电动汽车热泵两对腔涡旋压缩机补气特性研究

曹 健，苏 林，张辛辛，孙寒晴，李 康，方奕栋

（上海理工大学 能源与动力工程学院，上海 200093）

0 引言

冬季工况下，传统电动汽车主要依靠PTC（Positive Temperature Coefficient）加热器来为乘员舱供热，但此种加热方式严重缩短了电动汽车的续航里程[1]。传统热泵空调在电动汽车上的应用缓解了电动汽车采用PTC加热器加热导致续航里程严重缩短的现象。然而，在冬季极低温环境下使用制热模式，空气源热泵的制热性能随环境温度的下降而迅速降低，并且伴随着压缩机排气温度过高，造成压缩机工作的不稳定，进而影响系统运行的可靠性与安全性[2]，因此对热泵空调系统的节能优化技术的研究必不可少。调查结果表明喷气增焓（EVI）技术可以解决传统汽车热泵在低温环境下面临的诸多问题，许多学者已经对用补气式涡旋压缩机热泵进行了研究[3-4]。

现阶段对于EVI技术的研究主要集中在补气热泵系统、补气状态、制冷剂种类、补气孔开设位置及形状等方面。应用EVI技术的热泵系统主要分为过冷器类型系统及闪蒸器类型系统[5-7]。CHO等[7-9]研究发现闪蒸器类型的系统成本相对较低、效率高，而过器类型的系统可以很好的控制补气参数。KIM等[10]通过对液体喷射、两相喷射以及蒸气喷射3种喷射方式的研究发现两相喷射方式会更有效地提高COP和降低排气温度。补气中的制冷剂液体含量越高，排气温度越低，制热能力越小[11]。冉小鹏等[12-13]通过试验及数值仿真的研究表明随着补气量的增加压缩机的排气温度降低，制热量增加，制热COP先上升后降低。XU等[14]研究了使用制冷剂R410A在有补气相对无补气条件下的制热量增量要比R32高，且排气温度低；但是在相同补气量的条件下使用制冷剂R32的制热COP和制热量均高于R410A。CHO等[15]发现对于对称式涡旋压缩机其最佳补气孔开设的位置小于360°，在其他条件不变的情况下通过增加补气孔的个数或者增大补气孔的直径能够有效的解决在低温环境下热泵系统性能下降的问题。孙寒晴等[16]在保证涡旋压缩机吸气几何容积不变的情况下，将2对腔（N=2）涡旋压缩机的型线优化成3对腔（N=3）的型线，发现优化后的型线不仅可以提高制热COP和制热量而且还可以降低排气温度。

从上述研究中发现，研究对象大多为3对腔（N=3）补气式涡旋压缩机，而对于型线较短的2对腔（N=2）补气式涡旋压缩机的研究较少。图1（a）（b）分别展示了补气孔开设位置在2对腔（N=2）与3对腔（N=3）涡旋压缩机中的区别。对于3对腔（N=3）及2对腔（N=2）补气式涡旋压缩机的补气孔的开启及闭合均由动盘壁厚遮挡来实现，3对腔（N=3）涡旋压缩机的补入的制冷剂受动盘壁厚的控制只补进压缩腔，而两对腔（N=2）涡旋压缩机的补入的制冷剂受动盘壁厚的控制会一部分补进吸气腔，一部分补进压缩腔。如图1（c）（d）所示，3对腔（N=3）涡旋压缩机补气过程只处于压缩过程中，而2对腔（N=2）涡旋压缩机的补气过程会分别出现在吸气过程及压缩过程中。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，对某款2对腔（N=2）涡旋式压缩机的性能在不同试验工况下随补气压力的变化进行了试验研究。

图1 3对腔（N=3）及2对腔（N=2）补气过程Fig.1 The process of vapor injection for three-pair chamber（N=3） and two-pair-chamber（N=2）

1 试验装置和方法

1.1 试验装置

图2示出第二制冷剂量热器法测量补气式涡旋压缩机性能的试验系统。

图2 试验系统Fig.2 Experimental system

在整个试验系统中被测对象为一款排量为38 cm3的电动汽车补气式电动涡旋压缩机，如图3所示。图4示出该款压缩机补气孔相对位置，补气孔位置分别在123°和303°。该压缩机供电电压240 V，转速可调节范围为2 000～6 000 r/min，使用24 V低压直流控制器调节转速。

图3 试验所用2对腔（N=2）补气式涡旋压缩机Fig.3 Experimental two-pair-chamber（N=2）scroll compressor with vapor injection

图4 补气孔位置Fig.4 Injection-port location

试验系统中的冷凝器为套管式换热器，系统回路中使用制冷剂R134a，制冷剂的冷凝以及过冷由恒温水箱中的循环水提供冷量。补气回路及主回路中的制冷剂流量分别由2台质量流量计进行测量。相关组件信息见表1。布置在系统各个测点的铂电阻及压力传感器用来测量回路中制冷剂的温度和压力，相关测量元件的精度见表2。

