蘭嬌，蘇林，呼延吉，李康，方奕棟

（1-上海理工大學(xué)，上海 200093；2-延擎動(dòng)力科技（上海）有限公司，上海 200093）

[關(guān)鍵字] 電動(dòng)汽車；二次回路熱泵系統(tǒng)；制熱

0 引言

環(huán)境污染與國(guó)家政策導(dǎo)致電動(dòng)汽車已成為必然的發(fā)展趨勢(shì)。汽車空調(diào)系統(tǒng)是乘客艙舒適性和乘員安全性的重要保證，但由于電動(dòng)汽車的動(dòng)力系統(tǒng)是電池包，使得第二大耗能的空調(diào)系統(tǒng)面臨著挑戰(zhàn)[1-2]。一方面，與傳統(tǒng)燃油車相比，電動(dòng)汽車沒(méi)有足夠的發(fā)動(dòng)機(jī)余熱供暖，一般電動(dòng)汽車采用PTC（Positive Temperature Coefficient）電加熱器采暖，但PTC加熱能效低。研究表明：開(kāi)啟PTC電加熱器將減少電動(dòng)汽車24%～50%的駕駛里程[3-4]。而熱泵系統(tǒng)的性能系數(shù)（COP）大于1，替代PTC加熱具有很大的研究?jī)r(jià)值。大量的研究表明：與PTC加熱相比，根據(jù)不同的駕駛工況，熱泵系統(tǒng)可以增加20%～30%的行駛里程[3-5]。HIGUCHI等[6]研究了帶有閃發(fā)器電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)，與PTC加熱作比較：熱泵空調(diào)使能源利用率提高67%，續(xù)駛里程可增加21%。

由于全球氣候變暖加劇，制冷劑 R134a（GWP為1,430）面臨著被替換[7]。2006年歐盟通過(guò)的F-Gas法規(guī)明確規(guī)定，2011年開(kāi)始在歐盟成員國(guó)上市的新車中汽車空調(diào)使用制冷劑的GWP不能高于150[8]。在歐盟批準(zhǔn)可替代的新型制冷劑中，R1234yf和R152a具有不同程度的可燃性；CO2無(wú)色無(wú)味，在濃度高時(shí)具有窒息性[9-10]。這些制冷劑若在使用時(shí)發(fā)生泄漏，特別是從空調(diào)箱泄漏擴(kuò)散到乘客艙，會(huì)對(duì)乘客的安全造成嚴(yán)重威脅。為了避免制冷劑與乘員艙有直接的接觸，帶二次冷卻液回路的空調(diào)熱泵系統(tǒng)近些年也得到發(fā)展與研究。

GHODBANE[11]對(duì)比研究了制冷劑為 R152a和R134a的二次回路熱泵（ASLHP）系統(tǒng)性能：在相同的怠速工況下，R152a熱泵系統(tǒng)的COP提升7%。KAISER[12]對(duì)比研究了直接式熱泵（DHP）與ASLHP系統(tǒng)的制冷劑的充注量，發(fā)現(xiàn) ASLHP系統(tǒng)可減少28%，這主要是因?yàn)樗闹评鋭┗芈犯泳o湊。CARRIES等[13]研究了一個(gè)R134a的ASLHP單元式熱泵系統(tǒng)，實(shí)驗(yàn)表明：與DHP系統(tǒng)相比較，制熱性能更優(yōu)，而制冷性能下降了 5%。WANG等[14]對(duì)比研究了制冷劑為CO2的DHP系統(tǒng)與ASLHP系統(tǒng)在低溫下的傳熱性能。

二次回路熱泵系統(tǒng)在汽車空調(diào)中的應(yīng)用具有以下優(yōu)點(diǎn)[15-17]：1）增加制冷劑可選種類，可使用可燃性制冷劑；2）減少制冷劑的充注量；3）避免制冷劑在換熱器兩相區(qū)分配不均導(dǎo)致的溫度波動(dòng)；4）消除制冷劑經(jīng)過(guò)節(jié)流裝置時(shí)產(chǎn)生的異響，從而減小噪聲對(duì)乘客影響；5）在短時(shí)間內(nèi)啟動(dòng)/停車時(shí)（比如紅綠燈路口時(shí)）可以儲(chǔ)存冷量/熱量、供給乘員艙制冷/加熱；6）針對(duì)電動(dòng)汽車，有利于電池（電子設(shè)備）熱管理?，F(xiàn)階段，對(duì)于二次回路熱泵系統(tǒng)在汽車空調(diào)中的研究仍較少，尤其是國(guó)內(nèi)研究。

