唐景春 左承基

(合肥工业大学机械与汽车工程学院 合肥 230009)

电动汽车已发展为重要的道路交通工具之一，其空调系统的压缩机动力源以及冬季采暖方式与普通内燃机汽车相比，有着本质的区别。对于现有的电动汽车空调系统，使用普通型电动压缩机也有其局限性:制冷系统仅在夏季运行以满足车室内空气降温的要求，而冬季主要采用PTC加热模式来满足采暖要求，其制热效率相对较低，对车载蓄电池的电能消耗较大，严重缩短了电动汽车的续行里程，制约了电动汽车推广和普及。而目前热泵型空调压缩机主要应用于家用及商用空调装置，其外形尺寸较大，整机重量较重，很难适用于电动汽车空调系统。同时，汽车空调的工作环境有其特殊性:承受频繁的震动和冲击，空调的热负荷大，压缩机的安装结构空间有限。因此，急需开发一种新型的冷暖两用式(热泵型)电动汽车空调压缩机，并且要求开发的热泵型电动汽车空调压缩机具有结构紧凑、小型轻量化、制冷和制热性能良好等优点［1－5］。

以电动汽车空调热泵型涡旋压缩机为研究对象，针对冬季空调工况下压缩机单级压比增大的运行特性，优化压缩机的静涡旋盘结构使其具备准双级压缩功能，并通过空气焓差实验法对样机的制热和制冷性能进行验证，以期提高压缩机的排气量，并降低压缩机的排气温度，从而提升汽车空调系统在低温环境下的制热能力。

1 涡旋压缩机中间补气压力的确定

对于热泵型电动汽车空调系统，夏季制冷循环时，车室内换热器为蒸发器，通过吸热降低车室内空气温度至24～27℃;冬季制热循环时，车室内换热器为冷凝器，通过放热提高车室内空气温度至18～20℃，从而满足车内人员的舒适性要求。热泵型电动汽车空调系统的工作原理如图1所示。

图1热泵型电动汽车空调系统的工作原理Fig．1 The working principle of heat pump type air conditioning system for electric automobile

根据热力学过程方程可知，压缩机排气温度Td(K)与吸气温度Ts(K)的关系为:

式中:mt为温度多方指数;ps、pd分别为压缩机的吸气压力和排气压力，MPa。

相对于制冷循环，制热循环时压缩机的吸气压力变低，因此压比pd/ps将提高，由式(1)可知，压缩机的排气温度也升高，这会导致空调系统中制冷剂分解、密封及绝缘材料老化、润滑油结碳，严重时还会使节流阀和干燥过滤器发生堵塞。所以，为了降低压缩机的排气温度Td，增加热泵循环时系统中制冷剂的质量流量，需要在系统的组成元件中引入闪蒸器的同时，相应地改变涡旋压缩机内部的静涡旋盘零件结构，使压缩机的单级压缩过程转换为准双级压缩过程，即将pd/ps分解为pm/ps和pd/pm两个压缩阶段，并利用从闪蒸器过来的中温中压(Tm，pm)制冷剂气体冷却低压级压缩机的排气。此时，制热循环时制冷剂的热力过程及与其对应的压－焓图如图2所示。

图2制热循环热力过程及其压－焓图Fig．2 The thermodynamic process of heat pump cycle and its pressure-enthalpy diagram

汽车空调系统冬季循环的制热性能系数如式(2)所示。

式中:hi为热力循环状态点i的比焓，kJ/kg;Gg、Gd分别为高压级和低压级制冷剂的流量，kg/s;x为制冷剂经过辅助节流阀节流后的干度;Cl为与冷凝温度tk相对应的制冷剂液体比热容，kJ/(kg·℃);rm为与中间温度tm相对应的制冷剂汽化潜热，kJ/kg。

由式(2)、(3)可知，最高的COPhmax对应着最佳的中间温度tmopt，即存在着最佳中间压力pmopt。本文采用的优化方法为:1)根据热泵循环设计工况给定的冷凝压力 pk和蒸发压力 po值，按公式 pm=(pkpo)0.5求取一个中间压力初值，并利用制冷剂的热力学性质表查出它对应的中间温度初值;2)在中间温度初值的上下按2℃的间隔选取5～6个中间温度值;3)进行5～6次热力计算，并将计算结果绘制成COPh-tm曲线图，图中曲线的顶点所对应的中间温度即为最佳中间温度tmopt，与之相对应的压力即为最佳中间压力pmopt。

