度较大，会造成排气流动阻力损失以及各个运动部件间的摩擦损失增加，功耗增大，容积效率降低。然而较高的蒸发压力使得进入吸气腔的制冷剂流量更多，可缓解因油循环率增加而造成的损失。

图8 容积效率随油循环率的变化Fig.8 The variation of volumetric efficiency with oil circulation rate

3 结论

（1）随着油循环率的增加补气状态和非补气状态下的制冷剂质量流量都呈现先增后减的趋势。但是因为补气支路的存在使得补入压缩机的制冷剂流量增加，使得总体的制冷剂质量流量在较大的油循环率情况下降低的不明显。

（2）油循环率对系统制热量和制热COP的影响呈现先增后减的趋势。在补气压力为0.35 MPa状态下，系统的制热量和制热COP的峰值都有所延后，不过相较于非补气状态，系统制热量和制热COP分别提升了5.7%，2.0%。并且一味地提高补气压力并不会一直提高压缩机的性能。补气压力为0.45，0.50 MPa状态下，系统的制热量随油循环率的增加无明显差异，但补气压力为0.45 MPa时的系统性能优于补气压力为0.50 MPa，制热COP相较于非补气状态提高了2.6%。而补气压力为0.40 MPa状态下的制热量明显低于补气压力为0.50 MPa状态下的制热量，但是其制热COP却高于补气压力为0.50 MPa的状态。并且随着含油量的连续增加，压缩机的排气温度快速下降，下降趋势几乎呈线性变化。

（3）随着油循环率的增加，在非补气状态下，涡旋压缩机的容积效率整体呈现先增后减的趋势。但是较高的蒸发压力使得进入吸气腔的制冷剂流量更多，可缓解因油循环率增加而造成的损失，减缓容积效率的降低。