徐俊芳，牟連嵩，劉雙喜

（中國(guó)汽車技術(shù)研究中心，天津 300399）

前言

傳統(tǒng)汽車空調(diào)系統(tǒng)采暖普遍利用發(fā)動(dòng)機(jī)的余熱，純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)取消了發(fā)動(dòng)機(jī)，只能采取其他的采暖方式。目前，市面上采用較多的方式是PTC加熱空氣或者PTC加熱暖風(fēng)芯體的水，水再加熱空氣。無論采取哪種方式，PTC均需要消耗掉一定的電能。假設(shè)需求5KW的制熱量，那么PTC至少得提供5KW的電能，能效比小于1，對(duì)于關(guān)注續(xù)駛里程的電動(dòng)汽車來說，采用效率更高的采暖方式可使其續(xù)駛里程有不同程度的增加。熱泵空調(diào)系統(tǒng)由于其能效比始終大于1，受到主機(jī)廠和空調(diào)零部件廠商的青睞，在國(guó)外的量產(chǎn)乘用車上應(yīng)用也比較多，如BMWi3、Nissan的leaf等。國(guó)內(nèi)在熱泵系統(tǒng)方面的研究也較多，主要集中在熱泵系統(tǒng)的設(shè)計(jì)和試驗(yàn)研究方面[2-5]，國(guó)內(nèi)熱泵系統(tǒng)主要應(yīng)用于大巴車上，在量產(chǎn)乘用車上的應(yīng)用較少。

在車輛的開發(fā)初期階段，空調(diào)系統(tǒng)的仿真分析可以為整車空調(diào)性能開發(fā)提供重要的參考，節(jié)約試驗(yàn)導(dǎo)致的成本和時(shí)間。本文基于一款開發(fā)車型的熱泵空調(diào)系統(tǒng)，運(yùn)用搭建的仿真平臺(tái)模擬計(jì)算該熱泵空調(diào)系統(tǒng)的性能，預(yù)測(cè)該車型匹配的熱泵空調(diào)系統(tǒng)是否滿足整車采暖目標(biāo)，并提出優(yōu)化方案。

1 熱泵空調(diào)系統(tǒng)仿真研究

1.1 系統(tǒng)方案及原理

本文搭建的熱泵空調(diào)系統(tǒng)主要由電動(dòng)壓縮機(jī)、車內(nèi)冷凝器、車外蒸發(fā)器、膨脹閥、制冷劑管路等組成。當(dāng)系統(tǒng)處于制熱模式時(shí)，在電動(dòng)壓縮機(jī)的作用下，高壓氣態(tài)制冷劑經(jīng)過車內(nèi)冷凝器與車內(nèi)低溫環(huán)境進(jìn)行熱交換，使車內(nèi)溫度升高，同時(shí)制冷劑變成中溫高壓的液體，經(jīng)過膨脹閥節(jié)流后，低溫低壓的飽和濕蒸汽進(jìn)入車外蒸發(fā)器進(jìn)行蒸發(fā)吸熱。冷凝器的制熱量一方面來自壓縮機(jī)的做功，一方面來自蒸發(fā)器吸收的外界環(huán)境的熱量，故系統(tǒng)的COP始終大于1。

通過搭建熱泵空調(diào)系統(tǒng)仿真平臺(tái)，并結(jié)合3D CFD乘員艙內(nèi)流場(chǎng)數(shù)據(jù)，模擬乘員艙內(nèi)部不同區(qū)域的溫升情況，判斷空調(diào)系統(tǒng)是否能滿足整車采暖的需求，并模擬了在不同的環(huán)境溫度下，壓縮機(jī)的功耗、系統(tǒng)制熱量、系統(tǒng)COP等性能。

1.2 熱泵循環(huán)回路建模

R134a制冷劑回路按照電動(dòng)壓縮機(jī)、車內(nèi)冷凝器、膨脹閥、室外蒸發(fā)器、制冷劑管路等搭建。其中冷凝器和蒸發(fā)器按照結(jié)構(gòu)參數(shù)和試驗(yàn)參數(shù)進(jìn)行標(biāo)定，標(biāo)定誤差控制在 5%。壓縮機(jī)和膨脹閥的建模基于其單體試驗(yàn)數(shù)據(jù)。由于風(fēng)道與外界環(huán)境存在熱交換，故系統(tǒng)建模時(shí)考慮風(fēng)道的熱量損失，先用經(jīng)驗(yàn)值替代，在后續(xù)整車試驗(yàn)時(shí)進(jìn)行標(biāo)定。

