張 斌，蘇 林，曹 健，李 康

（上海理工大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院 上海市動力工程多相流動與傳熱重點實驗室，上海 200093）

0 引言

自21世紀以來，渦旋壓縮機因其質(zhì)量輕、體積小、運行平穩(wěn)、性能高效等諸多特點受到了國內(nèi)外眾多學(xué)者的廣泛關(guān)注。其中電動汽車采用補氣增焓技術(shù)的渦旋壓縮機熱泵系統(tǒng)具有良好的應(yīng)用前景，其目的是為了解決傳統(tǒng)汽車空調(diào)采用PTC（Positive Temperature Coefficient）電加熱器加熱所帶來的耗能嚴重，以及低溫惡劣工況下壓縮機排氣溫度過高等諸多問題［1-8］。

補氣式渦旋壓縮機的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，具有較多的摩擦副，所以需要設(shè)計專門的油路系統(tǒng)以減少壓縮機在運行過程中產(chǎn)生的能量損耗，并且潤滑油的存在也可以起到降噪、冷卻摩擦副和密封間隙的作用［9］。同時，電動汽車一般采用較高轉(zhuǎn)速的渦旋壓縮機，為保證在高速轉(zhuǎn)速下壓縮機運行依舊平穩(wěn)，就需要更多質(zhì)量的潤滑油。而汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)中采用的制冷劑通常又與潤滑油具有較好的互溶性。當制冷劑中的含油量過多時，會造成壓縮工質(zhì)物理性能發(fā)生很大的變化，最終將影響壓縮機的性能，因此探究潤滑油循環(huán)率對補氣式渦旋壓縮機性能的影響，對于電動汽車熱泵補氣壓縮機的設(shè)計和性能優(yōu)化具有積極意義。

李超等［9］詳細研究了渦旋壓縮機潤滑系統(tǒng)，并對第二循環(huán)油路油量的分配建立了數(shù)學(xué)模型以及提出了潤滑油流量與轉(zhuǎn)速的數(shù)學(xué)關(guān)聯(lián)式，通過仿真模擬得到了潤滑油流量隨壓縮機轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律；胡青等［10］通過實驗研究了制冷劑中含油量對DKS-15S斜盤式汽車空調(diào)壓縮機性能影響。結(jié)果表明系統(tǒng)油循環(huán)率對汽車空調(diào)壓縮機的性能影響程度明顯；楊傳波等［11］對車用渦旋壓縮機的工作過程建立了數(shù)學(xué)模型。并通過實驗驗證了該理論模型的正確性，同時得到了壓縮腔內(nèi)最佳油循環(huán)率為7%～9%；李濤等［12］全面分析了在制冷系統(tǒng)各個部件內(nèi)制冷劑流動時，油循環(huán)率對系統(tǒng)性能的影響。結(jié)果表明較低的油循環(huán)率對系統(tǒng)的制冷效果是有益的，然而當油循環(huán)率超過一定值時，會造成制冷量的下降，從而進一步影響到系統(tǒng)的正常運行；張萍等［13］全面研究了臥式天然氣渦旋壓縮機系統(tǒng)的潤滑油循環(huán)回路，并建立了該壓縮機工作時壓縮腔內(nèi)最佳含油量的數(shù)學(xué)模型；趙興艷等［14］對傳統(tǒng)渦旋壓縮機潤滑系統(tǒng)的分析模型進行了一定優(yōu)化，并研究了系統(tǒng)各部件內(nèi)潤滑油流量關(guān)系，最終得到了油量的優(yōu)化準則；王君等［15］全面分析了渦旋壓縮機內(nèi)部潤滑油的密封結(jié)構(gòu)，并對壓縮機泄漏量進行了估算。最終通過實驗確定了壓縮腔內(nèi)潤滑油含量與密封比壓、潤滑油黏度和氣體壓縮比等參數(shù)間的變化關(guān)系；CUI等［16］建立渦旋壓縮機油循環(huán)回路的數(shù)學(xué)模型，并對壓縮機殼內(nèi)潤滑油深度和潤滑油黏度兩個參數(shù)進行了詳細研究；LOTTINA［17］全面分析了油循環(huán)率對冷凝換熱過程的影響，實驗結(jié)果表明潤滑油的存在會削弱冷凝換熱，造成冷凝器傳熱溫差增大以及冷凝壓力升高 。

