李海軍， 時(shí)帥領(lǐng)， 禹佩利， 常桂銘， 劉盼盼， 王春艷

(中原工學(xué)院 能源與環(huán)境學(xué)院， 河南 鄭州 450007)

隨著我國(guó)城鎮(zhèn)化進(jìn)程的加快以及人民生活水平的迅速提高，汽車數(shù)量爆發(fā)性增長(zhǎng)，給社會(huì)帶來了嚴(yán)重的能源危機(jī)和環(huán)境污染問題。大力發(fā)展新能源客車可以有效緩解能源危機(jī)和環(huán)境污染問題。純電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)作為純電動(dòng)客車的主要輔助部件，其性能的優(yōu)劣直接影響電動(dòng)汽車的行駛里程，因此開發(fā)一套高性能的電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)具有重要意義。在外界環(huán)境溫度較高時(shí)，電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)內(nèi)的壓縮機(jī)的排氣溫度過高，會(huì)造成潤(rùn)滑油粘度降低、潤(rùn)滑不良，從而加速壓縮機(jī)的磨損并增加功耗。而純電動(dòng)客車熱泵系統(tǒng)采用低壓補(bǔ)氣模式可以有效地降低壓縮機(jī)的排氣溫度。

國(guó)內(nèi)外專家學(xué)者對(duì)帶補(bǔ)氣的熱泵空調(diào)系統(tǒng)做了大量研究。王磊等通過實(shí)驗(yàn)研究了補(bǔ)氣技術(shù)對(duì)熱泵系統(tǒng)制熱性能的影響，發(fā)現(xiàn)相比不補(bǔ)氣模式，采用補(bǔ)氣模式的制熱量和COP均有所提高[1]；蘇之勇等對(duì)中壓補(bǔ)氣增效型純電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行了模擬研究，發(fā)現(xiàn)采用中壓補(bǔ)氣模式后，壓縮機(jī)排氣溫度降低、制熱量和COP增加[2]；李艷等對(duì)帶補(bǔ)氣的熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能進(jìn)行了模擬研究，提出了一種帶補(bǔ)氣的熱泵機(jī)組運(yùn)行性能的計(jì)算方法，得出了不同蒸發(fā)溫度下最佳補(bǔ)氣壓力值，改善了低溫環(huán)境下空氣源熱泵機(jī)組的運(yùn)行性能[3]；張劍飛等對(duì)渦旋壓縮機(jī)的中間補(bǔ)氣技術(shù)進(jìn)行了研究，發(fā)現(xiàn)與普通渦旋式壓縮機(jī)相比，帶有中間補(bǔ)氣功能的壓縮機(jī)系統(tǒng)能效比高[4]；李海軍等設(shè)計(jì)了一種適用于電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)的低壓混氣型渦旋壓縮機(jī)，建立了低壓混氣型渦旋式壓縮機(jī)的數(shù)學(xué)模型，發(fā)現(xiàn)采用補(bǔ)氣可以解決超低溫工況下純電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)排氣溫度過高和制熱性能衰減的問題[5-6]；彭慶豐等設(shè)計(jì)了裝有小型渦旋壓縮機(jī)的二級(jí)壓縮噴射熱泵空調(diào)系統(tǒng)，并與PTC采暖方式進(jìn)行實(shí)車實(shí)驗(yàn)對(duì)比，發(fā)現(xiàn)采用補(bǔ)氣模式的熱泵空調(diào)系統(tǒng)能夠節(jié)能15%以上，整車的續(xù)航里程也大幅度延長(zhǎng)[7]；菅晨光等研究了低壓補(bǔ)氣和中壓補(bǔ)氣對(duì)熱泵空調(diào)系統(tǒng)制冷性能的影響，發(fā)現(xiàn)采用低壓補(bǔ)氣和中壓補(bǔ)氣都能夠降低壓縮機(jī)的排氣溫度，使系統(tǒng)運(yùn)行的穩(wěn)定性得到很大的提高[8]。

