電動汽車熱泵兩對腔渦旋壓縮機補氣特性研究

曹 健，蘇 林，張辛辛，孫寒晴，李 康，方奕棟

（上海理工大學 能源與動力工程學院，上海 200093）

0 引言

冬季工況下，傳統電動汽車主要依靠PTC（Positive Temperature Coefficient）加熱器來為乘員艙供熱，但此種加熱方式嚴重縮短了電動汽車的續航里程[1]。傳統熱泵空調在電動汽車上的應用緩解了電動汽車采用PTC加熱器加熱導致續航里程嚴重縮短的現象。然而，在冬季極低溫環境下使用制熱模式，空氣源熱泵的制熱性能隨環境溫度的下降而迅速降低，并且伴隨著壓縮機排氣溫度過高，造成壓縮機工作的不穩定，進而影響系統運行的可靠性與安全性[2]，因此對熱泵空調系統的節能優化技術的研究必不可少。調查結果表明噴氣增焓（EVI）技術可以解決傳統汽車熱泵在低溫環境下面臨的諸多問題，許多學者已經對用補氣式渦旋壓縮機熱泵進行了研究[3-4]。

現階段對于EVI技術的研究主要集中在補氣熱泵系統、補氣狀態、制冷劑種類、補氣孔開設位置及形狀等方面。應用EVI技術的熱泵系統主要分為過冷器類型系統及閃蒸器類型系統[5-7]。CHO等[7-9]研究發現閃蒸器類型的系統成本相對較低、效率高，而過器類型的系統可以很好的控制補氣參數。KIM等[10]通過對液體噴射、兩相噴射以及蒸氣噴射3種噴射方式的研究發現兩相噴射方式會更有效地提高COP和降低排氣溫度。補氣中的制冷劑液體含量越高，排氣溫度越低，制熱能力越小[11]。冉小鵬等[12-13]通過試驗及數值仿真的研究表明隨著補氣量的增加壓縮機的排氣溫度降低，制熱量增加，制熱COP先上升后降低。XU等[14]研究了使用制冷劑R410A在有補氣相對無補氣條件下的制熱量增量要比R32高，且排氣溫度低；但是在相同補氣量的條件下使用制冷劑R32的制熱COP和制熱量均高于R410A。CHO等[15]發現對于對稱式渦旋壓縮機其最佳補氣孔開設的位置小于360°，在其他條件不變的情況下通過增加補氣孔的個數或者增大補氣孔的直徑能夠有效的解決在低溫環境下熱泵系統性能下降的問題。孫寒晴等[16]在保證渦旋壓縮機吸氣幾何容積不變的情況下，將2對腔（N=2）渦旋壓縮機的型線優化成3對腔（N=3）的型線，發現優化后的型線不僅可以提高制熱COP和制熱量而且還可以降低排氣溫度。

從上述研究中發現，研究對象大多為3對腔（N=3）補氣式渦旋壓縮機，而對于型線較短的2對腔（N=2）補氣式渦旋壓縮機的研究較少。圖1（a）（b）分別展示了補氣孔開設位置在2對腔（N=2）與3對腔（N=3）渦旋壓縮機中的區別。對于3對腔（N=3）及2對腔（N=2）補氣式渦旋壓縮機的補氣孔的開啟及閉合均由動盤壁厚遮擋來實現，3對腔（N=3）渦旋壓縮機的補入的制冷劑受動盤壁厚的控制只補進壓縮腔，而兩對腔（N=2）渦旋壓縮機的補入的制冷劑受動盤壁厚的控制會一部分補進吸氣腔，一部分補進壓縮腔。如圖1（c）（d）所示，3對腔（N=3）渦旋壓縮機補氣過程只處于壓縮過程中，而2對腔（N=2）渦旋壓縮機的補氣過程會分別出現在吸氣過程及壓縮過程中。本文采用第二制冷劑量熱器法搭建了測量補氣式渦旋壓縮機單體性能試驗臺，對某款2對腔（N=2）渦旋式壓縮機的性能在不同試驗工況下隨補氣壓力的變化進行了試驗研究。

