采用渦旋壓縮機的電動汽車空調準雙級壓縮熱泵性能實驗研究

唐景春 李晨凱 葉斌 孟曉磊

（合肥工業大學汽車與交通工程學院 合肥 230009）

環境和能源問題日趨嚴重是我們將長期面臨的兩大難題。傳統的燃油汽車對環境污染嚴重，而電動汽車具有節能和環保的優勢，可以有效緩解大氣污染嚴重、能源資源緊張等問題，符合我國可持續發展的國家戰略。近年來，我國開展了一系列關于純電動、混合動力以及燃料電池等新能源汽車的開發研究工作［1］。

電動汽車不同于燃油汽車，車載空調的能耗占電池容量的15%～20%，沒有內燃機余熱用以冬季采暖，使寒冷環境下電動汽車的行駛里程縮短30%～65%。國內外學者對于電動汽車空調系統的研究不斷更新，M.Hosoz等［2］將傳統汽車空調系統改裝為熱泵系統，但仍需要PTC輔助加熱才能達到所需制熱量。謝卓等［3］比較采用不同工質和壓縮機的電動汽車熱泵空調系統性能，提出了幾點適用于我國電動汽車熱泵空調系統高效節能的設計方案。李麗等［4］針對純電動汽車設計了一套蒸氣壓縮式冷暖雙模式熱泵空調系統，但系統受外界環境的影響較大，在惡劣的冬季工況下，系統的制熱量得不到保證。

在冬季寒冷環境條件下，熱泵系統的性能和壓縮機的可靠性大幅下降，為解決這一問題，國內外目前采用的方法有兩種，一種是采用復疊式制冷［5-10］，此種方法多用于深冷及中低溫領域，兩套系統間熱量的多次傳遞導致系統熱效率的降低，并且系統與控制都比較復雜。另一種方法是補氣增焓技術，壓縮機補氣增焓可以有效降低壓縮機的排氣溫度，增加熱泵循環系統的制冷劑流量，從而提高系統性能和壓縮機運行可靠性［11］。 楊麗等［12］將補氣增焓技術運用于螺桿壓縮機熱泵系統，并研究了經濟器對壓縮制冷循環的影響。許樹學等［13］以R32為工質，實驗研究了準雙級壓縮熱泵系統的壓縮機中間補氣壓力對系統性能的影響。胡文舉等［14］將閃發蒸氣冷卻技術應用于高溫空調器的研究。費繼友等［15］將中間補氣技術應用于地暖制熱系統的研究。

本文將渦旋壓縮機補氣增焓技術應用于電動汽車空調系統，針對準雙級壓縮渦旋壓縮機的結構特點，設計電動汽車空調準雙級壓縮渦旋壓縮機性能實驗系統，對壓縮機進行熱泵性能實驗研究，為汽車空調熱泵系統的優化提供量化數據，這對于電動汽車在我國的推廣，具有重要意義。

1 電動汽車準雙級壓縮空調系統原理

1.1 準雙級壓縮原理

根據熱力學過程方程可知，壓縮機排氣溫度Td（K）與吸氣溫度Ts（K）的關系為：

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

在普通熱泵空調系統中，制熱循環時的壓縮機吸氣壓力相對于制冷循環時變低，因此壓比pd/ps將提高，因此壓縮機的排氣溫度也升高，導致空調系統中制冷劑分解、密封及絕緣材料老化、潤滑油結碳，嚴重時會造成節流閥和干燥過濾器堵塞。采用帶有閃蒸器的新型熱泵循環，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壓縮機的排氣，使單級壓縮熱泵循環系統，變為準雙級壓縮熱泵循環系統，有效降低壓縮機的排氣溫度Td。此時，制熱循環時制冷劑的熱力過程及對應的壓-焓圖如圖1所示。

圖1 準雙級壓縮空調系統Fig.1 The heat pump cycle of quasi two-stage compression air conditioning system