為了研究低壓補(bǔ)氣模式對(duì)純電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)制冷性能的影響，本文搭建了一套帶有低壓補(bǔ)氣模式的純電動(dòng)客車空調(diào)試驗(yàn)臺(tái)，以R410a為制冷劑，車內(nèi)外換熱器均使用平行流換熱器，在標(biāo)準(zhǔn)工況下，分析采用補(bǔ)氣模式和不補(bǔ)氣模式系統(tǒng)在不同壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下的制冷性能。

1 實(shí)驗(yàn)

1.1 實(shí)驗(yàn)裝置

R410a電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)如圖1所示。

圖1 R410a純電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)循環(huán)圖

由圖1可知，純電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)主要包括壓縮機(jī)、四通閥、氣液分離器、車內(nèi)外換熱器、主路電子膨脹閥、補(bǔ)路電子膨脹閥、干燥過濾器等部件。純電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)制冷模式的循環(huán)主路為:高溫高壓的氣態(tài)制冷劑從壓縮機(jī)排氣口經(jīng)四通閥到車外平行流換熱器，并冷凝為低溫高壓的液態(tài)制冷劑，經(jīng)儲(chǔ)液器、干燥過濾器、中間換熱器到主路電子膨脹閥，通過主路電子膨脹閥截流降壓成為低溫低壓的氣液混合制冷劑，再進(jìn)入車內(nèi)平行流換熱器蒸發(fā)吸熱，然后進(jìn)入壓縮機(jī)吸氣口，通過壓縮機(jī)壓縮成為高溫高壓的氣態(tài)制冷劑，最后從排氣口排出，進(jìn)入下一個(gè)制冷循環(huán)。純電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)制冷模式循環(huán)補(bǔ)路為:高溫高壓的氣態(tài)制冷劑從壓縮機(jī)排氣口經(jīng)過四通閥到車外平行流換熱器，并冷凝為低溫高壓的液態(tài)制冷劑，經(jīng)儲(chǔ)液器、干燥過濾器、中間換熱器到補(bǔ)路電子膨脹閥，通過補(bǔ)路電子膨脹閥截流降壓成為低溫低壓的氣液混合制冷劑，然后在中間換熱器內(nèi)與車外平行流換熱器流出的液態(tài)制冷劑換熱，最后進(jìn)入壓縮機(jī)壓縮為高溫高壓氣體，開始下一制冷循環(huán)。

1.2 測(cè)試工況

本實(shí)驗(yàn)方案按照GB/T 21361-2008《汽車用空調(diào)器》[9]、GB/T 7725-2004《房間空氣調(diào)節(jié)器》[10]、GB/T 12782-2007《汽車采暖性能要求和試驗(yàn)方法》[11]等國(guó)標(biāo)規(guī)范要求設(shè)定。測(cè)試工況如表1所示。

表1 純電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能測(cè)試工況

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及比較分析

實(shí)驗(yàn)中對(duì)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速進(jìn)行實(shí)時(shí)調(diào)節(jié)。壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速分別取3 000 r/min、4 000 r/min、5 000 r/min時(shí)，在空調(diào)標(biāo)準(zhǔn)制冷工況下，對(duì)系統(tǒng)的各項(xiàng)性能參數(shù)進(jìn)行測(cè)試并分析對(duì)比。

