电动汽车CO_%282%29空调涡旋压缩机变工况工作特性.pdf

ISSN 1674-8484CN 11-5904/U汽车安全与节能学报,第14 卷 第 4 期,2023 年J Automotive Safety and Energy,Vol.14 No.4,2023电动汽车 CO2空调涡旋压缩机变工况工作特性安钟衍1,宋盼盼*1,2,鲁振博1,郑思宇1,魏名山1,诸葛伟林2,张扬军2（1.北京理工大学 机械与车辆学院，北京 100081，中国；2.清华大学 汽车安全与节能国家重点实验室，北京 100084，中国）摘 要：为了提升电动汽车续航里程，研究了CO2空调系统变工况运行性能及涡旋压缩机工作特性。构建了耦合涡旋压缩机一维通流模型的跨临界 CO2空调系统的性能预测模型，并利用试验数据校核了模型有效性。对比了压缩机简单模型与通流模型变工况条件下对系统性能预测的差异，分析了涡旋压缩机吸气预压缩及排气非对称流动的变化规律。结果表明：变工况工作条件下，用恒定效率的压缩机简单模型所预测的系统工作特性指数（系统制冷量与压缩机功耗之比），比用一维通流模型，最多高20%；压缩机吸气真空度是影响吸气预压缩程度的主要因素，压缩机转速从 2 500 r/min 增至6 000 r/min，吸气预压缩程度增加1.92%，容积效率提高4.72%；排气口通流面积变化主导排气腔压力非对称分布，减小压缩机排气腔压力非对称度，有利于提高压缩机等熵效率。关键词：电动汽车；续航里程；二氧化碳空调；涡旋压缩机；工作特性；通流模型中图分类号：U 463.85 文献标识码：A DOI:10.3969/j.issn.1674-8484.2023.04.011Operating characteristics under variable conditions of a scroll-compressor in CO2 air-conditioning-system for electric vehicleAN Zhongyan1,SONG Panpan*1,2,LU Zhenbo1,ZHENG Siyu1,WEI Mingshan1,ZHUGE Weilin2,ZHANG Yangjun2(1.School of Mechanical Engineering,Beijing Institute of Technology,100081,China;2.State Key Laboratory of Automotive Safety and Energy,Tsinghua University,100084,China)Abstract:In order to increase the driving range of electric vehicles,the operating performances of the air conditioning system under variable conditions and the functional characteristics of the scroll compressor were investigated.The performance prediction model of a trans-critical CO2 heat pump air conditioning system coupled with a one-dimensional flow model of a scroll compressor was constructed,and the validity of the model was verified by experimental data.The differences in system performance prediction under variable operating conditions between the simplified compressor model the and one-dimensional flow model were compared,and the variation characteristics of the suction pre-compression and the asymmetric flow in the discharge process were analyzed.The results show that with a constant efficiency,the system operating characteristics 收稿日期/Received：2022-12-07。