張文超 鄒慧明 韓欣欣 唐明生 田長(zhǎng)青

(1 上海海事大學(xué)商船學(xué)院 上海 201306；2 中國(guó)科學(xué)院理化技術(shù)研究所 空間功熱轉(zhuǎn)換技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 北京 100190；3 河南理工大學(xué)土木工程學(xué)院 焦作 454000)

當(dāng)今能源危機(jī)與環(huán)境污染問(wèn)題日益嚴(yán)重，大力發(fā)展新能源產(chǎn)業(yè)成為傳統(tǒng)能源消耗產(chǎn)業(yè)轉(zhuǎn)型發(fā)展的新思路[1]。電動(dòng)客車(chē)由于其環(huán)保特性，在國(guó)家相應(yīng)政策的扶持下得到了長(zhǎng)足發(fā)展[2]，技術(shù)進(jìn)步與產(chǎn)業(yè)升級(jí)使其具有更加廣闊的發(fā)展前景。電動(dòng)客車(chē)空調(diào)系統(tǒng)由車(chē)載動(dòng)力電池驅(qū)動(dòng)，通過(guò)熱泵系統(tǒng)滿(mǎn)足制冷、制熱、除霧、除霜等需求，其系統(tǒng)性能的優(yōu)劣直接影響電動(dòng)客車(chē)的節(jié)能性與實(shí)用性，對(duì)于電動(dòng)客車(chē)的續(xù)航能力具有重要影響[3]。

針對(duì)電動(dòng)客車(chē)熱泵空調(diào)系統(tǒng)在冬季工況下制熱性能衰減嚴(yán)重的問(wèn)題，研究人員在常規(guī)單級(jí)壓縮熱泵空調(diào)系統(tǒng)的基礎(chǔ)上增加了噴射補(bǔ)氣支路，這種帶噴射補(bǔ)氣支路的熱泵循環(huán)介于單級(jí)壓縮與二級(jí)壓縮之間被稱(chēng)為準(zhǔn)二級(jí)壓縮補(bǔ)氣熱泵循環(huán)，準(zhǔn)二級(jí)壓縮補(bǔ)氣熱泵循環(huán)能有效降低壓縮機(jī)排氣出口壓力與溫度，且系統(tǒng)修改添加的設(shè)備較少[4]。在對(duì)準(zhǔn)二級(jí)壓縮噴射補(bǔ)氣系統(tǒng)的研究中，李海軍等[5]建立了帶經(jīng)濟(jì)器的中壓補(bǔ)氣型電動(dòng)客車(chē)熱泵空調(diào)系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，在低溫區(qū)實(shí)驗(yàn)工況下，研究不同轉(zhuǎn)速下低溫和高溫壓縮機(jī)效率的變化情況，結(jié)果表明在環(huán)境溫度為50 ℃與-20 ℃的情況下壓縮機(jī)效率隨著轉(zhuǎn)速的提升而升高，且相比于單級(jí)壓縮系統(tǒng)的系統(tǒng)能效有一定的提升；針對(duì)客車(chē)空調(diào)蒸發(fā)器中兩相流分液與冷卻水排除的難點(diǎn)，中原工學(xué)院團(tuán)隊(duì)[6-8]研發(fā)了一款適用于大型電動(dòng)客車(chē)的噴射補(bǔ)氣熱泵系統(tǒng)，在環(huán)境溫度為-10 ℃時(shí)，設(shè)計(jì)的系統(tǒng)制熱量提升21.8%，COP提升13.3%；在低溫高濕的工況下對(duì)準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，結(jié)果表明在環(huán)境溫度為-10 ℃與-20 ℃的情況下，相比于單級(jí)壓縮循環(huán)系統(tǒng)，低壓補(bǔ)氣系統(tǒng)的制熱量分別提高16.6%和22.6%，COP分別提高5.3%和7.1%。隨著電機(jī)、電驅(qū)等功率的逐步上升，電氣部件的余熱量越來(lái)越可觀(guān)，如何更好的發(fā)揮熱泵空調(diào)系統(tǒng)的余熱利用優(yōu)勢(shì)，提高其低溫制熱性能是電動(dòng)客車(chē)熱管理系統(tǒng)的重要課題。Tian Zhen等[9]設(shè)計(jì)了一種電動(dòng)客車(chē)一體式熱管理系統(tǒng)，將車(chē)內(nèi)環(huán)境與電池、電機(jī)余熱回收結(jié)合，采用雙蒸發(fā)器進(jìn)行余熱回收，結(jié)果表明，與PTC電加熱相比，該一體式熱管理系統(tǒng)的客車(chē)行駛里程增加了31.71%。Han Xinxin等[10-11]研發(fā)了一款帶余熱回收的電動(dòng)客車(chē)中間補(bǔ)氣熱泵系統(tǒng)，并進(jìn)行了理論和實(shí)驗(yàn)研究，研究該系統(tǒng)在不同車(chē)外環(huán)境溫度、壓縮機(jī)頻率、中間補(bǔ)氣壓力等參數(shù)影響下的制熱性能變化，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明該系統(tǒng)存在最優(yōu)補(bǔ)氣率，車(chē)外環(huán)境溫度為-10 ℃和-20 ℃時(shí)，余熱量為3 kW的系統(tǒng)相比于無(wú)余熱回收的系統(tǒng)COP分別提升了9.33%和15.45%。在實(shí)際應(yīng)用方面，華強(qiáng)、松芝等企業(yè)均推出了低環(huán)溫噴射補(bǔ)氣準(zhǔn)二級(jí)壓縮的熱泵空調(diào)系統(tǒng)電動(dòng)客車(chē)。這些工作為電動(dòng)客車(chē)熱泵空調(diào)系統(tǒng)的應(yīng)用奠定了良好的基礎(chǔ)。

