【摘要】為了解決電動汽車空調系統冬季採暖問題，針對冬季空調工況下壓縮機單級壓比增大的執行特性，以渦旋壓縮機制熱效能係數為熱力學優化目標函式，確定了製冷劑迴圈系統中的最佳補氣壓力，優化了渦旋壓縮機靜渦旋盤上的中間補氣口的幾何位置和形狀，使其具備了準雙級壓縮功能。將研發的熱幫浦型電動渦旋壓縮機安裝於電動汽車空調系統，利用空氣焓差法對系統進行了制熱、製冷效能實驗。實驗結果表明，靜渦旋盤結構優化後的熱幫浦型電動渦旋壓縮機，其制熱和製冷能力可以滿足5 人座電動汽車司乘人員的冬季和夏季舒適性要求，並且具有較高的制熱和製冷效能係數，從而提公升了汽車空調系統熱幫浦迴圈和製冷迴圈的熱經濟性，達到了節能的目的。
【關鍵詞】電動汽車空調渦旋壓縮機熱幫浦優化效能實驗
電動汽車已發展為重要的道路交通工具之一，其空調系統的壓縮機動力源以及冬季採暖方式與普通內燃機汽車相比，有著本質的區別。對於現有的電動汽車空調系統，使用普通型電動壓縮機也有其侷限性: 製冷系統僅在夏季執行以滿足車室內空氣降溫的要求，而冬季主要採用ptc 加熱模式來滿足採暖要求，其製熱效率相對較低，對車載蓄電池的電能消耗較大，嚴重縮短了電動汽車的續行里程，制約了電動汽車推廣和普及。
而目前熱幫浦型空調壓縮機主要應用於家用及商用空調裝置，其外形尺寸較大，整機重量較重，很難適用於電動汽車空調系統。同時，汽車空調的工作環境有其特殊性: 承受頻繁的震動和衝擊，空調的熱負荷大，壓縮機的安裝結構空間有限。
因此，急需開發一種新型的冷暖兩用式( 熱幫浦型) 電動汽車空調壓縮機，並且要求開發的熱幫浦型電動汽車空調壓縮機具有結構緊湊、小型輕量化、製冷和制熱效能良好等優點。
以電動汽車空調熱幫浦型渦旋壓縮機為研究物件，針對冬季空調工況下壓縮機單級壓比增大的執行特性，優化壓縮機的靜渦旋盤結構使其具備準雙級壓縮功能，並通過空氣焓差實驗法對樣機的制熱和製冷效能進行驗證，以期提高壓縮機的排氣量，並降低壓縮機的排氣溫度，從而提公升汽車空調系統在低溫環境下的制熱能力。
1. 渦旋壓縮機中間補氣壓力的確定
對於熱幫浦型電動汽車空調系統，夏季製冷迴圈時，車室內換熱器為蒸發器，通過吸熱降低車室內空氣溫度至24 ～ 27 ℃; 冬季制熱迴圈時，車室內換熱器為冷凝器，通過放熱提高車室內空氣溫度至18 ～ 20℃，從而滿足車內人員的舒適性要求。熱幫浦型電動汽車空調系統的工作原理如圖1 所示。
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) 的關係為:
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。
相對於製冷迴圈，制熱迴圈時壓縮機的吸氣壓力變低，因此壓比pd /ps將提高，由式( 1) 可知，壓縮機的排氣溫度也公升高，這會導致空調系統中製冷劑分解、密封及絕緣材料老化、潤滑油結碳，嚴重時還會使節流閥和乾燥過濾器發生堵塞。所以，為了降低壓縮機的排氣溫度td，增加熱幫浦迴圈時系統中製冷劑的質量流量，需要在系統的組成元件中引入閃蒸器的同時，相應地改變渦旋壓縮機內部的靜渦旋盤零件結構，使壓縮機的單級壓縮過程轉換為準雙
級壓縮過程，即將pd /ps分解為pm /ps和pd /pm兩個壓縮階段，並利用從閃蒸器過來的中溫中壓( tm，pm)製冷劑氣體冷卻低壓級壓縮機的排氣。此時，制熱迴圈時製冷劑的熱力過程及與其對應的壓－ 焓圖如圖2 所示。
汽車空調系統冬季迴圈的制熱效能係數如式( 2) 所示。
式中: hi為熱力迴圈狀態點i 的比焓，kj /kg; gg、gd分別為高壓級和低壓級製冷劑的流量，kg /s; x 為製冷劑經過輔助節流閥節流後的乾度; cl為與冷凝溫度tk相對應的製冷劑液體比熱容，kj /( kg·℃) ; rm為與中間溫度tm相對應的製冷劑汽化潛熱，kj /kg。