修回日期/Revised：2023-04-10。基金项目/Supported by：国家自然科学基金资助项目（51906015；52276027）；汽车安全与节能国家重点实验室开放基金课题 （KFY2228）。第一作者/First author：安钟衍（1999)，男（汉），河北，硕士研究生。E-mail：。*通讯作者/Corresponding author：宋盼盼，副研究员。E-mail：。11/14488 495489安钟衍，等：车用 CO2空调涡旋压缩机变工况工作特性index(the ratio of the system cooling capacity to the compressor power consumption)predicted by the simple compressor model,is up to 20%higher than that by the one-dimensional flow model.The compressor suction vacuum degree is the main factor affecting the degree of suction pre-compression.As the compressor speed increases from 2 500 r/min to 6 000 r/min,the degree of suction pre-compression increases by 1.92%,and the volume efficiency increases by 4.72%.The change in the throughflow area of the discharge port dominates the asymmetric pressure distribution in the discharge chamber.The reduction of the asymmetric degree of the discharge chamber pressure is beneficial to improve the compressor isentropic efficiency.Key words:electric vehicles;driving range;CO2 air-conditioners;scroll compressors;operating characteristics;throughflow model电动汽车具有节能减排的优势，但在运行时常常会面临里程焦虑问题1。空调系统作为新能源车辆功率消耗最大的辅助系统，优化其性能将有效降低车辆能耗，提高续航里程2。当前汽车空调广泛使用的氢氟烃类制冷剂正面临淘汰。CO2作为天然工质，对大气臭氧层没有破坏作用，可以有效减少温室效应，且其热力学性能良好，来源广泛，成本低廉，被认为是最具应用前景的制冷剂之一3，CO2热泵空调系统也成为了近年来国内外研究热点。上海交通大学陈江平等4通过对比实验证明了CO2热泵空调系统在-20的低温环境下有良好的制热性能，且工作特性指数(coefficient of performance,COP)优于相同条件下的R134a系统。DONG Junqi等5-6通过实验研究了不同环境温度下CO2和 R134a 热泵系统的制冷及制热性能，结果表明在高温环境下两系统制冷能力接近，但在低温环境下CO2热泵系统制热能力比 R134a 系统高83%。压缩机作为空调系统的心脏，其性能是决定空调系统制冷效果及系统循环效率的重要因素7。涡旋压缩机属于容积式压缩机，是目前车用空调压缩机的主要应用形式8。由于涡旋压缩机尺寸较小，利用实验方式研究其工作腔内部的工作过程存在较多困难，因此计算流体力学(computational fluid dynamics,CFD)数值方法成为了丰富涡旋压缩机理论研究的重要手段。一维模型由于仿真效率较高，更便于在空调系统变工况条件下研究涡旋压缩机的工作特性。S.S.Yim 等9-10建立了简化的涡旋压缩机等效经验一维模型，并与电动汽车的热泵空调系统耦合，通过实验验证了模型准确性。J.N.Harrison 等11在考虑涡旋压缩机工作时腔体容积变化以及吸排气瞬态过程的基础上建立了能真实反映涡旋压缩机工作过程的一维模型，为开展压缩机流动特性分析提供了新参考。涡旋压缩机的吸排气过程不可逆流动损失是制约压缩机性能提升的重要因素。