葉鵬 盧剛 沈光裕

（泛亞汽車技術(shù)中心有限公司）

純電動(dòng)汽車能夠?qū)崿F(xiàn)無排放污染、能源利用效率高，是未來新能源汽車的重要發(fā)展方向。但是，與傳統(tǒng)燃油車相比，純電動(dòng)車并沒有發(fā)動(dòng)機(jī)余熱用于乘員艙取暖[1]；而采用PTC（Positive Temperature Coefficient）電加熱會(huì)嚴(yán)重影響純電動(dòng)汽車的續(xù)航里程，可以回收利用動(dòng)力電池和驅(qū)動(dòng)電機(jī)的廢熱用于乘員艙取暖[2]。乘員艙溫度控制、動(dòng)力電池和驅(qū)動(dòng)電機(jī)的熱管理系統(tǒng)獨(dú)立分散[3-4]，也需要進(jìn)行統(tǒng)一管理。針對(duì)上述問題，文獻(xiàn)[5]以熱泵空調(diào)系統(tǒng)為基礎(chǔ)，采用將制冷劑回路引入電池內(nèi)部的方法進(jìn)行電池?zé)峁芾?，但并沒有考慮電機(jī)的熱管理。文獻(xiàn)[6]對(duì)電機(jī)和電池采用水冷，并且將熱量與空調(diào)系統(tǒng)交換，整個(gè)熱管理系統(tǒng)的核心為空調(diào)系統(tǒng)。上述研究都未在統(tǒng)一工況進(jìn)行系統(tǒng)性能測(cè)試。基于此，文章提出了一種廢熱回收型熱泵系統(tǒng)（包含動(dòng)力電池和驅(qū)動(dòng)電機(jī)的廢熱熱源），研究在CLTC-P（中國(guó)輕型車測(cè)試循環(huán)）工況下的整車熱管理性能，為乘員艙取暖以及提高續(xù)航里程提供參考。

1 循環(huán)原理

某車型熱管理系統(tǒng)能夠完成乘員艙制冷、電池/電機(jī)冷卻、乘員艙采暖和電池/電機(jī)廢熱回收功能，不同的功能通過切換管路電磁閥實(shí)現(xiàn)，文章僅討論乘員艙采暖和電池/電機(jī)廢熱回收功能。

當(dāng)乘員艙需求采暖時(shí)，制冷劑經(jīng)壓縮機(jī)壓縮后流經(jīng)乘員艙冷凝器、干燥過濾器、電子膨脹閥、板式換熱器，回到壓縮機(jī)；冷卻液流經(jīng)電池和電機(jī)回路，吸收電池和電機(jī)廢熱，將吸收的熱量通過板式換熱器與制冷劑進(jìn)行熱量交換，從而實(shí)現(xiàn)電機(jī)和電池廢熱回收。回路中的高壓電加熱器在熱量不夠時(shí)給水加熱；乘員艙空氣與艙內(nèi)冷凝器中制冷劑換熱，用于給乘員艙加熱。純電動(dòng)汽車熱管理系統(tǒng)乘員艙采暖工況，如圖1 所示。

圖1 純電動(dòng)汽車熱管理系統(tǒng)乘員艙采暖工況

2 整車熱管理系統(tǒng)模型建立

搭建整車乘員艙采暖工況的物理模型，并對(duì)仿真模型進(jìn)行簡(jiǎn)化以加快模型求解速度：1）忽略各部件間和連接管路間的熱交換[7]59；2）系統(tǒng)管內(nèi)制冷劑流動(dòng)為一維流動(dòng)；3）冷凝器側(cè)入口空氣為一維均勻條件，忽略空氣的流動(dòng)不均勻性[8]；4）電機(jī)電池系統(tǒng)簡(jiǎn)化為相應(yīng)的等效熱容；5）電池與外界空氣的對(duì)流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)為定值不變[9]；6）電池內(nèi)部材料均勻，且材料的物理性質(zhì)保持定值，不受外界影響[10]。