由式( 2) 、( 3) 可知，最高的cophmax對應著最佳的中間溫度tmopt，即存在著最佳中間壓力pmopt。本文採用的優化方法為:
1) 根據熱幫浦迴圈設計工況給定的冷凝壓力pk和蒸發壓力po值，按公式pm = ( pkpo) 0. 5求取乙個中間壓力初值，並利用製冷劑的熱力學性質表查出它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，並將計算結果繪製成coph-tm曲線圖，圖中曲線的頂點所對應的中間溫度即為最佳中間溫度tmopt，與之相對應的壓力即為最佳中間壓力pmopt。
2. 壓縮機中間補氣口結構的優化
фm，如公式( 4) 、( 5) 所示。聯立式( 4) 、( 5) ，將最佳中間壓力pmopt代入，即可求出中間補氣口所處位置展角的最佳值фmopt。
式中: n 為渦旋壓縮機壓縮腔對數; α 為渦旋型線起始展角，r /min; θm為渦旋壓縮機中間壓縮腔所對應的曲軸轉角，r /min。
為了避免渦旋壓縮機中間腔補氣回流至吸氣腔現象的發生，要求在壓縮機執行過程中，當靜渦旋盤中間補氣口位於吸氣腔的瞬間，其必須能被動渦旋盤的渦旋齒頂部覆蓋。所以，中間補氣口的半徑r及其圓心距離最近渦旋壁的垂直距離d 必須滿足條件式( 6) 。
同時，為了降低補氣過程中製冷劑氣體的流動阻力損失和雜訊，應盡量擴大中間補氣口的流通截面，本文研製的靜渦旋盤中間補氣口由兩個半圓弧和乙個矩形所組成，其具體結構形式如圖3所示。
3. 制熱和製冷效能實驗
本文研製的熱幫浦型電動渦旋壓縮機的幾何排量為28 ml，轉速為6000 r /min，汽車空調系統使用的製冷劑為ｒ134a，壓縮機的驅動電源為dc336v。將開發的熱幫浦型電動渦旋壓縮機安裝於5 人座轎車空調系統，利用空氣焓差法對汽車空調系統進行制熱、製冷效能實驗，實驗結果分別如表1 和表2 所示。
根據表1 和表2 中的實驗結果資料可以看出，被測電動渦旋壓縮機所提供的2. 734 kw 制熱量和4. 187 kw 製冷量，可以滿足小型汽車空調系統的冬季熱負荷及夏季冷負荷要求。
由於冬季空調的工況條件比夏季空調製冷迴圈的工況條件惡劣，熱幫浦迴圈時蒸發器內部製冷劑的蒸發溫度更低，壓縮機在相同的轉速條件下，其內部製冷劑的體積流量雖然不變，但是隨著吸氣比容的變大，製冷劑的質量流量將會減少，從而導致了熱幫浦迴圈的制熱量低於製冷迴圈的製冷量。
表1 制熱迴圈實驗
表2 製冷迴圈實驗
對照gb21360—2008( 汽車空調用製冷壓縮機)中的測試結果要求，從表1、表2 中的實驗結果資料還可以看出，電動渦旋壓縮機的靜渦旋盤結構經過優化設計後，具有較高的制熱和製冷效能係數，從而達到了產品節能的目的。
4. 結論
為了滿足電動汽車空調系統的冬季制熱要求，對渦旋壓縮機的靜渦旋盤結構進行了改型設計，使壓縮機對製冷劑氣體的壓縮熱力過程由單級壓縮演變為準雙級壓縮。理論和實驗研究結果表明:
1) 在冬季汽車空調系統的熱幫浦迴圈名義工況下，以壓縮機的制熱效能係數為熱力學優化目標函式，製冷劑迴圈系統中存在著乙個最佳補氣壓力。與此相對應，渦旋壓縮機靜渦旋盤上的中間補氣口有乙個最佳幾何位置。
2) 靜渦旋盤結構優化後的熱幫浦型電動渦旋壓縮機，其空調系統的制熱和製冷能力，可以滿足5 人座電動汽車司乘人員的冬季和夏季舒適性要求。
3) 採用中間補氣的熱幫浦型電動渦旋壓縮機，降低了壓縮機的排氣溫度，增加了熱幫浦迴圈時汽車空調系統中製冷劑的質量流量，從而提公升了汽車空調系統熱幫浦迴圈和製冷迴圈的熱經濟性，實現了節能的目的。
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