2.1 壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)系統(tǒng)制冷量的影響

壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)系統(tǒng)制冷量的影響情況如圖2所示。

圖2 壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)系統(tǒng)制冷量的影響情況

由圖2可以看出，在低壓補(bǔ)氣和不補(bǔ)氣兩種情況下，系統(tǒng)的制冷量都隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加而變大。在不補(bǔ)氣模式下，當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速由3 000 r/min提高至4 000 r/min時(shí)，系統(tǒng)的制冷量由9.35 kW增至14.37 kW，提升了53.69%；當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速由4 000 r/min 提高至5 000 r/min時(shí)，系統(tǒng)的制冷量由14.37 kW 增至19.26 kW，提升了34.03%。在低壓補(bǔ)氣模式下，當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速由3000 r/min提高至4 000 r/min時(shí)，系統(tǒng)的制冷量由11.16 kW增至15.93 kW， 提升了42.74%；當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速由4 000 r/min 提高至5 000 r/min時(shí)，系統(tǒng)的制冷量由15.93 kW增至20.78 kW，提升了30.44%。在低壓補(bǔ)氣和不補(bǔ)氣兩種模式下，系統(tǒng)的制冷量和壓縮機(jī)功率均隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增大而增加，且低壓補(bǔ)氣模式下系統(tǒng)的制冷量和壓縮機(jī)功率更大，在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速3 000 r/min、4 000 r/min、5 000 r/min下，采用低壓補(bǔ)氣模式的系統(tǒng)制冷量比不補(bǔ)氣模式分別提升了19.36%、10.93%和7.89%。因?yàn)闇u旋壓縮機(jī)為定排量壓縮機(jī)，隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，系統(tǒng)內(nèi)制冷劑體積流量也增加，且近似成正比增加，因而制冷量也近似成線性關(guān)系增加。

2.2 壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)系統(tǒng)壓縮機(jī)功率的影響

壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)壓縮機(jī)功率的影響情況如圖3所示。

圖3 壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)系統(tǒng)壓縮機(jī)功率的影響情況

由圖3可以看出，在低壓補(bǔ)氣和不補(bǔ)氣兩種模式下，系統(tǒng)的壓縮機(jī)功率都隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加而變大。在不補(bǔ)氣模式下，當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速由3 000 r/min提高至4 000 r/min時(shí)，壓縮機(jī)功率由2.78 kW增至4.14 kW，提升了48.92%；當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速由4 000 r/min提高至5 000 r/min時(shí)，壓縮機(jī)功率由4.14 kW增加到5.60 kW，提升了52.52%。在低壓補(bǔ)氣模式下，當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速由3 000 r/min提高至4 000 r/min時(shí)，壓縮機(jī)功率由2.82 kW增至4.19 kW，提升了48.68%；當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速由4 000 r/min提高至5 000 r/min時(shí)，壓縮機(jī)功率由4.19 kW增至5.82 kW，提升了38.90%。補(bǔ)氣狀態(tài)下的壓縮機(jī)功率更大，在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速3 000 r/min、4 000 r/min、5 000 r/min下，采用補(bǔ)氣模式的壓縮機(jī)功率比不補(bǔ)氣模式分別增加了0.04 kW、0.05 kW和0.22 kW。這是因?yàn)殡S著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，系統(tǒng)內(nèi)制冷劑體積流量增加，壓縮機(jī)做功也成比例增加，因而壓縮機(jī)功率也增加，且與壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速增加速度成正比。

2.3 壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)系統(tǒng)排氣溫度的影響

壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)排氣溫度的影響情況如圖4所示。

圖4 壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)排氣溫度的影響情況

由圖4可以看出，在低壓補(bǔ)氣和不補(bǔ)氣兩種情況下，系統(tǒng)的排氣溫度都隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加而變大。在不補(bǔ)氣模式下，當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速由3 000 r/min提高至4 000 r/min時(shí)，排氣溫度由57.10 ℃增至60.53 ℃，提升了3.43 ℃；當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速由4 000 r/min提高至5 000 r/min時(shí)，排氣溫度由60.53 ℃增至66.20 ℃，提升了5.67 ℃。在低壓補(bǔ)氣模式下，當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速由3 000 r/min提高至4 000 r/min時(shí)，排氣溫度由55.8 ℃增至57.90 ℃，增加了2.10 ℃；當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速由4 000 r/min提高至5 000 r/min時(shí)，排氣溫度由57.90 ℃增至61.70 ℃，提升了3.80 ℃。在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速3 000 r/min、4 000 r/min、5 000 r/min下，采用補(bǔ)氣模式的系統(tǒng)排氣溫度比不補(bǔ)氣模式分別降低了1.30 ℃、2.63 ℃和4.50 ℃。這是因?yàn)閴嚎s機(jī)在做工時(shí)，一部分能量會(huì)轉(zhuǎn)化為熱量，隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的提高，轉(zhuǎn)化的熱量就越多，導(dǎo)致排氣溫度上升；當(dāng)采用補(bǔ)氣模式后，通過調(diào)節(jié)補(bǔ)路，使從補(bǔ)路出來的飽和制冷劑與從主路蒸發(fā)器出來的制冷劑在補(bǔ)氣口混合，降低了吸入壓縮機(jī)的制冷劑的過熱度，從而降低了壓縮機(jī)的排氣溫度。