2.1 壓縮機(jī)模型

壓縮機(jī)建模采用容積式壓縮機(jī)模型，電池組直流電經(jīng)逆變器為壓縮機(jī)驅(qū)動(dòng)電機(jī)供電，電機(jī)帶動(dòng)壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)，考慮到制冷劑在壓縮機(jī)中流動(dòng)和換熱比較復(fù)雜，建模僅考慮體積效率ηv、等熵效率ηis和機(jī)械效率ηm。質(zhì)量流量（qm/（g/s））、排氣焓值（h2/（J/kg））和輸入功率（P/w）的計(jì)算如下。

式中：N——壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；

ρ——吸氣密度，kg/m3；

D——壓縮機(jī)排量，CC。

式中：h1——吸氣焓值，J/kg；

Δh——等熵排吸氣焓差，J/kg。

圖2 示出壓縮機(jī)的模擬結(jié)果和試驗(yàn)數(shù)據(jù)的對(duì)比。從圖2 可以看出，模型和試驗(yàn)相差不大，模擬結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)取得良好的一致性。

圖2 壓縮機(jī)模型的驗(yàn)證結(jié)果

2.2 換熱器模型

與壓縮機(jī)建模過程類似，模型未對(duì)冷凝器中制冷劑的流動(dòng)換熱過程進(jìn)行機(jī)理性研究。采用標(biāo)定換熱器換熱能力的方法，該方法通過計(jì)算制冷劑側(cè)換熱系數(shù)并標(biāo)定空氣側(cè)換熱系數(shù)來實(shí)現(xiàn)。

單相區(qū)制冷劑的換熱系數(shù)采用Dittus-Boelter 關(guān)聯(lián)

式計(jì)算，如式（4）所示。式中：Re——雷諾數(shù)；

Pr——普朗特?cái)?shù)；

k——導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m2℃)；

D——特征直徑，m。

兩相區(qū)制冷劑換熱系數(shù)采用Klimenko 關(guān)聯(lián)式計(jì)算，如式（5）所示。

式中：ρl——液態(tài)密度，kg/m3；

ρv——?dú)鈶B(tài)密度，kg/m3；

kl——液態(tài)導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m2℃)；

kw——壁面導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m2℃)。

空氣側(cè)Nusselt 數(shù)，如式（6）所示。

式中系數(shù)C與指數(shù)m則由試驗(yàn)數(shù)據(jù)結(jié)合最小二乘法加以確定。

根據(jù)冷凝器和板式換熱器的試驗(yàn)工況，建立模型模擬計(jì)算試驗(yàn)工況下的換熱量，模型值和試驗(yàn)值的試驗(yàn)對(duì)比情況，如圖3 所示。結(jié)果表明模擬結(jié)果和試驗(yàn)數(shù)據(jù)一致性良好，可用于預(yù)測(cè)換熱器的換熱能力。

圖3 冷凝器和板式換熱器模型模擬結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)[1]19-27

2.3 膨脹閥模型

膨脹閥模型按照孔板模型，其計(jì)算公式如下：

式中：n——膨脹閥當(dāng)前的開度；

CD——流量系數(shù)；

A——膨脹閥最大流通面積，m；

ρr_in——膨脹閥進(jìn)口制冷劑密度，kg/m3；

pin，pout——膨脹閥進(jìn)、出口制冷劑壓力，Pa。

2.4 工況模型

在汽車運(yùn)行中，影響熱泵工作的參數(shù)包括汽車的運(yùn)行速度、電池及驅(qū)動(dòng)電機(jī)的廢熱功率。試驗(yàn)工況模型中，通過時(shí)間查表確定當(dāng)前時(shí)刻的汽車運(yùn)行速度和電池及驅(qū)動(dòng)電機(jī)的廢熱功率，并輸出給熱泵系統(tǒng)物理模型作為求解的參數(shù)輸入[7]58。其電池和驅(qū)動(dòng)電機(jī)廢熱功率數(shù)據(jù)通過仿真軟件進(jìn)行計(jì)算，汽車關(guān)鍵參數(shù)，如表1 所示。