圖1 制冷劑循環(huán)回路

圖2 空氣循環(huán)回路

1.3 乘員艙詳細(xì)模型建立

乘員艙簡(jiǎn)單模型是將乘員艙內(nèi)空氣簡(jiǎn)化為一個(gè)單一質(zhì)量單元，而詳細(xì)的乘員艙模型，是按照車輛的結(jié)構(gòu)將乘員艙內(nèi)部空間劃分為多個(gè)區(qū)域，如圖3所示。劃分區(qū)域后，利用CFD分析軟件計(jì)算每個(gè)區(qū)域的流量和擴(kuò)散系數(shù)，各個(gè)區(qū)域的溫度和濕度獨(dú)立考慮，比簡(jiǎn)單模型計(jì)算更為準(zhǔn)確。

流量和擴(kuò)散系數(shù)的定義如下：

△X—A區(qū)域和B區(qū)域的中心距離，單位m。

圖3 乘員艙分區(qū)

將計(jì)算后的分區(qū)流量和擴(kuò)散系數(shù)轉(zhuǎn)化為 KULI要求的.dat格式，導(dǎo)入詳細(xì)乘員艙模型中。

除了計(jì)算各個(gè)區(qū)域的流場(chǎng)外，還需設(shè)置車身的壁面參數(shù)，包括玻璃、車門、頂蓋、底板、座椅以及內(nèi)飾的材料、面積、厚度、密度、比熱容、導(dǎo)熱系數(shù)等，用于模擬車身與外界環(huán)境的對(duì)流換熱、車身與乘員艙空氣的對(duì)流換熱，初步計(jì)算時(shí)采用經(jīng)驗(yàn)值，后續(xù)根據(jù)試驗(yàn)值對(duì)乘員艙熱負(fù)荷進(jìn)行標(biāo)定。

1.4 參數(shù)設(shè)置

仿真參數(shù)設(shè)置如下表：

表1 參數(shù)設(shè)定

2 計(jì)算結(jié)果

2.1 -10℃環(huán)境溫度下的乘員艙溫度分布

圖4 -10℃時(shí)的第一排乘員艙溫度分布

通過1D和3D乘員艙CFD數(shù)據(jù)的耦合，可以得到乘員艙不同區(qū)域的溫升曲線。采暖模式，出風(fēng)口在腳部位置，腳部的質(zhì)量流量較其他部位更大，故腳部溫度最高。圖4顯示，乘員艙第一排主駕腳部溫度達(dá)到了16.9℃，圖5顯示第二排主駕腳部溫度在工況結(jié)束時(shí)為 15.4℃。乘員艙平均溫度為13.8℃，未達(dá)到-10℃下的采暖目標(biāo)。

圖5 -10℃時(shí)的第二排乘員艙溫度分布

圖6顯示，冷凝器出風(fēng)口溫度為28.3℃，相比傳統(tǒng)車?yán)冒l(fā)動(dòng)機(jī)余熱進(jìn)行采暖的方式，出風(fēng)口溫度略低。

圖6 冷凝器出風(fēng)口溫度

2.2 不同環(huán)境溫度下的系統(tǒng)性能

如圖7-圖10比較了在固定壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速6000RPM，相同的車速40km/h和冷凝器風(fēng)量290m3/h下，-10℃、-5℃以及0℃環(huán)境溫度下的系統(tǒng)性能。隨著環(huán)境溫度的降低，車外蒸發(fā)器內(nèi)制冷劑溫度降低，壓縮機(jī)低壓側(cè)吸氣口的溫度也降低，氣態(tài)制冷劑密度減小，壓縮機(jī)吸氣比容增加，造成系統(tǒng)內(nèi)制冷劑質(zhì)量流量減小，壓縮機(jī)功耗減小。隨著環(huán)境溫度的降低，壓縮機(jī)吸氣溫度降低，經(jīng)過壓縮機(jī)壓縮后排氣溫度降低，導(dǎo)致冷凝器的冷凝溫度降低，制冷劑的溫度與環(huán)境溫度的傳熱溫差減小，且制冷劑流量減小，導(dǎo)致系統(tǒng)換熱量減小。系統(tǒng)的COP取決于制熱量和壓縮機(jī)功耗，環(huán)境溫度從0℃降低為-10℃時(shí)，系統(tǒng)制熱量降低了907W，降低了17.5%，壓縮機(jī)功耗降低了 503W，降低了 28.6%，制熱量下降的趨勢(shì)沒有壓縮機(jī)功耗下降的趨勢(shì)快，所以系統(tǒng)的COP相應(yīng)增加。