根據熱力學過程方程可知，準雙級壓縮系統中，壓縮機吸氣流量GD（kg/s）、補氣流量Gm（kg/s）以及排氣流量GG（kg/s）的關系為：

式中：h2′、h5、h6分別對應圖 1 中壓-焓圖對應點的焓值，kJ/kg。

由式（2）、式（3）可知，制熱循環時系統制冷劑的質量流量增加，使系統的制熱性能得到增強。

1.2 準雙級壓縮渦旋壓縮機

為了適應帶有閃蒸器的準雙級壓縮熱泵系統，渦旋盤的結構需要進一步優化，文獻［16］提出了一種如圖2所示的優化方式。

由靜渦旋盤和動渦旋盤組成的壓縮腔中，在靜渦旋盤上設計兩個中間壓縮室補氣孔，兩個補氣孔對稱存在，具有相同的位置展角，該位置展角通過最優中間補氣壓力計算所得。兩個補氣孔連通靜盤背面的中間腔，背面中間腔直接與空調系統中的閃蒸器相連接。使從閃蒸器過來的中溫中壓制冷劑氣體通過兩個補氣孔，進入到壓縮機的中間壓縮腔，達到冷卻低壓級壓縮機排氣的目的。為了防止中間腔補氣回流至吸氣腔，要求在壓縮機運行過程中，當靜渦旋盤中間補氣口位于吸氣腔的瞬間，動渦旋盤的渦旋齒頂部能夠將兩個補氣孔覆蓋。

圖2 準雙級壓縮渦旋壓縮機Fig.2 The quasi two-stage compression scroll compressor

實驗系統中間補氣壓力的確定方法為：1）根據熱泵循環設計工況所給定的冷凝壓力pk和蒸發壓力po的值，按公式pm＝（pkpo）0.5求取一個中間壓力初值，并利用制冷劑的熱力學性質表查出對應的中間溫度初值；2）在中間溫度初值的上下按2℃的間隔選取5～6個中間溫度值；3）進行5～6次熱力計算，將計算結果繪制成COPh-Tm曲線圖，曲線頂點所對應的中間溫度即為最佳中間溫度Tmopt，與之對應的壓力即為最佳中間壓力pmopt。文中理論設計最佳中間壓力為418.5 kPa。

2 準雙級壓縮熱泵循環性能實驗系統

電動汽車空調熱泵循環在冬季運行時，由于環境溫度較低，壓縮機的吸氣壓力比制冷循環時低，壓比增大，排氣溫度升高，壓縮機進入過熱保護狀態，空調系統將會停止工作。為了保證空調系統在冬季室外環境溫度較低時仍能正常工作，設計的電動汽車空調準雙級壓縮熱泵循環性能實驗系統如圖3所示。

該實驗系統主要由制熱循環、制冷循環和除霜熱氣旁路循環組成。

制熱循環時，除霜電磁閥關閉，四通換向閥1、3號通道開啟，2、4號通道關閉；制冷劑經過壓縮機壓縮后成為高溫高壓氣體，經四通換向閥1號通道進入室內側平行流換熱器（冷凝器）Ⅰ、Ⅱ，與室內側空氣換熱后成為中溫高壓的液體，流經輔助節流毛細管節流減壓后進入閃蒸器，其中制冷劑閃發氣體經過單向閥④進入壓縮機中間補氣腔，剩余的液體制冷劑經過熱力膨脹閥節流減壓后進入室外側換熱器（蒸發器）Ⅳ，與外界環境換熱后，經四通換向閥3號通道回到壓縮機吸氣口。

制冷循環時，除霜電磁閥關閉，四通換向閥2、4號通道開啟，1、3號通道關閉；壓縮機壓縮后的高溫高壓制冷劑氣體，經四通換向閥2號通道進入室外側平行流換熱器（冷凝器）Ⅳ，與外部環境換熱后成為中溫高壓的液體，制冷劑液體經過熱力膨脹閥節流減壓后進入室內側換熱器（蒸發器）Ⅰ，與室內側空氣進行熱交換實現制冷，成為低溫低壓制冷劑氣體，經四通換向閥4號通道回到壓縮機吸氣口。

圖3 電動汽車空調準雙級壓縮渦旋壓縮機性能實驗系統Fig.3 The experimental system for the performance of electric automobile air conditioning quasi two-stage compression scroll compressor

除霜循環時，除霜電磁閥開啟，四通換向閥1、3號通道開啟，2、4號通道關閉；經過壓縮機壓縮后的高溫高壓制冷劑氣體，流經除霜電磁閥進入室外側平行流，經四通換向閥3號通道回到壓縮機吸氣口，實現對換熱器Ⅳ的除霜。

實驗系統中室內側換熱器設計熱負荷為3.1 kW，其中：主換熱器設計負荷為2.5 kW，換熱面積為1.758 m2，風量為420.02 m3/h，輔助換熱器設計負荷為0.6 kW，換熱面積為0.746 m2，風量為 303.08 m3/h；室外側換熱器設計負荷為3.8 kW，換熱面積為1.644 m2，風量為 1 193.25 m3/h。

利用焓差實驗室進行壓縮機的熱泵性能實驗時，直接測量的主要熱力學參數包括：吸氣溫度及壓力，排氣溫度及壓力，補氣溫度及壓力，室外側換熱器的進、出口溫度，室內側換熱器的進、出口溫度，系統補氣前后的制冷劑質量流量，以及壓縮機的功率。