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

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

制冷剂吸气过热度为10 ℃，补气过热度为3 ℃，冷凝器过冷度为5 ℃。涡旋压缩机的吸气工况、冷凝压力以及中间补气状态能够通过PID控制自动进行调整，使被测对象保持在目标工况下进行试验，试验结果通过控制电脑上的采集软件采集并记录数据并形成试验报告。

1.2 试验方法

本试验采用第二制冷剂量热器法来测量补气式涡旋压缩机的性能，将吸气侧及补气侧的制冷剂质量流量与用第二制冷剂量热器法计算的制冷剂流量进行比对，测得两者之间的差异均小于2.9%，保证了试验结果是可靠性。试验根据压缩机热泵试验工况标准[17]，采用吸/排气压力为0.16/0.9 MPa（低温热泵名义制热）、0.28/1.1 MPa（热泵名义制热）进行试验。结合本试验所用涡旋压缩机短型线的结构以及补气孔的数量并参考式（1）对最大补气压力进行了选取，最低补气压力均大于吸气压力，在吸气压力以及吸排气压力几何平均值之间取4组间隔相对均匀的值作为补气压力。为了保证试验所用补气式涡旋压缩机能够很好地达到设定的吸排气压力值，故选择压缩机转速为5 000，6 000 r/min。测量补气式涡旋压缩机性能的具体试验工况见表3。

表3 试验工况Tab.3 Test conditions

式中 Pinj——补气压力，MPa；

Psuc——吸气压力，MPa；

Pdis——排气压力，MPa。

由于系统稳定需要一定的时间，数据须等到目标工况下各个参数值稳定30 min后再每隔1 min记录一组数据并记录30 min。试验结果中，压缩机容积效率ηv以及压缩机效率ηc是表征压缩机性能的主要参数，而制热COP和制热量Qh为描述对应系统的主要参数，其计算公式如下：

式中 ηv——压缩机容积效率；

mdis——排气质量流量，kg/s；

ρ ——吸气制冷剂密度，kg/m3；

Vsuc——压缩机吸入制冷剂体积流量，m3/s；

minj——补气质量流量，kg/s；

ηc——压缩机效率；

msuc——吸气质量流量，kg/s；

h ——制冷剂不同状态点的焓值，kJ/kg；

E ——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；

COP ——制热性能系数；

Qh——制热量，kW。

式中各个状态点的焓值如图5所示。经计算得出容积效率ηv、压缩机效率ηc、制热量及制热COP的不确定度分别为5.76%，5.28%，4.12%，4.64%，试验结果能够反映该2对腔（N=2）补气式涡旋压缩机的实际性能。

图5 制热循环P-h曲线Fig.5 P-h curve of heating cycle

2 试验结果及分析

2.1 补气压力对排气温度的影响

图6示出了该38 cm3补气式涡旋压缩机在两种热泵工况下的排气温度随补气压力的变化趋势。在无补气条件下，工况1和3的排气温度分别为96.3，94.9 ℃，并随补气压力的增大而呈下降趋势。当补气压力增大至0.55 MPa时，排气温度分别降低到84.4，85.1 ℃。对于工况2和4，压缩机排气温度随着补气压力的增大先降低后升高，并分别上升到96.4，98.0 ℃，但均低于无补气条件时对应的排气温度，即104.7，100.9 ℃。在低温热泵名义制热工况下，无补气情况下的压缩机吸气比容较大、压比升高造成排气温度上升，而带有补气的涡旋压缩机通过补入的中间压力制冷剂与部分压缩后的制冷剂混合，实现了单台压缩机两级压缩的过程，进而降低排气温度。

图6 排气温度随补气压力的变化Fig.6 The variation of discharge temperature with injection pressure

2.2 补气压力对制热量及制热COP的影响

图7示出了该补气式涡旋压缩机热泵工况下的制热量及制热COP随补气压力变化的趋势。在图7（a）中，试验所测工况下制热量随着补气压力的增加呈现缓慢增加的趋势。相对于无补气的热泵工况而言，补气可以明显增加热泵系统的制热效果。试验所测4个工况下，随着压缩机转速升高，制热量越高，这是因为增大转速提高了制冷剂的流量从而增大制热量。随着补气压力的增大，补气孔口的压力与压缩腔内的压差也相应增大，而补入压缩腔的制冷剂几乎是靠压差进行的[15]，因此补入压缩机内制冷剂流量也显著增加，制热量也会得到一定的提高。

图7 制热量及制热COP随补气压力变化Fig.7 The variation of heating capacity and heating COP with injection pressure