2.4 壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)系統(tǒng)COP和EER的影響

壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)系統(tǒng)COP和EER的影響如圖5所示。

圖5 壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)COP、EER的影響情況

由圖5可以看出，在低壓補(bǔ)氣和不補(bǔ)氣兩種情況下，系統(tǒng)EER都隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加而變大。系統(tǒng)COP在不補(bǔ)氣模式下隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加而基本不變，在低壓補(bǔ)氣模式下隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加有微弱下降。在不補(bǔ)氣模式下，當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速?gòu)? 000 r/min 提高至4 000 r/min時(shí)，系統(tǒng)COP從3.36升至3.47，提高了3.27%，EER從1.43升至1.83，提高了27.97%；當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速?gòu)? 000 r/min提高至5 000 r/min時(shí)，系統(tǒng)COP由3.47降至3.44，下降了0.89%，EER由1.83升至2.07，提高了16.78%。在低壓補(bǔ)氣模式下，當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速?gòu)? 000 r/min 提高至4 000 r/min時(shí)，系統(tǒng)COP從3.95降至3.80，下降了3.95%，EER從1.70升至2.01，提高了17.94%；當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速?gòu)? 000 r/min升高至5 000 r/min 時(shí)，系統(tǒng)COP由3.80降至3.64，下降了3.95%，EER由2.01升至2.19，提高了10.88%。在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速3 000 r/min、4 000 r/min、5 000 r/min下，低壓補(bǔ)氣模式與不補(bǔ)氣模式相較，系統(tǒng)COP分別增加了17.56%、9.39%和5.81%，EER分別增加了18.88%、9.56%和5.80%。這是因?yàn)镃OP是由制冷量和壓縮機(jī)功率的比值決定的，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速提升使制冷量增加的比例與壓縮機(jī)功率增加的比例基本相同， COP沒發(fā)生大的變化。

純電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)采用補(bǔ)氣模式，補(bǔ)路系統(tǒng)對(duì)壓縮機(jī)進(jìn)行補(bǔ)氣補(bǔ)焓，制冷量隨之增加，而壓縮機(jī)的功率增加很少，因此采用補(bǔ)氣模式的系統(tǒng)COP更高。盡管系統(tǒng)COP隨壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速變化不大，但EER隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的提高有明顯升高。這是因?yàn)镋ER是由制冷量與熱泵系統(tǒng)運(yùn)行總功率的比值決定的，熱泵系統(tǒng)功率主要包括壓縮機(jī)功率和風(fēng)機(jī)功率，隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的升高，系統(tǒng)制冷量提高，而壓縮機(jī)功率和風(fēng)機(jī)功率基本變化很小，系統(tǒng)總功率增長(zhǎng)比例小于制冷量的增長(zhǎng)比例，導(dǎo)致EER升高。

3 結(jié)語(yǔ)

本文通過實(shí)驗(yàn)分析對(duì)比了采用低壓補(bǔ)氣模式和不補(bǔ)氣模式的純電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)在不同壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下的制冷性能。結(jié)果表明：在采用低壓補(bǔ)氣模式和不補(bǔ)氣兩種模式下，純電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)制冷量、壓縮機(jī)功率都隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增大而變大，且在不同轉(zhuǎn)速下采用低壓補(bǔ)氣模式，系統(tǒng)制冷量、壓縮機(jī)功率均比不補(bǔ)氣模式大；采用低壓補(bǔ)氣模式可以有效降低系統(tǒng)的排氣溫度，增大系統(tǒng)的COP和EER，系統(tǒng)的穩(wěn)定性也有了很大的提高。因此，當(dāng)系統(tǒng)排氣溫度較大時(shí)，可以打開低壓補(bǔ)氣模式，提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性。