圖1 3對腔（N=3）及2對腔（N=2）補氣過程Fig.1 The process of vapor injection for three-pair chamber（N=3） and two-pair-chamber（N=2）

1 試驗裝置和方法

1.1 試驗裝置

圖2示出第二制冷劑量熱器法測量補氣式渦旋壓縮機性能的試驗系統。

圖2 試驗系統Fig.2 Experimental system

在整個試驗系統中被測對象為一款排量為38 cm3的電動汽車補氣式電動渦旋壓縮機，如圖3所示。圖4示出該款壓縮機補氣孔相對位置，補氣孔位置分別在123°和303°。該壓縮機供電電壓240 V，轉速可調節范圍為2 000～6 000 r/min，使用24 V低壓直流控制器調節轉速。

圖3 試驗所用2對腔（N=2）補氣式渦旋壓縮機Fig.3 Experimental two-pair-chamber（N=2）scroll compressor with vapor injection

圖4 補氣孔位置Fig.4 Injection-port location

試驗系統中的冷凝器為套管式換熱器，系統回路中使用制冷劑R134a，制冷劑的冷凝以及過冷由恒溫水箱中的循環水提供冷量。補氣回路及主回路中的制冷劑流量分別由2臺質量流量計進行測量。相關組件信息見表1。布置在系統各個測點的鉑電阻及壓力傳感器用來測量回路中制冷劑的溫度和壓力，相關測量元件的精度見表2。

表1 主要部件參數Tab.1 Parameters of main components

表2 試驗臺主要測量元件測量精度Tab.2 Measured precision of main measuring elements of test bench

制冷劑吸氣過熱度為10 ℃，補氣過熱度為3 ℃，冷凝器過冷度為5 ℃。渦旋壓縮機的吸氣工況、冷凝壓力以及中間補氣狀態能夠通過PID控制自動進行調整，使被測對象保持在目標工況下進行試驗，試驗結果通過控制電腦上的采集軟件采集并記錄數據并形成試驗報告。

1.2 試驗方法

本試驗采用第二制冷劑量熱器法來測量補氣式渦旋壓縮機的性能，將吸氣側及補氣側的制冷劑質量流量與用第二制冷劑量熱器法計算的制冷劑流量進行比對，測得兩者之間的差異均小于2.9%，保證了試驗結果是可靠性。試驗根據壓縮機熱泵試驗工況標準[17]，采用吸/排氣壓力為0.16/0.9 MPa（低溫熱泵名義制熱）、0.28/1.1 MPa（熱泵名義制熱）進行試驗。結合本試驗所用渦旋壓縮機短型線的結構以及補氣孔的數量并參考式（1）對最大補氣壓力進行了選取，最低補氣壓力均大于吸氣壓力，在吸氣壓力以及吸排氣壓力幾何平均值之間取4組間隔相對均勻的值作為補氣壓力。為了保證試驗所用補氣式渦旋壓縮機能夠很好地達到設定的吸排氣壓力值，故選擇壓縮機轉速為5 000，6 000 r/min。測量補氣式渦旋壓縮機性能的具體試驗工況見表3。

表3 試驗工況Tab.3 Test conditions

式中 Pinj——補氣壓力，MPa；

Psuc——吸氣壓力，MPa；

Pdis——排氣壓力，MPa。

由于系統穩定需要一定的時間，數據須等到目標工況下各個參數值穩定30 min后再每隔1 min記錄一組數據并記錄30 min。試驗結果中，壓縮機容積效率ηv以及壓縮機效率ηc是表征壓縮機性能的主要參數，而制熱COP和制熱量Qh為描述對應系統的主要參數，其計算公式如下：