在图7（b）中制热COP随着补气压力的增大先增大后减小。在试验工况下，峰值处的COP较无补气分别增大了11.45%，7.28%，2.09%，3.56%。可以发现在低温热泵名义制热工况下使用补气较热泵名义制热工况更能提高系统的制热COP。随着补气压力的增加，补入压缩机内的制冷剂流量增大进而导致压缩机功耗增加，即在较高补气压力的情况下，压缩机功耗的增量较制热量的增量较大，因此在整体上使得制热COP随补气压力的增大而逐渐减小。从图7（b）中可以看出，工况3下的制热COP大于工况4下的制热COP，这是因为前者压缩机转速为5 000 r/min，后者为6 000 r/min，后者压缩机功耗的增量较制热量的增量较高。然而工况1下的制热COP小于工况2下的COP，虽然前者压缩机转速比后者要低，压缩机功耗较小，但是在低温热泵名义制热工况下稍增大压缩机转速使得制热量的增量比压缩机的功耗的增量更大，即在低温热泵名义制热工况下稍微提高压缩机转速可以提高制热COP。

2.3 补气压力对容积效率及压缩机效率的影响

在图8（a）中，低温热泵名义制热工况下涡旋压缩机的容积效率在有补气较无补气而言均可得到一定的提升，且低温热泵名义制热工况下的容积效率随补气压力的增加呈上升趋势。然而在低温热泵名义制热工况下，将压缩机转速从5 000 r/min提高到6 000 r/min时对应的容积效率并无明显变化；在热泵名义制热工况下涡旋压缩机的容积效率在有补气较无补气而言并没有显著变化，分别维持在0.55及0.50附近（工况3，4）。然而将压缩机转速从5 000 r/min提高到6 000 r/min时对应的容积效率下降。因此，在低温热泵名义制热工况下增大补气压力或在热泵名义制热工况下相对减小压缩机转速对容积效率都有一定的改善。图9示出了4个工况下相对于无补气状态而言容积效率随补气压力变化所增加的百分比。从图9中可以看出，在热泵名义制热工况下涡旋压缩机容积效率的增长率随补气压力的升高变化平缓，然而对于低温热泵名义制热工况而言其容积效率随补气压力的升高有显著提升。从工况1至工况4最大容积效率增长率分别为22.8%，20.3%，0.36%，3.8%，且工况1下的容积效率增长率随补气压力的升高而提升的最明显。

图8 容积效率及压缩机效率随补气压力的变化Fig.8 The variation of volumetric efficiency and compressor efficiency with injection pressure

图9 容积效率增长率随补气压力的变化Fig.9 The variation of increase rate of volumetric efficiency with injection pressure

在图8（b）中，4个工况下的压缩机效率随补气压力的升高先增大之后便呈下降趋势。因此在本试验工况下压缩机效率随补气压力的增大会有一个最优值。基于本试验工况，从图8（b）中可以看出，在相同补气压力下压缩机效率的大小主要取决于压缩机转速，转速越大压缩机效率就越高。低温热泵名义制热工况下，转速对压缩机效率的影响大于热泵名义制热工况下转速对压缩机效率的影响。因此对于低温热泵名义制热工况增大压缩机转速对于提高压缩机效率更明显。上述4个工况随着补气压力的增大，压缩机耗功增加的同时制热量也增加，但是压缩功的增量大于制热量的增量，因此压缩机效率在达到峰值后呈下降趋势。

3 结论

（1）有补气相对于无补气均可使涡旋压缩机的排气温度降低。试验所测工况下压缩机转速为5 000 r/min时，排气温度均随补气压力的升高而下降；当压缩机转速升至6 000 r/min时，排气温度随着补气压力的增大先降低后略有升高（均低于无补气工况下的排气温度）。

（2）试验所测工况下的制热量均随着补气压力的增大而升高。相同转速下低温热泵名义制热工况的制热量要比热泵名义制热工况的制热量要低，但是低温热泵名义制热工况随补气压力的上升其制热量的增量更大。所测工况下的制热COP均随补气压力的增大先增大后减小。所测工况下的制热COP的峰值较无补气状况下分别提高11.45%，7.28%，2.09%，3.56%。

（3）该涡旋压缩机在低温热泵名义制热工况下其容积效率和容积效率增长率随补气压力的升高而增大，对于热泵名义制热工况而言则变化不明显。热泵名义制热工况下的容积效率较低温热泵名义制热工况而言对压缩机转速的改变有较大变化。在低温热泵名义制热工况下增大补气压力或在热泵名义制热工况下相对减小压缩机转速对容积效率都有一定的改善。所测工况下的压缩机效率随补气压力的增大先增加后减小。相对于热泵名义制热工况而言在低温热泵名义制热工况下稍增大压缩机转速使得压缩机效率提高的更明显。