2 压缩机中间补气口结构的优化

根据涡旋压缩机的热力学过程方程和涡旋型线几何学可得中间压缩腔的内容积比Vi2及中间补气口所处的位置展角 Фm，如公式(4)、(5)所示［6］。联立式(4)、(5)，将最佳中间压力pmopt代入，即可求出中间补气口所处位置展角的最佳值Фmopt。

式中:N为涡旋压缩机压缩腔对数;α为涡旋型线起始展角，r/min;θm为涡旋压缩机中间压缩腔所对应的曲轴转角，r/min。

为了避免涡旋压缩机中间腔补气回流至吸气腔现象的发生，要求在压缩机运行过程中，当静涡旋盘中间补气口位于吸气腔的瞬间，其必须能被动涡旋盘的涡旋齿顶部覆盖［7－8］。所以，中间补气口的半径r及其圆心距离最近涡旋壁的垂直距离d必须满足条件式(6)。

式(6)中:rb为涡旋壁渐开线的基圆半径，mm。

同时，为了降低补气过程中制冷剂气体的流动阻力损失和噪声，应尽量扩大中间补气口的流通截面，本文研制的静涡旋盘中间补气口由两个半圆弧和一个矩形所组成，其具体结构形式如图3所示。

图3热泵型涡旋压缩机静盘的结构Fig．3 The structure of heat pump type static scroll

3 制热和制冷性能实验

本文研制的热泵型电动涡旋压缩机的几何排量为28 mL，转速为6000 r/min，汽车空调系统使用的制冷剂为R134a，压缩机的驱动电源为DC336V。将开发的热泵型电动涡旋压缩机安装于5人座轿车空调系统，利用空气焓差法对汽车空调系统进行制热、制冷性能实验，实验结果分别如表1和表2所示［9－11］。

根据表1和表2中的实验结果数据可以看出，被测电动涡旋压缩机所提供的2.734 kW制热量和4.187 kW制冷量，可以满足小型汽车空调系统的冬季热负荷及夏季冷负荷要求。由于冬季空调的工况条件比夏季空调制冷循环的工况条件恶劣，热泵循环时蒸发器内部制冷剂的蒸发温度更低，压缩机在相同的转速条件下，其内部制冷剂的体积流量虽然不变，但是随着吸气比容的变大，制冷剂的质量流量将会减少，从而导致了热泵循环的制热量低于制冷循环的制冷量。

表1 制热循环实验Tab．1 Heat pump cycle experiment

表2制冷循环实验Tab．2 Refrigerating cycle experiment

对照GB21360—2008(汽车空调用制冷压缩机)中的测试结果要求，从表1、表2中的实验结果数据还可以看出，电动涡旋压缩机的静涡旋盘结构经过优化设计后，具有较高的制热和制冷性能系数，从而达到了产品节能的目的。

4 结论

为了满足电动汽车空调系统的冬季制热要求，对涡旋压缩机的静涡旋盘结构进行了改型设计，使压缩机对制冷剂气体的压缩热力过程由单级压缩演变为准双级压缩。理论和实验研究结果表明:

1)在冬季汽车空调系统的热泵循环名义工况下，以压缩机的制热性能系数为热力学优化目标函数，制冷剂循环系统中存在着一个最佳补气压力。与此相对应，涡旋压缩机静涡旋盘上的中间补气口有一个最佳几何位置。

2)静涡旋盘结构优化后的热泵型电动涡旋压缩机，其空调系统的制热和制冷能力，可以满足5人座电动汽车司乘人员的冬季和夏季舒适性要求。

3)采用中间补气的热泵型电动涡旋压缩机，降低了压缩机的排气温度，增加了热泵循环时汽车空调系统中制冷剂的质量流量，从而提升了汽车空调系统热泵循环和制冷循环的热经济性，实现了节能的目的。

本文受江苏省动力机械清洁能源与应用重点实验室开放基金 (QK09001)项目资助。(The project was supported by open fund of the Jiangsu province key laboratory of power mechanical to clean energy and application(No．QK09001)．)

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