現(xiàn)階段對于渦旋壓縮機油循環(huán)系統(tǒng)的研究主要集中于潤滑油管路設(shè)計、系統(tǒng)油量分配的數(shù)學(xué)模型以及不同油循環(huán)率對傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)性能的影響等方面。而對應(yīng)用于純電動汽車的補氣式渦旋壓縮機熱泵系統(tǒng)而言，油循環(huán)率變化造成的影響尚未做過詳細實驗研究。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，選取一款車用的補氣式渦旋壓縮機，其補氣孔對稱開設(shè)在靜渦旋盤端蓋上，位置分別為123°和303°，如圖1所示；通過試驗研究詳細對比相同熱泵工況非補氣和5種補氣壓力狀態(tài)下壓縮機性能參數(shù)隨油循環(huán)率的變化情況，以及兩種不同熱泵工況下非補氣渦旋壓縮機容積效率隨油循環(huán)率的變化情況。

圖1 補氣孔開設(shè)位置Fig.1 The position of the vapor injection hole

1 試驗裝置和方法

1.1 試驗裝置

本試驗臺的搭建采用第二制冷劑量熱器法，系統(tǒng)原理如圖2所示。

圖2 試驗系統(tǒng)原理Fig.2 Schematic diagram of the test system

其中冷凝器部分采用了套管式換熱器，制冷劑與來自恒溫水箱中的循環(huán)水進行換熱進而降溫至過冷狀態(tài)。補氣支路和主路分別設(shè)置功率不同的量熱桶，可通過調(diào)節(jié)電加熱絲功率對制冷劑溫度進行控制。本文以一款排量為38 cm3的電動汽車補氣式渦旋壓縮機作為研究對象，主要部件參數(shù)見表1，試驗臺主要測量元件的測量精度見表2。該壓縮機供電電壓為240 V，轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)范圍為2 000～6 000 r/min，并使用24 V低壓直流控制器調(diào)節(jié)壓縮機轉(zhuǎn)速。

表1 主要部件參數(shù)Tab.1 Specifications of main components

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

試驗臺采用制冷劑R134a以及FVC68D型號的潤滑油，在主路和補氣支路分別設(shè)置了質(zhì)量流量計，在補氣式渦旋壓縮機進出口處以及補氣支路進口處分別設(shè)置了鉑電阻溫度傳感器和壓力傳感器。其他溫度、壓力測點具體布置在系統(tǒng)原理圖（圖2）中給出。本試驗臺可通過CAN分析儀和PID控制實現(xiàn)對渦旋壓縮機進口工況、冷凝壓力以及補氣工況的自動調(diào)節(jié)，并且通過不同傳輸信號的通訊協(xié)議控制可實現(xiàn)壓縮機的啟停和轉(zhuǎn)速的變化，試驗數(shù)據(jù)最終由數(shù)據(jù)采集裝置進行記錄保存。

選取1組熱泵工況下6種不同補氣狀態(tài)的試驗工況（見表3），以及2組不同的無補氣狀態(tài)的熱泵工況（見表4），分別對1.5%，3.5%，5.5%，7.5%，9.5% 5種不同油循環(huán)率下壓縮機的性能進行試驗研究，通過調(diào)節(jié)油循環(huán)回路閥的開度，可控制進入壓縮機內(nèi)潤滑油的質(zhì)量流量。其中壓縮機進口的吸氣過熱度為10 ℃，補氣支路進口的過熱度為3 ℃。冷凝器出口的過冷度為8 ℃，過冷度由恒溫水箱中的循環(huán)水提供其所需冷量?？紤]到車用空調(diào)渦旋壓縮機一般具有較高的轉(zhuǎn)速，因此本文補氣式渦旋壓縮機轉(zhuǎn)速選取為6 000 r/min［18］。