表1 汽車主要?jiǎng)恿Ψ抡鎱?shù)

采用電池SOC（荷電狀態(tài)，即電池當(dāng)前剩余容量占額定容量的百分比）作為純電動(dòng)汽車熱管理系統(tǒng)對(duì)續(xù)航里程影響的評(píng)價(jià)指標(biāo)。純電動(dòng)汽車動(dòng)力電池的SOC估計(jì)方法為：把電池看成一個(gè)理想電壓源和內(nèi)阻串聯(lián)的等效電路[1]110-114。

3 乘員艙加熱系統(tǒng)模擬結(jié)果和討論

3.1 模擬工況

對(duì)于乘員艙加熱，整車采用適合中國(guó)國(guó)情的CLTC-P 工況，該工況包含低速、中速和高速3 個(gè)速度區(qū)間，工況時(shí)長(zhǎng)為1 800 s，平均車速為29 km/h，最大車速為114 km/h。CLTC-P 工況下的車速曲線，如圖4 所示。對(duì)不同工況下包含熱管理系統(tǒng)模塊的整車進(jìn)行仿真分析，仿真時(shí)間為2 個(gè)CLTC-P 循環(huán)。該仿真工況下，模型的電池和電機(jī)的散熱量輸入，如圖5 和圖6 所示[1]115。

圖4 CLTC-P 工況下的車速曲線

圖5 電池散熱量曲線

圖6 電機(jī)散熱量曲線

仿真工況結(jié)合實(shí)際使用情況考慮，冬季汽車在行駛前通過充電樁供電采用熱管理系統(tǒng)把電池預(yù)熱到30 ℃，艙內(nèi)氣溫預(yù)熱至24 ℃再啟動(dòng)汽車，節(jié)約行車能耗。

工況1：短途行駛，電池廢熱和電加熱給乘員艙供熱。汽車啟動(dòng)前，熱管理系統(tǒng)將電池預(yù)熱至30 ℃，艙內(nèi)氣溫預(yù)熱至24 ℃；驅(qū)動(dòng)電機(jī)部件和油溫度初始溫度為-7 ℃，仿真2 個(gè)CLTC-P 循環(huán)。工況2：長(zhǎng)途行駛，電池廢熱、電機(jī)廢熱和電加熱給乘員艙供熱。維持電池溫度在13 ℃，維持艙內(nèi)氣溫在24 ℃，驅(qū)動(dòng)電機(jī)部件和油溫度在55 ℃，仿真2 個(gè)CLTC-P 循環(huán)。

乘客艙溫度設(shè)定為24 ℃，根據(jù)某車型在環(huán)境-7 ℃下的試驗(yàn)結(jié)果，維持該艙內(nèi)溫度，艙內(nèi)冷凝器出風(fēng)溫度約為43 ℃。通過調(diào)節(jié)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速和高壓電加熱器功率來控制該出風(fēng)溫度。乘員艙進(jìn)風(fēng)模式為外循環(huán)模式時(shí)，進(jìn)風(fēng)溫度為-7 ℃；乘員艙進(jìn)風(fēng)模式為部分內(nèi)循環(huán)模式時(shí)，進(jìn)風(fēng)溫度為7 ℃。

3.2 電池和電機(jī)熱管理

圖7 示出電池溫度隨時(shí)間的變化情況。對(duì)于工況1，電池溫度由30 ℃逐漸降低至9 ℃附近，電池預(yù)熱熱量以及自身散熱用于給冷卻水加熱。對(duì)于工況2，電池溫度維持在13～15 ℃，與冷卻水換熱量。