J.J.Nieter12等发现在压缩机吸气过程临近结束时，吸气腔内会出现吸气预压缩现象，该现象可能会导致局部容积效率大于100%。M.M.Cui 等13-14发现在涡旋压缩机排气过程中，排气腔压力非对称现象会导致工质在排气口的轴向流动，导致不可逆流动损失。当前针对压缩机吸气和排气过程流动规律的研究都是基于压缩机单机模拟或试验开展，并未考虑压缩机在系统中运行时的工作特性。然而，耦合空调系统运行时能为压缩机模拟提供动态实时准确的吸排气边界条件，且能有效反映空调系统对压缩机运行特性的影响。本文以跨临界二氧化碳空调系统为研究对象，使用涡旋压缩机一维通流预测模型替代传统压缩机简单黑箱模型，研究了CO2空调系统变工况运行性能，对比了压缩机简单模型与通流模型对所预测的系统工作特性指数的差异，分析了CO2涡旋压缩机变工况条件下吸气预压缩及排气非对称流动的变化规律，反映了部件与系统运行的耦合效应。1 跨临界二氧化碳空调系统的建模1.1 空调系统模型本文研究空调系统稳定运行时系统性能及压缩机运行特性，故忽略了压缩机启动和停止过程系统运行参数变化。系统仿真模型做如下假设：1）工质在系统管路中的流动为稳态流动，忽略系统与外界环境的热耗散损失以及管路流动阻力损失。2）工质通过节流装置时为绝热膨胀过程，与外界无热交换。3）工质在压缩机中的压缩过程为绝热压缩，与外界无热交换。汽车安全与节能学报490第 14 卷 第 4 期 2023 年4）忽略工质在换热器中的压降损失。在 GT-SUITE 仿真环境下构建的跨临界 CO2空调系统模型，其中压缩机模型可以使用简单模型或通流模型。1）换热器模型。换热器为空调系统的重要部件，其性能决定了空调的制冷性能。本系统中换热器由气体冷却器、蒸发器、中间换热器组成，各个换热器的部件几何参数如表 1所示。表 1 换热器部件几何参数部件类型部件参数气冷器单 层微通道翅片管换热器35 0 mm550 mm20 mm，管程数 3，总管 27，单管内流道 10，管横截面积 2.34 mm2。蒸发器双 层平行流换热器20 0 mm265 mm30 mm，管程数 3，总管 28，单管内流道 1，管横截面积18.2 mm2。回热器套管式换热器管长 1.2 m，外径 30 mm，内径 10 mm。CO2在气冷器中处于超临界区，采用无相变对流换热特征数方程：(1)回热器换热形式为逆流，高温高压 CO2流体在换热器内管流动，低温低压 CO2流体在换热器外管流动，也采用无相变对流换热方程。CO2在蒸发器中的换热过程为相变换热，换热模型采用管内对流换热经验关联式15。2）节流装置模型。本文采用长 10 mm，直径 0.8 mm 的毛细管作为节流装置。通过毛细管后工质的质量流量采用经验关联式16，即 (2)其中：Dorf为毛细管直径；in为毛细管入口工质密度；pin为毛细管入口工质压力；Tin为毛细管入口工质温度；L为毛细管长度；pcr为 CO2临界压力；Tcr为 CO2临界温度。3）涡旋压缩机一维通流预测模型。根据某型车用CO2空调系统设计工况17，结合本文作者已有研究设计的 CO2涡旋压缩机涡齿型线18，并结合涡旋几何理论，推导获得了压缩机工作腔容积 V、通流面积 A 随曲轴转角 CA 的变化规律（如图1 所示），用于构建 CO2涡旋压缩机一维通流预测模型。024602040608003607201 080V/cm3A/mm2CA/()吸气通流排气通流A腔排气B腔排气图 1 工作腔容积（右）、4 种通流面积（左）随曲轴转角变化图 2 表示了某一曲轴转角下涡旋压缩机工作腔的结构、腔体之间的虚拟通流平面以及腔体与进排气结构之间的虚拟通流平面。吸气腔 1A 和 1B 包括 2 个虚拟吸气平面，压缩腔 2A 和 2B 通过径向间隙与上下游工作腔相连通。重叠平面为脱啮点连接形成的矩形区域，将排气腔分成 3A 和 3B 两对称腔，排气孔也被划分为两虚拟排气平面。3A1A1B 2A 2B 3B A 腔吸气平面B 腔吸气平面 A 腔排气平面 B 腔排气平面 图 2 工作腔及通流面积示意图构建的涡旋压缩机通流预测模型如图 3 所示。其中，1A、2A、3A、1B、2B、3B 等 6 个工作腔模型可以顺序模拟涡旋压缩机吸气、压缩及排气的热力学工作过程。孔口节流模块反映径向间隙的切向泄漏量，重叠面积模块实现了压缩机工作时工质在两对称排气腔之间的质量交换。本模型暂未考虑通过轴向间隙的径向泄漏及工质与壁面间的传热损失。CO2物性参数通过 NIST PEFPROP 物性库调用。根据设计工况，压缩机设计转速为3 000 r/min，入口边界压力为3.39 MPa，温度为 302.7 K，出口边界压力为 9.56 MPa。