制熱性能系數COPh的計算公式為：

式中：Qh為制熱量，kW；W為壓縮機功率，kW。

3 實驗分析

3.1 實驗工況

實驗系統采用R134a作為制冷劑，準雙級渦旋壓縮機和單級渦旋壓縮機的幾何排量為28 mL/r，額定轉速為3 500 r/min，額定電壓為DC 300 V。實驗過程中換熱器的風量采用設計風量。鑒于電動汽車空調的制熱工況目前尚沒有相關標準定義，以房間空調器熱泵工況進行實驗。參考 GB/T 21361—2008《汽車用空調器》和GB/T 7725—2004《房間空氣調節器》等標準，制定實驗系統測試工況如表1所示。

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

3.2 實驗結果

圖4所示為壓縮機排氣溫度隨環境溫度的變化。由圖4可知在實驗選取的工況下，壓縮機的排氣溫度，隨環境溫度的降低而升高，在5個工況參數點，單級渦旋壓縮機的排氣溫度大于準雙級渦旋壓縮機的排氣溫度。隨著環境溫度變低，兩種壓縮機的排氣溫度差值逐漸增大，特別是環境溫度為-7℃時，兩者排氣溫差達到最大，單級渦旋壓縮機的排氣溫度為99℃，準雙級渦旋壓縮機的排氣溫度為89℃，相對降低10℃。

圖4 壓縮機排氣溫度隨環境溫度的變化Fig.4 The discharge temperature of compressor changes with ambient temperature

準雙級壓縮渦旋壓縮機排氣溫度較低的原因，在于閃蒸器補入的中溫中壓制冷劑氣體，冷卻了壓縮機中間壓縮腔中的低壓級排氣，使壓縮機的高壓級排氣溫度低于單級渦旋壓縮機的排氣溫度。

圖5～圖7所示為壓縮機排氣質量流量、系統制熱量和制熱性能系數COPh隨環境溫度的變化。

圖5 壓縮機排氣質量流量隨環境溫度的變化Fig.5 The mass flow of compressor changes with ambient temperature

由圖5～圖7可知，在實驗選取的工況條件下，隨著環境溫度的升高，壓縮機的質量流量、系統制熱量和制熱性能系數COPh均逐漸升高。在5個工況參數點，準雙級渦旋壓縮機的質量流量、制熱量和制熱COPh均大于單級渦旋壓縮機。其中，壓縮機排氣質量流量提高了12.9% ～17.4%，系統制熱量提高了7.3% ～8.3%，制熱性能系數COPh提高了7.6%～8.2%。

4 結論

在5個測試工況下，通過準雙級壓縮渦旋壓縮機及單級渦旋壓縮機的熱泵性能測試，得到如下結論：

圖6 系統制熱量隨環境溫度的變化Fig.6 The heat production of system changes with ambient temperature

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

1）隨著環境溫度的逐漸降低，壓縮機的排氣溫度逐漸升高，在-7℃環境溫度時，準雙級渦旋壓縮機比單級渦旋壓縮機排氣溫度降低10℃。表明低溫熱泵工況條件下，準雙級渦旋壓縮機的具有更高的運行可靠性。

2）隨著環境溫度的逐漸升高，壓縮機排氣質量流量逐漸增大。相比單級渦旋壓縮機，準雙級渦旋壓縮的排氣質量流量約增大12.9%～17.4%。

3）隨著環境溫度的逐漸升高，熱泵系統的制熱量和制熱性能系數COPh逐漸增大。在-7℃環境溫度時，準雙級渦旋壓縮機相比單級渦旋壓縮機，系統的制熱量和制熱性能系數COPh分別提高了8.3%和8.2%。

本文受合肥工業大學博士學位專項資助基金（JZ2016HGBZ0748）項目資助。 （The project was supported by the Hefei University of Technology Doctoral Degree Special Fund（No.JZ2016HGBZ0748）.）

［1］張文亮，武斌，李武峰，等.我國純電動汽車的發展方向及能源供給模式的探討［J］. 電網技術，2009，33（4）：1-5.（ZHANG Wenliang，WU Bin，LI Wufeng，et al.Discussion on development trend of battery electric vehicles in china and its energy supply mode［J］.Power System Technology，2009，33（4）：1-5.）

［2］HOSOZ M，DIREK M.Performance evaluation of an integrated automotive air condition conditioning and heat pump system［J］.Energy Conversion and Management，2006，47（5）：545-559.