從以上的分析可以看出，環(huán)境溫度在-10℃～0℃之間，系統(tǒng)的COP在2.9-3.4之間，遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于PTC的效率1，并且壓縮機(jī)的排氣溫度、排氣壓力等參數(shù)在合適的范圍內(nèi)。

圖7 壓縮機(jī)功耗隨環(huán)境溫度的變化

圖8 排氣溫度隨環(huán)境溫度的變化

圖9 制熱量隨環(huán)境溫度的變化

圖10 COP隨環(huán)境溫度的變化

3 優(yōu)化方案

通過以上分析可知，該熱泵系統(tǒng)不能滿足-10℃環(huán)境溫度下的采暖要求，考慮在空調(diào)箱中布置一個(gè) 1kW 的 PTC，在低溫環(huán)境下輔助乘員艙加熱。

圖11 -10℃下輔助PTC的乘員艙溫度分布

圖11顯示，輔助1kWPTC后，乘員艙溫度比單獨(dú)采用熱泵系統(tǒng)提升約7～8℃，第一排腳部溫度達(dá)到了 24.3℃，第二排腳部溫度為22.4℃，乘員艙平均溫度達(dá)到21.6℃，滿足整車采暖的性能目標(biāo)。

4 結(jié)論

本文依據(jù)搭建的空調(diào)系統(tǒng)仿真平臺(tái)，模擬計(jì)算了某款車型在不同外界環(huán)境溫度下的空調(diào)性能，利用1D和3D耦合的方式，對(duì)-10℃環(huán)境溫度下的乘員艙不同區(qū)域的溫度進(jìn)行了預(yù)測(cè)和優(yōu)化建議，并對(duì)不同環(huán)境溫度下的壓縮機(jī)功耗、排氣溫度、系統(tǒng)COP等進(jìn)行了比較。

（1）該車型匹配的熱泵空調(diào)系統(tǒng)在-10℃環(huán)境溫度下，乘員艙腳部平均溫度可以達(dá)到16.2℃，未能滿足系統(tǒng)的采暖要求。

（2）隨著環(huán)境溫度的降低，系統(tǒng)制冷劑流量減小，壓縮機(jī)功耗降低，系統(tǒng)制熱量降低的趨勢(shì)比壓縮機(jī)功耗降低的趨勢(shì)減緩，導(dǎo)致COP呈增加趨勢(shì)。

（3）在-10℃環(huán)境下，該熱泵系統(tǒng)輔助功率1kW的PTC，腳部平均溫度達(dá)到23.4℃，乘達(dá)到21.6℃，滿足整車采暖的性能目標(biāo)，且壓縮機(jī)的排氣溫度、排氣壓力等參數(shù)在合適的范圍內(nèi)。

[1] Ramesh Pathuri,Yuvraj Patil, and Prasanna Vyankatesh Nagarhalli,Deployment of 1D Simulation with Multi Air Zone Cabin Model for Air Conditioning System Development for Passenger Car.SAE 2015-26-0234.

[2] G. H. Lee, J. Y. Yoo.Performance analysis and simulation of autom-obile air conditioning system[J]. Int.J.Refrig, 2000, 23(3): 243-254.

[3] 彭發(fā)展,魏名山,黃海圣等,環(huán)境溫度對(duì)電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能的影響[J],北京航空航天大學(xué)學(xué)報(bào),2014,12（40）:1742-1745.

[4] 馬國(guó)遠(yuǎn),史保新,陳觀生等.電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)的試驗(yàn)研究[J].低溫工程.2000(4):40-44.

[5] 謝卓,陳江平,陳芝久.電動(dòng)車熱泵空調(diào)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)分析[J].汽車工程.2006(28):763-765.

[6] SchererLP, GhodbaneM, BakerJA, etal On-Vehicle Performance Comparison of an R-152a and R-134a Heat Pump System[C]. SAE Paper2003 -01 -0733.