1.2 模型验证根据系统设计工况17对构建的 CO2空调系统模491安钟衍，等：车用 CO2空调涡旋压缩机变工况工作特性型进行验证，通过控制制冷剂侧、气冷器空气侧、蒸发器空气侧工质质量流量与试验数据一致，得到系统稳定后各状态点温度与试验数据对比情况如表 2 所示。相对误差等于试验数据与仿真数据的差值除以试验数据。从表 2 中可知：各个工况点温度最大相对误差为2.50%。压缩机入口压力 3.5 MPa，出口压力 9.76 MPa，两者与设计工况相对误差分别为4.1%和 2.0%，温度与压力的误差均在合理范围内，验证了系统模型的有效性。表 2 系统各个工况点温度仿真与实验结果工况点温度点位置T/K相对误差/%仿真试验1压缩机进口300.7302.60.632压缩机出口389.7387.8-0.493气冷器出口310.4313.40.964回热器出口299.2306.12.255毛细管出口273.9276.50.946蒸发器出口273.8275.40.587气冷器空气侧入口305.5305.50.008气冷器空气侧出口319.4314.7-1.499蒸发器空气侧入口307.3299.8-2.5010蒸发器空气侧出口273.9278.51.652 CO2空调系统变工况性能分析令 Ptheory为等熵压缩理论比功，Pactual为实际压缩比功，则压缩机等熵效率为 (3)其中：hin和 hout分别为压缩机进出口比焓，hout,s为假定等熵压缩下压缩机排气比焓。本文假设压缩机黑箱模型等熵效率值为 90%，容积效率值为 92%。一维通流模型的压缩机性能如图 4 所示。图 4 中，p为压缩机进、出口压力比，即 p=pout/pin.(4)若令 Q 为系统制冷量，P 为压缩机功耗；则系统工作性能指数为 (5)123451234pqV/(dLs-1)变毛细管直径变压缩机转速253040506093%92%91%90%88%86%83%79%n/(100 rmin-1)is=is=图 4 涡旋压缩机性能图保持毛细管直径为 0.8 mm，改变涡旋压缩机转速n，得到系统制冷量 Q、压缩机功耗 P 和系统性能比COP 随压缩机转速的变化情况，如图 5 所示。以耦合压缩机通流模型的空调系统模型计算结果为基准，压缩机简单模型与通流模型对空调系统性能预测存在较明显差异。系统制冷量偏差范围为-4%2.5%，压缩机耗功的偏差范围为-5.8%1.5%，系统 COP 的偏差范围为 0.5%4.7%。系统性能预测的差异可以结合涡旋压缩机一维通流模型的性能图进行阐释。如图 4 所示。当毛细管直径为 0.8mm 时，涡旋压缩机不同转速下的等熵效率在85%91%之间，而简单模型采用恒定等熵效率值为90%，在相同的系统循环运行工况条件下，2 种模型反映的压缩机运行特性差异明显，从而导致了空调系统性能预测的差异。当压缩机转速为设计转速 3 000 r/min 时，通过调节毛细管直径控制CO2空调系统的高压侧运行压力。压缩机简单模型和通流模型对系统性能预测的影响如图6所示。3B 3A静涡盘 动涡盘 1B2B 1A 2A 径向间隙 重叠面积入口 出口 图 3 涡旋压缩机通流预测模型汽车安全与节能学报492第 14 卷 第 4 期 2023 年以耦合压缩机一维通流模型的空调系统模型计算结果为基准，简单模型和通流模型 2 种方法的制冷量偏差范围为-3.89%3.11%。由于简单压缩机模型中等熵效率为一恒定值，故其耗功随着毛细管直径的增加近似线性降低。根据图 4 中变毛细管直径对应的压缩机运行线可知，随着毛细管直径增加，压缩机逐渐偏离高效率区，因此压缩机通流模型反映出的压缩机耗功下降缓慢，压缩机耗功偏差范围为-3.24%14.48%。在毛细管直径为1.2 mm 时，由于简单模型与通流模型功耗存在较大偏差，因此二者 COP 偏差达到最大 值 20%。综上所述，使用涡旋压缩机通流模型能充分考虑到压缩机在系统运行过程中的效率变化，真实反映压缩机运行特性对系统工作性能指数的影响，与使用恒定效率的简单压缩机模型相比，系统工作性能指数预测准确度更高，且便于压缩机的匹配设计。3 涡旋压缩机变工况工作特性3.1 压缩机转速变化对吸气预压缩的影响传统的涡旋压缩机数学模型假设在吸气过程中吸气腔内压力为一恒定值19，但在压缩机实际工作的过程中，吸气腔内存在明显的预压缩现象，使得吸气过程结束时的工作腔压力高于初始吸气压力。ZHENG Siyu 等20认为吸气预压缩现象的产生是吸气过程临近结束时吸气腔容积减小导致的，但对于其影响因素的探讨还不够深入。本节研究了压缩机通流预测模型在跨临界 CO2空调系统模型中联合运行时，吸气预压缩程度随转速的变化情况。