圖7 電池溫度隨時(shí)間的變化

圖8 示出工況1 和工況2 的電機(jī)油溫隨時(shí)間的變化情況。對(duì)于工況1，電機(jī)的發(fā)熱量?jī)H用于自身升溫，并未和冷卻水換熱。在低車速工況區(qū)間時(shí)，電機(jī)油溫緩慢增加；在高車速工況區(qū)間時(shí)，電機(jī)油溫急劇增加。對(duì)于工況2，電機(jī)初始溫度為55 ℃，在1 600 s 前電機(jī)和冷卻水換熱，當(dāng)電機(jī)溫度降低至38 ℃，觸發(fā)冷卻水旁通條件，此后電機(jī)的發(fā)熱量用于自身升溫，直至3 300 s電機(jī)升至50 ℃，電機(jī)再次與冷卻水進(jìn)行換熱。

圖8 工況1 和工況2 電機(jī)油溫隨時(shí)間的變化

3.3 系統(tǒng)性能

工況1 的壓縮機(jī)和加熱器的功耗曲線、系統(tǒng)COP曲線，如圖9 所示。前2 600 s，壓縮機(jī)功耗為1～1.3 kW，加熱器不介入工作，系統(tǒng)的COP 處于3.5～2.5。在2 600～3 600 s 時(shí)，水溫過低，電池觸發(fā)電加熱器工作，加熱器功率為1 kW左右，壓縮機(jī)功率維持在1.25 kW，COP 穩(wěn)定在2.5。由此可知，帶電池預(yù)熱的熱泵系統(tǒng)，要比單獨(dú)電加熱的熱泵系統(tǒng)，COP 提升約20%。

圖9 工況1 下壓縮機(jī)、加熱器和COP 隨時(shí)間的變化情況

表2 示出了工況2 在進(jìn)風(fēng)溫度為-7 ℃和7 ℃時(shí)的采暖性能對(duì)比。從表2 中可以看出，部分內(nèi)循環(huán)模式對(duì)比外循環(huán)模式，壓縮機(jī)功耗減少了23%，加熱器功耗減少了30%，COP 下降了9%。

表2 工況2 在不同進(jìn)風(fēng)溫度下的采暖性能

圖10 示出了-7 ℃環(huán)境工況和初始SOC為0.96時(shí)，4 種不同運(yùn)行模式完成2 個(gè)CLTC-P 運(yùn)行工況后，電池SOC的對(duì)比情況。無乘員艙加熱需求時(shí)，SOC為0.906；電池預(yù)熱+ 廢熱回收+ 電加熱時(shí)，SOC為0.893；無電池預(yù)熱+廢熱回收+電加熱時(shí)，在工況運(yùn)行結(jié)束后，SOC為0.871；而無電池預(yù)熱+無廢熱回收+電加熱時(shí)，在工況運(yùn)行結(jié)束后，SOC為0.865。由此可見，相比于僅使用電加熱器，采用電池預(yù)熱、廢熱回收的熱泵系統(tǒng)百公里能耗降低了29.6%；相比于僅使用電加熱器，采用廢熱回收的百公里能耗降低6.7%[1]120-122。

圖10 不同運(yùn)行模式下SOC 隨時(shí)間的變化

4 結(jié)論

文章提出的利用動(dòng)力電池和驅(qū)動(dòng)電機(jī)廢熱的熱泵系統(tǒng)，采用動(dòng)力電池預(yù)熱，可使乘員艙取暖系統(tǒng)的COP和整車的百公里能耗有顯著優(yōu)化。為了更好地達(dá)到節(jié)約能源、降低百公里能耗的目標(biāo)，可進(jìn)一步對(duì)動(dòng)力電池和驅(qū)動(dòng)電機(jī)進(jìn)行散熱試驗(yàn)匹配，完善模型輸入，以及對(duì)控制策略的限制參數(shù)進(jìn)行進(jìn)一步優(yōu)化。