電動空調渦旋壓縮機型線優化

孫寒晴， 蘇 林， 張辛辛， 李 康， 方奕棟

(上海理工大學 能源與動力工程學院， 上海 200093)

隨著新能源汽車產業的不斷推進，帶動汽車空調熱泵系統的蓬勃發展，而壓縮機作為空調熱泵系統的“心臟”，為整個空調熱泵系統提供循環動力，扮演著至關重要的角色。作為第4代制冷壓縮機的渦旋壓縮機具有體積小、質量輕、效率高、摩擦零件少、運行平穩、運行壽命長及安全性高的特點[1-4]，近幾年成為眾多研究者關注的熱點。

渦旋壓縮機在新能源汽車空調熱泵上應用時，實際運行工況與乘員艙內、外環境的變化密切相關。渦旋壓縮機的內容積比僅由自身結構決定，在熱泵工況下運行時存在外壓比與內壓比不相等的問題，出現了渦旋壓縮機的欠壓縮現象嚴重及排氣溫度過高等問題，影響了渦旋壓縮機的工作效率。黃蕾等[5]基于有限元方法研究出改善渦旋壓縮機欠壓縮現象的變基圓半徑的渦旋型線；與傳統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尺寸更加緊湊，同時還能夠降低壓縮機的重復壓縮功耗，改善渦旋壓縮機欠壓縮。杜濤等[6]利用變基圓半徑型線的微分幾何理論設計出變齒寬渦旋壓縮機，并分析在溫度負荷下定齒寬與變齒寬的結構應力分布，采用變齒寬的渦旋壓縮機使之能夠在溫度載荷下承受更大的結構應力；而且變齒寬渦旋壓縮機的機械強度、動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，從而提高渦旋壓縮機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，改善渦旋壓縮機的欠壓縮問題。Liu等[7]基于相同幾何排量、相同內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算公式，與傳統定基圓半徑渦旋壓縮機相比能夠降低渦旋齒高度的4%，減小壓縮機質量使得壓縮機尺寸更加緊湊。為滿足市場對新能源汽車空調熱泵系統小型化、輕量化的要求，在設計渦旋壓縮機時渦旋齒圈數一般較少。

為改善電動空調渦旋壓縮機的欠壓縮并降低壓縮機排氣溫度，在符合渦旋壓縮機使用負荷的前提下，課題組通過改變渦旋壓縮機型線參數，設計一款具有相同幾何排量、相同渦旋齒高度的渦旋壓縮機。課題組通過軟件繪制渦旋型線并進行雙圓弧型線修正，分析改進前后的渦旋壓縮機的幾何結構和運動特性，采用理論計算的方式比較2者在熱泵工況下的欠壓縮嚴重程度及壓縮機排氣溫度。

1 渦旋壓縮機型線

渦旋壓縮機的型線設計與壓縮機的效率、空間利用率、密封性以及加工成本等密切相關，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成的渦旋壓縮機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具有結構更加緊湊、工作性能更加優良的特點，目前圓漸開線仍是新能源汽車空調熱泵用渦旋壓縮機的型線首選。文中以圓漸開線作為渦旋壓縮機型線，型線基本參數如圖1所示。基圓半徑r，漸開線起始角α，漸開角φ，因此，渦旋壓縮機型線坐標方程可表示為：

(1)

漸開角越大，渦旋型線越長，形成的渦旋圈數m也越大。加工渦旋盤時，由于加工刀具會對渦旋型線產生干涉，使得渦旋壓縮機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型線起始段的強度也減小了渦旋壓縮機的容積與壓比[9-10]。在實際應用中，為了減輕加工刀具對漸開線的干涉程度，一般圓漸開線的起始段用雙圓弧型線替代，達到增加壁厚，增大開始排氣角的目的。

由于渦旋壓縮機在運轉過程中渦旋盤要承受氣體力和力矩，因此在設計時渦旋盤要滿足強度、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為動渦旋盤軌跡圓半徑，mm；H為渦旋盤高度，mm；P為渦旋盤節距，mm。

在保證相同幾何排量又滿足強度和剛度等約束條件下，針對已應用于新能源汽車的渦旋壓縮機型線進行優化。優化前后渦旋壓縮機型線對比如圖2所示。

渦旋壓縮機型線基本參數如表1所示。

2 渦旋壓縮機結構特性

動渦旋盤以基圓圓心為中心沿著軌跡圓做回轉平動，壓縮腔容積隨著動渦旋盤的轉動不斷縮小，壓縮腔內壓力不斷升高。將一對具有相同渦旋參數的渦旋盤中的一個旋轉180°，沿著靜渦旋盤外部型線最終點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個渦旋體互相相切接觸，構成若干對月牙形空間，即渦旋壓縮機的壓縮腔容積，如圖3～4所示。

表1 渦旋壓縮機型線參數對比

動渦旋盤轉動的角度為回轉角θ，定義動渦旋盤相對靜渦旋盤旋轉180°并移動軌跡圓半徑R的距離安裝時的角度，為回轉角θ=0。吸氣容積是指動渦旋盤轉動到最外側壓縮腔剛剛閉合時的容積，即回轉角θ=0時2個渦旋體相切，此時最外側壓縮腔容積即吸氣容積。

壓縮腔容積相當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渦旋盤內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為從外而內壓縮腔編號，i不等于1；t為渦旋壁厚，mm；θ為動渦旋盤的回轉角，rad。