表3 試驗工況Tab.3 Test conditions

表4 無補氣狀態(tài)試驗工況Tab.4 Test conditions without vapor injection

1.2 試驗方法

在本試驗臺中，為了實現(xiàn)潤滑油的循環(huán)，會在壓縮機排氣口與冷凝器之間安裝油分離器，以實現(xiàn)排出氣體的分離及潤滑油的再循環(huán)。由油分離器分離出的潤滑油，通過油循環(huán)回路在壓縮機進氣口處與制冷劑混合一同被吸入壓縮腔。油循環(huán)率即為進入壓縮機的潤滑油質(zhì)量與壓縮機內(nèi)制冷劑和潤滑油混合物質(zhì)量的比值［19-21］，如式（1）所示。

式中 ORC ——油循環(huán)率，%；

moil——潤滑油質(zhì)量，g；

mref——制冷劑質(zhì)量，g；

moil+mref——混合物質(zhì)量，g。

在試驗過程中，每組試驗?zāi)繕斯r參數(shù)均需要在其達到穩(wěn)態(tài)后（即保持30 min內(nèi)無明顯變化），再每隔1 min記錄一組數(shù)據(jù)共記錄30 min。式（2）～（4）給出了系統(tǒng)總制熱量、制熱COP以及壓縮機容積效率等表征系統(tǒng)性能參數(shù)的各計算公式。

式中 Qh——制熱量，kW；

h ——制冷劑不同狀態(tài)點的焓值，kJ/kg；

msuc——吸氣質(zhì)量流量，kg/min；

minj——補氣質(zhì)量流量，kg/min；

COP ——制熱性能系數(shù)；

W ——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；

ηv——壓縮機容積效率；

Vi——壓縮機實際吸入制冷劑容積，m3；

Vs——壓縮機理論吸氣腔容積，m3。

系統(tǒng)各個狀態(tài)點焓值如圖3所示。壓縮機進氣口吸入的制冷劑被壓縮至中間狀態(tài)后與補氣支路補入的制冷劑混合一同被壓縮至冷凝壓力排出壓縮機，然后進入到冷凝器中進行換熱。通過計算得到制熱量、制熱COP和容積效率的不確定度分別為4.02%，4.45%，5.63%。

圖3 制熱循環(huán)p-h曲線Fig.3 p-h curve of heating cycle

2 試驗結(jié)果及分析

2.1 油循環(huán)率對制冷劑質(zhì)量流量的影響

圖4示出6種狀態(tài)下系統(tǒng)制冷劑質(zhì)量流量隨油循環(huán)率的變化情況。在各個補氣狀態(tài)下，制冷劑質(zhì)量流量隨油循環(huán)率的增加呈現(xiàn)先增后減的趨勢。其中，當油循環(huán)率為5.5%時，中間補氣壓力為0.50 MPa狀態(tài)下的制冷劑質(zhì)量流量達到最大值。其余狀態(tài)下，油循環(huán)率為7.5%時，制冷劑質(zhì)量流量達到最大值。相較于非補氣狀態(tài)，各補氣狀態(tài)在制冷劑質(zhì)量流量達到峰值之后的下降速度都較為平緩。其原因是，隨著油循環(huán)率的提高，吸氣閥處局部流動阻力增加，使得實際的吸氣比容上升，進入壓縮機的制冷劑質(zhì)量流量減小，但因為補氣過程的影響，隨著補氣壓力的提高，從補氣支路補入的制冷劑質(zhì)量流量增加，最終導(dǎo)致整體的制冷劑質(zhì)量流量下降趨勢不明顯。其中，因為補氣口開設(shè)位置的原因，補氣壓力增大在提高補氣支路制冷劑質(zhì)量流量的同時也抑制了從主路進入的制冷劑質(zhì)量流量。因此在補氣壓力為0.40 MPa時，總制冷劑質(zhì)量流量略低于補氣壓力為0.30，0.35 MPa下的制冷劑質(zhì)量流量。

圖4 質(zhì)量流量隨油循環(huán)率的變化Fig.4 The variation of refrigerant mass flow with oil circulation rate