［3］謝卓，陳江平，陳芝久.電動車熱泵空調系統的設計分析［J］. 汽車工程，2006，28（8）：763-765. （XIE Zhuo，CHEN Jiangping，CHEN Zhijiu.On the design of heat pump air conditioning system for electric vehicles［J］.Automotive Engineering，2006，28（8）： 763-765.）

［4］李麗，魏名山，彭發展，等.電動汽車用熱泵空調系統設計與實驗［J］.制冷學報，2013，34（3）：60-63.（LI Li，WEI Mingshan，PENG Fazhan，et al.Design and experiment of a heat pump air-conditioning system for electric vehicles［J］.Journal of Refrigeration，2013，34（3）： 60-63.）

［5］沈九兵，胡斌，邱建偉，等.R134a/CO2復疊制冷系統的實驗研究［J］. 制冷學報，2013，34（4）： 59-63.（SHEN Jiubing，HU Bin，QIU Jianwei，et al.Experimental research on the R134a/CO2cascade refrigeration system［J］.Journal of Refrigeration，2013，34（4）：59-63.）

［6］王軍，王鐵軍，唐景春，等.R134a/CO2復疊式制冷系統模擬研究［J］.合肥工業大學學報（自然科學版），2015，38（7）：888-890.（WANG Jun，WANG Tiejun，TANG Jingchun，et al.Simulation study of R134a/CO2cascade refrigeration system［J］.Journal of Hefei University of Technology （Natural Science），2015，38（7）：888-890.）

［7］喬亦圓，楊東方，曹鋒，等.R134a/R23復疊制冷系統級間容量比的優化分析［J］.西安交通大學學報，2016，50（2）：104-110.（QIAO Yiyuan，YANG Dongfang，CAO Feng，et al.Optimization of compressors displacement ratio in R134a/R23 cascade refrigeration system［J］.Journal of Xi′an Jiaotong University，2016，50（2）：104-110.）

［8］寧靜紅，李慧宇，彭苗.R290/CO2復疊制冷系統的性能實驗［J］. 制冷學報，2007，28（6）： 57-60.（NING Jinghong，LI Huiyu，PENG Miao.Performance experiment of R290/CO2cascade refrigeration system［J］.Journal of Refrigeration，2007，28（6）：57-60.）

［9］王炳明，于志強，姜紹明，等.NH3/CO2復疊制冷系統實驗研究［J］. 制冷學報，2009，30（3）： 21-24.（WANG Bingming，YU Zhiqiang，JIANG Shaoming，et al.Experimental study on NH3/CO2cascade refrigeration system［J］.Journal of Refrigeration，2009，30（3）： 21-24.）

［10］劉春梅，王超.NH3/CO2復疊換熱器性能的實驗研究［J］. 制冷學報，2011，32（4）： 72-78. （LIU Chunmei，WANG Chao.Experimental study on the performance of NH3/CO2cascade heat exchanger［J］.Journal of Refrigeration，2011，32（4）： 72-78.）

［11］WANG Xudong，HWANG Y，RADERMACHER R.Twostage heat pump system with vapor-injected scroll compressor using R410A as a refrigerant［J］.International Journal of Refrigeration，2009，32（6）： 1442-1451.

［12］楊麗，王文，白云飛.經濟器對壓縮制冷循環影響分析［J］. 制冷學報，2010，31 （4）： 35-38.（YANG Li，WANG Wen，BAI Yunfei.Influence of economizer on compression refrigeration cycle［J］.Journal of Refrigeration，2010，31（4）：35-38.）

［13］許樹學，馬國遠，趙博，等.以R32為工質的準二級壓縮熱泵系統實驗研究［J］.制冷學報，2011，32（5）：12-14.（XU Shuxue，MA Guoyuan，ZHAO Bo，et al.Experimental research on quasi two-stage compression heat pump using R32［J］.Journal of Refrigeration，2011，32（5）：12-14.）

［14］胡文舉，王夢圓，江輝民，等.閃發蒸汽冷卻技術及R134a用于高溫空調器的研究［J］.流體機械，2015，43（10）： 73-78. （HU Wenju，WANG Mengyuan，JIANG Huimin，et al.Study on the high temperature air-conditioner based on flash evaporative cooling technology and using R134a as refrigerant［J］.Fluid Machinery，2015，43（10）：73-78.）

［15］費繼友，王英邗，張文強，等.基于中間補氣壓縮機的地暖系統制熱性能實驗研究［J］. 制冷學報，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.電動汽車空調熱泵型渦旋壓縮機結構分析［J］. 制冷學報，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.）