图 7反映了涡旋压缩机吸气过程中吸气压力随曲轴转角的变化以及压缩机转速变化对吸气压力的影响。不同转速下吸气腔内的压力变化趋势接近。吸气过程前期，吸气腔内有较为明显的吸气真空度，而吸气预(a)制冷量(b)耗功(c)COP 456782030405060Q/kWn/(100 rmin-1)123452030405060P/kWn/(100 rmin-1)12342030405060COPn/(100 rmin-1)简单模型通流模型图 5 系统工作性能指数随压缩机转速变化(a)制冷量(b)耗功(c)COP 34560.60.811.2Q/kWd/mm1.01.52.02.50.60.811.2P/kWd/mm2.02.53.03.50.60.811.2COPd/mm简单模型通流模型图 6 系统工作性能指数随毛细管直径变化493安钟衍，等：车用 CO2空调涡旋压缩机变工况工作特性压缩现象出现在吸气过程的后1/3 时期，此时随着压缩机转速的增加，容积变化率随之增加，吸气真空度以及预压缩现象也更加明显。假定准静态吸气过程中的吸气压力为 ps，吸气过程结束时的吸气腔压力为 pa，则预压缩程度 为 (6)图 8 反映了吸气预压缩程度随压缩机转速的变化情况，随着转速的增加而增加。图 9 为不同转速下通过涡旋压缩机吸气腔入口的质量流量。234090180270360450p/MPaCA/()2530354045505560n/(100 rmin-1)图 7 不同转速下压缩机吸气腔压力随曲轴转角变化789102345204060/%p/MPan/(100 rmin-1)图 8 吸气预压缩程度随转速变化在入流期，吸气真空度随着压缩机转速的提升而增大，流入吸气腔的制冷剂质量增加。在出流期，由于吸气腔与进气通道之间存在一定压差，短时间内有部分制冷剂反向流出吸气腔，这部分制冷剂流量随转速增加的程度较小，因此流入吸气腔的净质量流量随转速的提升而增加。涡旋压缩机容积效率v为实际吸入的工质量(mact)与理论吸入的工质量(mthe)之间的比值，反映了其几何尺寸利用的完善程度，其计算方式为 (7)其中：in为压缩机入口制冷剂密度，Vin为吸气过程结束时的吸气腔容积。吸气预压缩程度的提高增加了吸气腔内充入的新鲜工质量，在压缩机性能上表现为更高的容积效率。如图10 所示，随着压缩机转速的升高，压缩机吸气预压缩程度提高，压缩机容积效率也随之升高。-200204060090180270360qm/(gs-1)CA/()2530405060入流期出流期n/(100 rmin-1)图 9 通过吸气腔入口的质量流量随转速变化88909294962030405060v /%n/(100 rmin-1)图 10 压缩机容积效率随转速变化3.2 压缩机转速变化对排气非对称的影响已有研究表明，涡旋压缩机在排气过程中会存在非对称流动现象13-14，导致排气过程较大的压力脉动，产生不可逆损失，严重影响涡旋压缩机的气动性能。本文设计的涡旋压缩机排气过程对应的曲轴转角 CA=594.69 954.69。图11和图12 分别反映了涡旋压缩机转速 2 500 4 500 r/min 状态下的排气过程。根据 2 个对称排气腔汽车安全与节能学报494第 14 卷 第 4 期 2023 年间的不对称压力分布特征，可将整个排气过程分为 2个排气子阶段。压缩机工作在 2 500 r/min 转速下时，在排气子阶段的初期，A 腔排气面积首先增加，通过其排出的工质质量流量较大，此时 B 腔压力因排气阻力较大而高于A 腔，且 2 者之间压力差逐渐增加。子阶段中期，随着 B 腔排气面积增加，2 腔体重叠面积增加，腔体间的压力差驱动了工质通过重叠面积从 B 腔流向 A 腔，使得排气腔内压力趋于平衡。子阶段后期，随着重叠面积进一步增加，2 排气腔内非对称压力分布程度逐渐变弱，直至达到平衡。在下一排气子阶段中，尽管2 对称排气腔的排气通流面积以不同规律变化，但由于其重叠面积较大，排气压力的动态平衡状态一直保持到排气过程结束。压缩机工作在 4 500 r/min 转速下时，排气子阶段初期，A 腔排气面积增加，但首先出现的是排气回流现象，即部分工质从排气口反向流入排气腔，导致A 腔内排气阻力增加，使其压力高于 B 腔。B 腔排气面积开始增加后也出现排气回流，2 排气腔重叠面积的增加促使工质从 A 腔流入 B 腔，2 工作腔压差减小直至相等。排气子阶段中期，排气回流现象消失，工质通过排气口流出。由于A 腔排气面积相对 B 腔较大，排气阻力较小，因此 B 腔压力大于A 腔压力，此时工质通过重叠面积从 B 腔流向 A 腔，使得排气腔内压力趋于平衡。