2.2 油循環(huán)率對排氣溫度、制熱量、制熱COP的影響

圖5 示出6種狀態(tài)下排氣溫度隨油循環(huán)率的變化情況。隨著油循環(huán)率的連續(xù)增加，壓縮機出口的排氣溫度幾乎呈線性趨勢快速下降。其原因在于潤滑油在壓縮腔內(nèi)起到了很好的冷卻作用，隨著潤滑油的含量不斷增加，壓縮腔內(nèi)被帶走的熱量增加，從而使得壓縮機出口的排氣溫度降低。相較于非補氣狀態(tài)而言，補氣壓力為0.30，0.35，0.50 MPa狀態(tài)下，壓縮機的排氣溫度都有所下降，其中補氣壓力為0.50 MPa狀態(tài)下最為明顯，排氣溫度降低了11 ℃。而補氣壓力為0.35，0.40 MPa狀態(tài)下的排氣溫度與非補氣狀態(tài)下的排氣溫度相差不大，在油循環(huán)率為5%之后，甚至高于非補氣狀態(tài)下的排氣溫度。當補氣壓力為0.45 MPa時其排氣溫度高于補氣壓力為0.30 MPa時的排氣溫度，其原因是較高的補氣壓力狀態(tài)下，補入壓縮機腔內(nèi)的制冷劑溫度同樣會較高。同時，支路制冷劑質(zhì)量流量的增加，以及主路制冷劑質(zhì)量流量的減小，使得混合后的制冷劑溫度會有所提升，最終導(dǎo)致補氣壓力為0.45 MPa下的排氣溫度高于補氣壓力為0.30 MPa下的排氣溫度。

圖5 排氣溫度隨油循環(huán)率的變化Fig.5 The variation of exhaust temperature with oil circulation rate

圖6 ，7分別示出6種狀態(tài)下系統(tǒng)制熱量以及制熱COP隨油循環(huán)率的變化情況。當油循環(huán)率較低時，泄漏是影響壓縮機整體性能的主要因素之一，隨著油循環(huán)率的增加制熱量與制熱COP都呈現(xiàn)增加的趨勢。但是當油循環(huán)率達到3%～6%時，潤滑油的密封作用已經(jīng)很明顯，繼續(xù)增加油循環(huán)率使得潤滑油占有一定的工作容積，減少了有效的吸氣容積，同時又因為制冷劑與潤滑油的混合物黏度增大，造成壓縮機出口排氣流動阻力損失以及各個運動部件之間的摩擦損失增加，壓縮機耗功增大。而過多潤滑油對壓縮機的冷卻作用，又使得壓縮機的排氣溫度降低，從而導(dǎo)致閥前溫度與排氣溫度的之間焓差降低。因此造成系統(tǒng)的制熱量呈現(xiàn)下降的趨勢。其中，在補氣壓力為0.35 MPa狀態(tài)下，系統(tǒng)的制熱量和制熱COP的峰值都有所延后，不過相較于非補氣狀態(tài)，系統(tǒng)制熱量和制熱COP分別提升了5.71%，1.99%。并且一味的提高補氣壓力并不會一直提升壓縮機的性能。補氣壓力為0.45，0.50 MPa狀態(tài)下系統(tǒng)的制熱量隨油循環(huán)率的變化無明顯差異，但補氣壓力為0.45 MPa時的系統(tǒng)性能優(yōu)于補氣壓力為0.50 MPa，制熱COP相較于非補氣狀態(tài)提高了2.61%。而補氣壓力為0.40 MPa狀態(tài)下的制熱量明顯低于補氣壓力為0.50 MPa狀態(tài)下的制熱量，但是其制熱COP卻高于補氣壓力為0.50 MPa的狀態(tài)下的制熱COP。其原因是因為補氣壓力過高使得補入壓縮腔內(nèi)的制冷劑質(zhì)量流量增加，加大了壓縮機的功耗。當油循環(huán)率大于4%之后，補氣壓力為0.35 MPa時的制熱量和制熱COP相較于其他幾組工況具有較好的體現(xiàn)，其原因主要在于補氣壓力為0.35 MPa時，系統(tǒng)總的制冷劑質(zhì)量流量以及壓縮機排氣溫度相較于其他幾組工況而言處于中間值，而系統(tǒng)制熱量等于總的制冷劑質(zhì)量流量乘以進出冷凝器前后的焓差，冷凝器進口前的焓值又會受到排氣溫度的影響。此外，越高的補氣壓力又會造成壓縮機功率的不斷增大，而制熱COP等于系統(tǒng)制熱量與壓縮機功率的比值。所以在綜合各方面參數(shù)的考量后，補氣壓力為0.35 MPa時的制熱量和制熱COP在油循環(huán)大于4%之后高于其他幾組工況。