式中 ηv——壓縮機容積效率；

mdis——排氣質量流量，kg/s；

ρ ——吸氣制冷劑密度，kg/m3；

Vsuc——壓縮機吸入制冷劑體積流量，m3/s；

minj——補氣質量流量，kg/s；

ηc——壓縮機效率；

msuc——吸氣質量流量，kg/s；

h ——制冷劑不同狀態點的焓值，kJ/kg；

E ——壓縮機輸入功率，W；

U ——壓縮機輸入電壓，V；

I ——壓縮機輸入電流，A；

COP ——制熱性能系數；

Qh——制熱量，kW。

式中各個狀態點的焓值如圖5所示。經計算得出容積效率ηv、壓縮機效率ηc、制熱量及制熱COP的不確定度分別為5.76%，5.28%，4.12%，4.64%，試驗結果能夠反映該2對腔（N=2）補氣式渦旋壓縮機的實際性能。

圖5 制熱循環P-h曲線Fig.5 P-h curve of heating cycle

2 試驗結果及分析

2.1 補氣壓力對排氣溫度的影響

圖6示出了該38 cm3補氣式渦旋壓縮機在兩種熱泵工況下的排氣溫度隨補氣壓力的變化趨勢。在無補氣條件下，工況1和3的排氣溫度分別為96.3，94.9 ℃，并隨補氣壓力的增大而呈下降趨勢。當補氣壓力增大至0.55 MPa時，排氣溫度分別降低到84.4，85.1 ℃。對于工況2和4，壓縮機排氣溫度隨著補氣壓力的增大先降低后升高，并分別上升到96.4，98.0 ℃，但均低于無補氣條件時對應的排氣溫度，即104.7，100.9 ℃。在低溫熱泵名義制熱工況下，無補氣情況下的壓縮機吸氣比容較大、壓比升高造成排氣溫度上升，而帶有補氣的渦旋壓縮機通過補入的中間壓力制冷劑與部分壓縮后的制冷劑混合，實現了單臺壓縮機兩級壓縮的過程，進而降低排氣溫度。

圖6 排氣溫度隨補氣壓力的變化Fig.6 The variation of discharge temperature with injection pressure

2.2 補氣壓力對制熱量及制熱COP的影響

圖7示出了該補氣式渦旋壓縮機熱泵工況下的制熱量及制熱COP隨補氣壓力變化的趨勢。在圖7（a）中，試驗所測工況下制熱量隨著補氣壓力的增加呈現緩慢增加的趨勢。相對于無補氣的熱泵工況而言，補氣可以明顯增加熱泵系統的制熱效果。試驗所測4個工況下，隨著壓縮機轉速升高，制熱量越高，這是因為增大轉速提高了制冷劑的流量從而增大制熱量。隨著補氣壓力的增大，補氣孔口的壓力與壓縮腔內的壓差也相應增大，而補入壓縮腔的制冷劑幾乎是靠壓差進行的[15]，因此補入壓縮機內制冷劑流量也顯著增加，制熱量也會得到一定的提高。

圖7 制熱量及制熱COP隨補氣壓力變化Fig.7 The variation of heating capacity and heating COP with injection pressure

在圖7（b）中制熱COP隨著補氣壓力的增大先增大后減小。在試驗工況下，峰值處的COP較無補氣分別增大了11.45%，7.28%，2.09%，3.56%。可以發現在低溫熱泵名義制熱工況下使用補氣較熱泵名義制熱工況更能提高系統的制熱COP。隨著補氣壓力的增加，補入壓縮機內的制冷劑流量增大進而導致壓縮機功耗增加，即在較高補氣壓力的情況下，壓縮機功耗的增量較制熱量的增量較大，因此在整體上使得制熱COP隨補氣壓力的增大而逐漸減小。從圖7（b）中可以看出，工況3下的制熱COP大于工況4下的制熱COP，這是因為前者壓縮機轉速為5 000 r/min，后者為6 000 r/min，后者壓縮機功耗的增量較制熱量的增量較高。然而工況1下的制熱COP小于工況2下的COP，雖然前者壓縮機轉速比后者要低，壓縮機功耗較小，但是在低溫熱泵名義制熱工況下稍增大壓縮機轉速使得制熱量的增量比壓縮機的功耗的增量更大，即在低溫熱泵名義制熱工況下稍微提高壓縮機轉速可以提高制熱COP。