那么，渦旋壓縮機吸氣容積可表示為

Vs=πP(P-2t)(2i-1)H。

(3)

吸氣容積與壓縮結束容積的比值定義為內容積比ε，內容積比表征渦旋壓縮機壓縮能力。

(4)

式中：Vs為吸氣容積,m3；Vθ*為排氣容積，m3。

動渦旋盤圍繞軌跡圓回轉平動的回轉角為θ*時，壓縮機剛好進入排氣階段，此時回轉角θ*即為開始排氣角，Vθ*即為排氣容積。本文中改進前后的渦旋壓縮機具有相同的吸氣容積，從圖中3～4中可以看出渦旋圈數為3.25的渦旋壓縮機的壓縮行程較長，排氣容積較小，因此具有更高的容積比。

渦旋壓縮機靜盤直徑是指動渦旋盤外側型線最終點與靜渦旋盤的基圓圓心的連線，其在數值上等于動渦旋盤直徑加上軌跡圓直徑，可粗略反映渦旋壓縮機最小占地尺寸。

優化前后渦旋壓縮機結構參數如表2所示。

表2 渦旋壓縮機結構參數對比

3 渦旋壓縮機性能對比

3.1 理論循環

熱泵系統循環過程如圖5所示，壓縮機吸氣狀態點1經過壓縮后壓力升高至點2，由于渦旋壓縮機存在欠壓縮現象，因此2點壓力低于冷凝壓力。壓縮機出口為高溫高壓制冷劑蒸氣，此時狀態為2 k點，經冷凝器冷凝放熱后達到過冷狀態點4，進入膨脹閥節流降壓變為狀態點5，再經過蒸發器蒸發吸熱后重新回到壓縮機，完成循環。

制冷劑單位質量制熱量為

q=h2k-h4;

(5)

制冷劑單位質量制冷量為

q0=h1-h5;

(6)

制冷劑單位質量功耗為

w=h2k-h1;

(7)

制冷劑單位質量欠壓縮功耗為

w0=h2k-h2。

(8)

3.2 計算結果

基于某款應用于新能源汽車的渦旋圈數為2.25的壓縮機與優化后渦旋圈數為3.25的壓縮機系統進行性能理論計算，其中所選制冷劑為R134a,壓縮機轉速5 000 r/min；根據GB/T 22068—2018《汽車空調用電動壓縮機總成》，制定渦旋壓縮機運行工況[12]3，如表3所示。

表3 渦旋壓縮機運行工況參數

圖6和圖7顯示，在熱泵名義制熱和低溫熱泵制熱工況下冷凝溫度保持不變，優化前后渦旋壓縮機的制熱量都隨蒸發溫度的降低而降低。由壓焓圖可知蒸發溫度降低導致吸氣狀態點的比容增加，在相同吸氣容積的條件下壓縮機吸氣量下降，因此制熱量隨蒸發溫度降低而減少；蒸發溫度的降低也加重了壓縮機的內部泄露量，也是導致制熱量降低的原因之一。由于3.25圈渦旋壓縮機的密封性較好和壓縮行程較長，制熱量理論上應略大于2.25圈渦旋壓縮機，但是由于3.25圈壓縮機壓比較大，導致壓縮結束狀態點的壓力較高，焓值小于2.25圈渦旋壓縮機壓縮結束點焓值，所以3.25圈壓縮機的制熱量略低于2.25圈壓縮機的制熱量。

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

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

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

同時從排氣溫度變化曲線可以看出，由于蒸發溫度的降低壓縮機吸氣量減少，電機損耗以及摩擦對氣體的影響使得排氣溫度隨蒸發溫度的降低而升高，且3.25圈壓縮機的排氣溫度遠遠低于2.25圈渦旋壓縮機，排氣溫度降低了10%～25%。

汽車空調用渦旋壓縮機一般按照設計工況進行設計，渦旋壓縮機的內容積比只取決于壓縮機自身結構，在壓縮機運行工況偏離設計工況時，渦旋壓縮機會出現欠壓縮或過壓縮現象。欠壓縮現象發生于壓縮機排氣壓力低于冷凝壓力，壓縮機排氣的瞬間發生等容壓縮，導致壓縮機等熵效率下降，引起附加的功率損失。從圖8和圖9計算結果看出，2款壓縮機的欠壓縮現象隨著蒸發溫度的降低越來越嚴重，但是渦旋圈數為3.25的壓縮機與渦旋圈數為2.25的壓縮機相比，3.25圈壓縮機能夠減小渦旋壓縮機欠壓縮功耗。

優化前后渦旋壓縮機在名義制冷工況下的性能參數對比如圖12和圖13所示。由于2款渦旋壓縮機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圈壓縮機的功耗與欠壓縮功耗都是恒低于2.25圈壓縮機，這是因為3.25圈壓縮機的密封性較高、壓縮行程較長，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圈壓縮機的性能系數較高，其性能系數比2.25圈壓縮機提高了12%～18%，同時排氣溫度降低了6%～10%。

4 結論

1) 課題組通過優化渦旋壓縮機型線改善了熱泵工況下渦旋壓縮機的欠壓縮現象及降低壓縮機排氣溫度，提高了渦旋壓縮機在熱泵工況下運行的可靠性和穩定性。

2) 研究結果表明在相同幾何排量條件下，渦旋壓縮機圈數為3.25的渦旋壓縮機相比2.25圈渦旋壓縮機能夠有效減小壓縮機功耗，其排氣溫度降低了10%～25%，系統制熱性能系數提高了15%。

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