本文搭建了一個(gè)基于二次回路的空調(diào)熱泵系統(tǒng)，研究在不同轉(zhuǎn)速下，改變室內(nèi)側(cè)送風(fēng)風(fēng)量對(duì)系統(tǒng)制熱性能的影響，包括COP、制熱量、出風(fēng)溫度等參數(shù)。

1 負(fù)荷計(jì)算及系統(tǒng)匹配

1.1 冬季冷負(fù)荷計(jì)算

汽車空調(diào)系統(tǒng)設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)之前，很重要的一步是對(duì)整個(gè)車進(jìn)行負(fù)荷計(jì)算。電動(dòng)汽車空調(diào)系統(tǒng)的負(fù)荷主要包括有太陽(yáng)輻射、電池包的產(chǎn)熱、車身導(dǎo)熱、新風(fēng)及漏風(fēng)負(fù)荷、人員散熱、車內(nèi)照明6部分[18]。本文主要研究冬季制熱性能，考慮到冬季負(fù)荷特性中的太陽(yáng)輻射、電池包的產(chǎn)熱、車內(nèi)照明以及人員散熱都會(huì)降低冬季的取暖負(fù)荷，因此在計(jì)算冬季冷負(fù)荷時(shí)，只考慮新風(fēng)負(fù)荷和車身維護(hù)結(jié)構(gòu)的傳熱。冷負(fù)荷計(jì)算條件為：環(huán)境和室內(nèi)側(cè)溫度分別為10 ℃和 20 ℃，車輛是小型緊湊型汽車，長(zhǎng)寬高分別為2,975 mm、1,585 mm和1,570 mm，軸距1,865 mm，3門(mén)2座2廂。當(dāng)汽車在低溫環(huán)境靜置太久，乘員剛進(jìn)入車廂會(huì)把鼓風(fēng)機(jī)開(kāi)到最大檔，制熱調(diào)到最大檔，滿足舒適性要求，此時(shí)的瞬態(tài)負(fù)荷最大；等到車廂環(huán)境慢慢被加熱，整車逐漸達(dá)到穩(wěn)態(tài)，此時(shí)空調(diào)系統(tǒng)只要加熱人員所需補(bǔ)充的新風(fēng)以及車門(mén)的漏風(fēng)。

根據(jù)參考文獻(xiàn)[19-20]計(jì)算方法，結(jié)合上述說(shuō)明，本文的冷負(fù)荷計(jì)算時(shí)，瞬態(tài)負(fù)荷為1.7 kW，穩(wěn)態(tài)負(fù)荷為1.1 kW。

1.2 系統(tǒng)匹配

根據(jù) 1.7 kW 的冷負(fù)荷，冬季制冷劑的設(shè)計(jì)工況為：冷凝和蒸發(fā)溫度分別為 55 ℃和 0 ℃，過(guò)冷度和過(guò)熱度都為5 ℃，根據(jù)參考文獻(xiàn)[21-22]進(jìn)行系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)。

2 實(shí)驗(yàn)原理

2.1 實(shí)驗(yàn)裝置

如圖1所示的實(shí)驗(yàn)裝置及測(cè)試系統(tǒng)示意圖，焓差實(shí)驗(yàn)室包含室內(nèi)和室外兩個(gè)環(huán)境室，并通過(guò)單獨(dú)的制冷系統(tǒng)和加熱加濕系統(tǒng)控制環(huán)境狀態(tài)?？紤]到現(xiàn)階段實(shí)驗(yàn)室的安全措施尚未成熟，本文采用R134a制冷劑。圖1中的粗虛線部分是制冷劑回路，粗實(shí)線是冷卻液回路。制冷劑回路包括的部件有電動(dòng)壓縮機(jī)、板式換熱器、TXV1、室外換熱器。冷卻液回路的部件有水泵、膨脹水箱、熱芯。冷卻液為50%的乙二醇溶液。制冷劑在板式換熱器內(nèi)與冷卻液進(jìn)行換熱，被加熱的冷卻液通過(guò)水泵提供動(dòng)力輸送到熱芯加熱乘客艙。本實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)示意圖也有制冷模式，通過(guò)切換電磁閥即可。