2.3 補氣壓力對容積效率及壓縮機效率的影響

在圖8（a）中，低溫熱泵名義制熱工況下渦旋壓縮機的容積效率在有補氣較無補氣而言均可得到一定的提升，且低溫熱泵名義制熱工況下的容積效率隨補氣壓力的增加呈上升趨勢。然而在低溫熱泵名義制熱工況下，將壓縮機轉速從5 000 r/min提高到6 000 r/min時對應的容積效率并無明顯變化；在熱泵名義制熱工況下渦旋壓縮機的容積效率在有補氣較無補氣而言并沒有顯著變化，分別維持在0.55及0.50附近（工況3，4）。然而將壓縮機轉速從5 000 r/min提高到6 000 r/min時對應的容積效率下降。因此，在低溫熱泵名義制熱工況下增大補氣壓力或在熱泵名義制熱工況下相對減小壓縮機轉速對容積效率都有一定的改善。圖9示出了4個工況下相對于無補氣狀態而言容積效率隨補氣壓力變化所增加的百分比。從圖9中可以看出，在熱泵名義制熱工況下渦旋壓縮機容積效率的增長率隨補氣壓力的升高變化平緩，然而對于低溫熱泵名義制熱工況而言其容積效率隨補氣壓力的升高有顯著提升。從工況1至工況4最大容積效率增長率分別為22.8%，20.3%，0.36%，3.8%，且工況1下的容積效率增長率隨補氣壓力的升高而提升的最明顯。

圖8 容積效率及壓縮機效率隨補氣壓力的變化Fig.8 The variation of volumetric efficiency and compressor efficiency with injection pressure

圖9 容積效率增長率隨補氣壓力的變化Fig.9 The variation of increase rate of volumetric efficiency with injection pressure

在圖8（b）中，4個工況下的壓縮機效率隨補氣壓力的升高先增大之后便呈下降趨勢。因此在本試驗工況下壓縮機效率隨補氣壓力的增大會有一個最優值。基于本試驗工況，從圖8（b）中可以看出，在相同補氣壓力下壓縮機效率的大小主要取決于壓縮機轉速，轉速越大壓縮機效率就越高。低溫熱泵名義制熱工況下，轉速對壓縮機效率的影響大于熱泵名義制熱工況下轉速對壓縮機效率的影響。因此對于低溫熱泵名義制熱工況增大壓縮機轉速對于提高壓縮機效率更明顯。上述4個工況隨著補氣壓力的增大，壓縮機耗功增加的同時制熱量也增加，但是壓縮功的增量大于制熱量的增量，因此壓縮機效率在達到峰值后呈下降趨勢。

3 結論

（1）有補氣相對于無補氣均可使渦旋壓縮機的排氣溫度降低。試驗所測工況下壓縮機轉速為5 000 r/min時，排氣溫度均隨補氣壓力的升高而下降；當壓縮機轉速升至6 000 r/min時，排氣溫度隨著補氣壓力的增大先降低后略有升高（均低于無補氣工況下的排氣溫度）。

（2）試驗所測工況下的制熱量均隨著補氣壓力的增大而升高。相同轉速下低溫熱泵名義制熱工況的制熱量要比熱泵名義制熱工況的制熱量要低，但是低溫熱泵名義制熱工況隨補氣壓力的上升其制熱量的增量更大。所測工況下的制熱COP均隨補氣壓力的增大先增大后減小。所測工況下的制熱COP的峰值較無補氣狀況下分別提高11.45%，7.28%，2.09%，3.56%。

（3）該渦旋壓縮機在低溫熱泵名義制熱工況下其容積效率和容積效率增長率隨補氣壓力的升高而增大，對于熱泵名義制熱工況而言則變化不明顯。熱泵名義制熱工況下的容積效率較低溫熱泵名義制熱工況而言對壓縮機轉速的改變有較大變化。在低溫熱泵名義制熱工況下增大補氣壓力或在熱泵名義制熱工況下相對減小壓縮機轉速對容積效率都有一定的改善。所測工況下的壓縮機效率隨補氣壓力的增大先增加后減小。相對于熱泵名義制熱工況而言在低溫熱泵名義制熱工況下稍增大壓縮機轉速使得壓縮機效率提高的更明顯。