圖6 制熱量隨油循環(huán)率的變化Fig.6 The variation of heating capacity with oil circulation rate

圖7 制熱COP隨油循環(huán)率變化Fig.7 The variation of heating COP with oil circulation rate

2.3 非補氣狀態(tài)下油循環(huán)率對容積效率的影響

圖8 示出2種試驗工況下非補氣渦旋壓縮機容積效率隨油循環(huán)率的變化情況。當油循環(huán)率小于5.5%時，隨著油循環(huán)率的增加，工況1和工況2的容積效率明顯升高，這是因為油循環(huán)率從較低值增加時，壓縮機的密封性得到更好的改善，壓縮機的泄漏量降低，容積效率提高。此外，潤滑油的吸熱作用也改善了制冷劑因為過熱造成的吸氣比容降低。當油循環(huán)率大于5.5%時，隨著含油量的增加，工況1的容積效率開始減少，工況2的容積效率依舊繼續(xù)提高，但是其提高的速率減緩。這是由于油循環(huán)率過大時，潤滑油占據(jù)了部分的工作容積，減少了有效的吸氣容積，并且因為混合后的工質(zhì)黏度較大，會造成排氣流動阻力損失以及各個運動部件間的摩擦損失增加，功耗增大，容積效率降低。然而較高的蒸發(fā)壓力使得進入吸氣腔的制冷劑流量更多，可緩解因油循環(huán)率增加而造成的損失。

圖8 容積效率隨油循環(huán)率的變化Fig.8 The variation of volumetric efficiency with oil circulation rate

3 結(jié)論

（1）隨著油循環(huán)率的增加補氣狀態(tài)和非補氣狀態(tài)下的制冷劑質(zhì)量流量都呈現(xiàn)先增后減的趨勢。但是因為補氣支路的存在使得補入壓縮機的制冷劑流量增加，使得總體的制冷劑質(zhì)量流量在較大的油循環(huán)率情況下降低的不明顯。

（2）油循環(huán)率對系統(tǒng)制熱量和制熱COP的影響呈現(xiàn)先增后減的趨勢。在補氣壓力為0.35 MPa狀態(tài)下，系統(tǒng)的制熱量和制熱COP的峰值都有所延后，不過相較于非補氣狀態(tài)，系統(tǒng)制熱量和制熱COP分別提升了5.7%，2.0%。并且一味地提高補氣壓力并不會一直提高壓縮機的性能。補氣壓力為0.45，0.50 MPa狀態(tài)下，系統(tǒng)的制熱量隨油循環(huán)率的增加無明顯差異，但補氣壓力為0.45 MPa時的系統(tǒng)性能優(yōu)于補氣壓力為0.50 MPa，制熱COP相較于非補氣狀態(tài)提高了2.6%。而補氣壓力為0.40 MPa狀態(tài)下的制熱量明顯低于補氣壓力為0.50 MPa狀態(tài)下的制熱量，但是其制熱COP卻高于補氣壓力為0.50 MPa的狀態(tài)。并且隨著含油量的連續(xù)增加，壓縮機的排氣溫度快速下降，下降趨勢幾乎呈線性變化。

（3）隨著油循環(huán)率的增加，在非補氣狀態(tài)下，渦旋壓縮機的容積效率整體呈現(xiàn)先增后減的趨勢。但是較高的蒸發(fā)壓力使得進入吸氣腔的制冷劑流量更多，可緩解因油循環(huán)率增加而造成的損失，減緩容積效率的降低。