系統(tǒng)的設(shè)計(jì)是按照緊湊小型電動(dòng)汽車進(jìn)行匹配。系統(tǒng)選用排量為0.000027 m3/r的電動(dòng)渦旋式壓縮機(jī)，供電電壓為直流 380 V，轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)范圍為1,000 r/min～ 4,000 r/min，使用自帶的24 V低壓直流控制器進(jìn)行轉(zhuǎn)速的調(diào)節(jié)。室外換熱器為單排四流程微通道平行流冷凝，外形尺寸 240 mm(W)×350 mm(H)×20 mm(D)；熱泵換熱器為板式換熱器，外形尺寸為 206 mm(W)×78 mm(D)×101 mm(H)，最大換熱量為8.5 kW；熱芯換熱量不小于4.5 kW，外形尺寸為 295 mm(W)×27 mm(D)×130 mm(H)。水泵為12 V直流無(wú)刷型，最大流量360 L/h，通過(guò)自帶的控制器調(diào)節(jié)流量；電磁閥均為直流12 V驅(qū)動(dòng)常閉型。

各個(gè)測(cè)點(diǎn)布置鉑電阻與壓力傳感器測(cè)量制冷劑側(cè)的溫度和壓力，科式質(zhì)量流量計(jì)用來(lái)測(cè)量制冷劑流量，體積流量計(jì)用來(lái)測(cè)量冷卻液的流量，功率計(jì)測(cè)量消耗的功率，電壓表與電流表測(cè)量壓縮機(jī)的運(yùn)行電壓與電流，各測(cè)量精度如表1所示，通過(guò)計(jì)算機(jī)軟件進(jìn)行數(shù)據(jù)采集和處理。

圖1 實(shí)驗(yàn)裝置及測(cè)試系統(tǒng)示意圖

表1 實(shí)驗(yàn)臺(tái)主要參數(shù)測(cè)量精度

2.2 實(shí)驗(yàn)方法

表2為本文的測(cè)試工況，以送風(fēng)風(fēng)量和轉(zhuǎn)速為變量。由于制熱模式是通過(guò)冷卻液給乘客艙供暖，因此在計(jì)算制熱量時(shí)單獨(dú)用制冷劑側(cè)的計(jì)算公式不再適用，本文計(jì)算制熱量時(shí)取制冷劑側(cè)制熱量與水側(cè)制熱量的平均值，如式(1)～式(3)，COP計(jì)算公式如式(4)。

式中：

Q——制熱量，kW；

Qref——制冷劑側(cè)制熱量，kW；

Qw——冷卻液側(cè)制熱量，kW；

mref——制冷劑流量，kg/h；

hcond,in——冷凝器側(cè)進(jìn)口焓值，kJ/kg；

hcond,out——冷凝器側(cè)出口焓值，kJ/kg；

Vw——冷卻液側(cè)體積流量，m3/h；

ρw——冷卻液側(cè)密度，kg/m3；

cp——比熱容，kJ/(kg·℃)；

tin——進(jìn)口溫度，℃；

tout——出口溫度，℃；

Wcomp——壓縮機(jī)耗功，kW。

表2 實(shí)驗(yàn)工況

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

3.1 改變室內(nèi)側(cè)進(jìn)風(fēng)風(fēng)量

圖2和圖3展示了在相同的轉(zhuǎn)速、不同的風(fēng)量下，壓縮機(jī)的排氣壓力溫度的變化規(guī)律以及板式換熱器（冷凝器）出口壓力溫度的變化規(guī)律。隨著風(fēng)量的增加，壓縮機(jī)和冷凝器的排氣溫度和壓力都隨之下降。這是由于增加風(fēng)量使得空氣側(cè)的換熱系數(shù)增大，即增強(qiáng)了換熱，使得熱芯出口的冷卻液溫度較低，進(jìn)入冷凝器的溫度較低。

圖2 不同轉(zhuǎn)速下，風(fēng)量與壓力的變化規(guī)律

圖3 不同轉(zhuǎn)速下，風(fēng)量與溫度的變化規(guī)律

圖4 顯示了相同轉(zhuǎn)速、不同風(fēng)量下，系統(tǒng)的制熱量、壓縮機(jī)耗功和COP的變化規(guī)律。隨著風(fēng)量的增加，壓縮機(jī)的耗功幾乎不變。350 m3/h與450 m3/h的風(fēng)量相比較，根據(jù)轉(zhuǎn)速的不同，制熱量可以提高8%～16%。COP是耗功和制熱量的綜合結(jié)果，根據(jù)公式(4)可知，風(fēng)量較低時(shí)COP也越大。