在下一排气子阶段中，2 对称腔内压力的动态平衡状态一直保持到排气过程结束。综上所述，排气过程前期，2 对称排气腔之间的非对称压力分布主要由 2 排气腔排气面积的差异引起。随着曲轴转角增加，压力非对称程度因两腔重叠面积的增大被削弱，2 排气腔之间通过重叠面积的工质质量交换是排气过程后期恢复压力平衡的重要因素。随着压缩机转速的提升，压缩机吸气压力逐渐降低，排气过程刚开始时会出现排气回流现象，且回流逐渐加剧。为反映排气过程中 2 排气腔压力的非对称度，定义如式(8)。式中 1和 2分别为排气过程开始和结束时的曲轴转角，p 为排气腔 A 和排气腔 B 之间的压力差，pin为压缩机吸气压力。(8)排气非对称度及等熵效率随转速的变化情况如图13所示。由图13知：随着压缩机转速增加，排气非对称度呈现先减小后增加的趋势，在 5 000 r/min 时达到最小值。由于涡旋压缩机的非对称流动特性会导致排气流动损失，影响压缩机等熵效率13；图13为压缩机等熵效率随转速的变化情况，随着转速的增加，压缩机等-1000100051015qm/(gs-1)p/MPa0204060600700800900A/mm2CA/()排气腔 A 排气腔 B 通过腔体 A 通过腔体 B 重叠面积 图 11 压缩机转速 2 500 r/min 时排气过程-1000100051015qm/(gs-1)p/MPa0204060600700800900A/mm2CA/()排气腔A 排气腔 B 通过腔体 A 通过腔体 B 重叠面积 图 12 压缩机转速 4 500 r/min 时排气过程05101586889092942030405060/%is/%n/(100 rmin-1)图 13 压缩机排气非对称度 及等熵效率 is随转速变化495安钟衍，等：车用 CO2空调涡旋压缩机变工况工作特性熵效率呈现先增加后减小的趋势；在 5 000 r/min 时等熵效率最高，此时压缩机排气非对称度最小；因此，降低排气腔之间压力不平衡特性，削弱流动非对称带来的流动损失，可以有效提高压缩机等熵效率。4 结 论本文考虑涡旋压缩机运行特性对空调系统性能预测的影响，构建了耦合涡旋压缩机一维通流模型的跨临界 CO2热泵空调系统性能预测模型，并利用试验数据校核了模型有效性。对比了压缩机简单模型和通流预测模型对空调系统性能预测的影响，探究了CO2涡旋压缩机的变工况工作特性。得到的主要结论如下：1）与使用恒定效率的压缩机简单模型相比，涡旋压缩机一维通流模型能有效反映压缩机在系统中运行时的效率特性。空调系统变工况条件下，简单模型比通流模型对系统工作性能指数的预测值最多高 20%。2）吸气真空度是不同转速下涡旋压缩机吸气预压缩程度变化的主导因素；压缩机转速从 2 500 r/min 增加至 6 000 r/min，吸气预压缩程度增大 1.92%，压缩机容积效率提高 4.72%。3）涡旋压缩机排气腔通流面积的变化主导对称排气腔的非对称压力分布；随着压缩机转速的提高，排气回流程度增加。减小排气非对称度有助于提高压缩机等熵效率。参考文献（References）1 ZHAO Yihang,DAN Dan,ZHENG Siyu,et al.A two-stage eco-cooling control strategy for electric vehicle thermal management system considering multi-source information fusion J.Energy,2023,267:Paper No 126606.2 汪琳琳,焦鹏飞,王伟,等.新能源电动汽车低温热泵型空调系统研究 J.汽车工程,2020,42(12):1744-1750+1757.WANG Linlin,JIAO Pengfei,WANG Wei,et al.Research on low temperature heat pump air conditioning system in new energy electric vehicle J.Automotive Engineering,2020,42(12):1744-1750+1757.(in Chinese)3 贾凡,王谙词,殷翔,等.不同控制策略下新能源汽车跨临界 CO2热泵最优运行特性 J.汽车安全与节能学报,2022,13(4):770-777.JIA Fan,WANG Anci,Yin Xiang,et al.Optimal operating characteristics for 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