圖5表示的是空調(diào)箱出風(fēng)溫度的影響，可以明顯看出，風(fēng)量的變化對(duì)出風(fēng)的影響很大。350 m3/h與450 m3/h的風(fēng)量相比，根據(jù)轉(zhuǎn)速的不同，出風(fēng)溫度高 13%～22%。這是由于隨著風(fēng)量的降低，空氣有時(shí)間與熱芯進(jìn)行充分的換熱，且在空調(diào)箱中出風(fēng)口空氣有充足的時(shí)間混合，使出風(fēng)溫度較高。

圖4 不同速下，風(fēng)量與制熱量/耗功/COP的變化規(guī)律

圖5 不同轉(zhuǎn)速下，風(fēng)量與出風(fēng)溫度的變化規(guī)律

3.2 改變壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速

如圖2和3所示，在相同的風(fēng)量下，隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，壓縮機(jī)和冷凝器出口的壓力與溫度也隨之增加。但轉(zhuǎn)速增加對(duì)壓縮機(jī)的排氣溫度和壓力的影響幅度大。風(fēng)量350 m3/h、中轉(zhuǎn)速2,500 r/min時(shí)，壓縮機(jī)的排氣壓力最高才 1.24 MPa；高轉(zhuǎn)速3,850 r/min時(shí)，壓縮機(jī)的排氣壓力最高 1.5 MPa。一方面隨著轉(zhuǎn)速的增加，壓縮機(jī)的排量增加，另一方面電動(dòng)渦旋式壓縮機(jī)在高轉(zhuǎn)速時(shí)，壓縮機(jī)的效率較高，因此具有較高的排氣溫度和壓力。對(duì)冷凝器出口的壓力和溫度變化影響小，這可能是因?yàn)橹评鋭┰诶淠耸且豪涫?，乙二醇溶液與制冷劑換熱，且板式換熱器的結(jié)構(gòu)緊湊，換熱效果較好。

如圖4所示，在相同的風(fēng)量下，隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速增加，系統(tǒng)制熱量、壓縮機(jī)耗功都呈上升的趨勢(shì)，COP呈現(xiàn)下降的趨勢(shì)，這是因?yàn)閴嚎s機(jī)排量增加導(dǎo)致了耗功增加。風(fēng)量為350 m3/h、轉(zhuǎn)速為3,850 r/min時(shí)，制熱量可達(dá)2.4 kW，可以滿足取暖負(fù)荷。如圖5所示，隨著壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速提高，出風(fēng)溫度也隨之增加，當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為3,850 r/min、風(fēng)量為350 m3/h時(shí)，出風(fēng)溫度達(dá)到 31 ℃，與乘員艙的設(shè)計(jì)溫度差為 13 ℃。由圖 2可知，壓縮機(jī)的排氣溫度增加，導(dǎo)致冷卻液在板式換熱器內(nèi)的換熱量增加。COP的下降也表明熱泵系統(tǒng)的能效比在高轉(zhuǎn)速下較小，但COP也保持在2以上。同樣，排量的增加，冷卻液與制冷劑換熱量增加，使得進(jìn)入熱芯的冷卻液溫度更高，即出風(fēng)溫度也會(huì)隨壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加而升高。

4 總結(jié)

本文搭建了電動(dòng)汽車二次回路熱泵系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，在汽車空調(diào)焓差實(shí)驗(yàn)室進(jìn)行了二次回路熱泵系統(tǒng)在不同風(fēng)量以及壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下的制熱性能實(shí)驗(yàn)，得到以下結(jié)論。

1）風(fēng)量對(duì)二次回路電動(dòng)汽車熱泵系統(tǒng)的制熱量以及出風(fēng)溫度影響很大，風(fēng)量為350 m3/h時(shí)，與風(fēng)量為450 m3/h相比，可使制熱量最大增加16%，出風(fēng)溫度提高22%。針對(duì)小型緊湊型電動(dòng)汽車采用350 m3/h的風(fēng)量可使系統(tǒng)性能更優(yōu)。

2）壓縮機(jī)高轉(zhuǎn)速時(shí)，出風(fēng)溫度高且制熱量多。轉(zhuǎn)速增加對(duì)壓縮機(jī)排氣溫度和壓力明顯增大，而對(duì)水冷式的板式換熱器的出口壓力和溫度影響小。

3）綜合壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速以及室內(nèi)側(cè)進(jìn)風(fēng)風(fēng)量對(duì)二次回路熱泵系統(tǒng)有影響，對(duì)于小型緊湊型電動(dòng)汽車來(lái)說(shuō)，高轉(zhuǎn)速和小風(fēng)量可使系統(tǒng)的性能發(fā)揮最優(yōu)。