基于上述研究，本文對(duì)基于噴射補(bǔ)氣的余熱回收型電動(dòng)客車(chē)熱泵系統(tǒng)進(jìn)行系統(tǒng)設(shè)計(jì)優(yōu)化，以更好地提高熱泵系統(tǒng)性能。

1 系統(tǒng)設(shè)計(jì)

1.1 系統(tǒng)流程

為了提高電動(dòng)客車(chē)的余熱利用效率，可以將電池電驅(qū)溫控與熱泵空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行耦合，通過(guò)熱泵系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)余熱利用，通常采用的耦合方式如圖1所示，將余熱換熱器的支路與蒸發(fā)器支路并聯(lián)，該種形式通常根據(jù)余熱量來(lái)控制余熱支路膨脹閥門(mén)開(kāi)度進(jìn)行調(diào)節(jié)，但由于該系統(tǒng)具有3條支路3個(gè)膨脹閥，補(bǔ)氣支路、蒸發(fā)器支路、余熱換熱器支路之間有一定的互相影響，因此控制調(diào)節(jié)相對(duì)復(fù)雜?；诖耍n題組提出了基于噴射補(bǔ)氣的余熱回收型熱泵循環(huán)，如圖1(b)所示，該系統(tǒng)將余熱換熱器與噴射補(bǔ)氣支路串聯(lián)，簡(jiǎn)化了系統(tǒng)流程，控制相對(duì)簡(jiǎn)單。

圖1 準(zhǔn)二級(jí)壓縮循環(huán)系統(tǒng)耦合方式

基于上述原理，課題組設(shè)計(jì)了電動(dòng)客車(chē)基于噴射補(bǔ)氣的余熱回收熱泵系統(tǒng)，系統(tǒng)采用串聯(lián)耦合的噴射補(bǔ)氣型客車(chē)空調(diào)熱泵系統(tǒng)，系統(tǒng)流程如圖2所示，系統(tǒng)原理為：在制熱工況下，壓縮機(jī)壓縮后高溫高壓的制冷劑通過(guò)四通換向閥分別在兩側(cè)的車(chē)內(nèi)換熱器中放熱，為車(chē)室提供熱量，冷凝放熱后的制冷劑分為兩路，主路直接進(jìn)入中間換熱器，補(bǔ)氣支路經(jīng)過(guò)電子膨脹閥節(jié)流降壓后進(jìn)入中間換熱器，這兩條支路的制冷劑在中間換熱器內(nèi)換熱后，補(bǔ)氣支路的制冷劑經(jīng)過(guò)壓縮機(jī)補(bǔ)氣口進(jìn)入壓縮機(jī)，吸氣主路制冷劑分為兩條支路，一條支路經(jīng)過(guò)電子膨脹閥節(jié)流降壓進(jìn)入車(chē)外換熱器，另一條支路經(jīng)過(guò)節(jié)流降壓后進(jìn)入余熱換熱器換熱，出來(lái)后與車(chē)外換熱器內(nèi)蒸發(fā)吸熱后的制冷劑混合，再經(jīng)過(guò)氣液分離器進(jìn)入壓縮機(jī)吸氣口，完成循環(huán)。

圖2 帶余熱回收的準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)流程圖

在制冷工況下，車(chē)外換熱器充當(dāng)冷凝器向車(chē)外放熱，車(chē)內(nèi)換熱器充當(dāng)蒸發(fā)器吸收車(chē)內(nèi)熱量，為車(chē)室降溫，同時(shí)補(bǔ)氣支路的余熱換熱器為電池溫控系統(tǒng)提供制冷量。

1.2 系統(tǒng)理論模型

該系統(tǒng)的熱力循環(huán)如圖3所示。

圖3 帶余熱回收的準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)壓焓圖

噴射補(bǔ)氣理論循環(huán)的計(jì)算式如下：

蒸發(fā)器換熱量Qe(W)：

Qe=m(h1-h9)

(1)

式中：m為經(jīng)過(guò)蒸發(fā)器蒸發(fā)后進(jìn)入壓縮機(jī)的制冷劑質(zhì)量流量，kg/s；h1為經(jīng)蒸發(fā)器后的制冷劑焓值，kJ/kg；h9為經(jīng)主路膨脹閥節(jié)流后的制冷劑焓值，kJ/kg。

冷凝器換熱量Qc(W)：

Qc=(m+mi)(h4-h9)

(2)

式中：mi為經(jīng)過(guò)中間換熱器蒸發(fā)后噴入壓縮機(jī)的制冷劑質(zhì)量流量，kg/s；h4為被壓縮機(jī)壓縮后的制冷劑焓值，kJ/kg。

中間換熱器換熱量Qi(W)：

Qi=m(h6-h7)

(3)

式中：h6為從冷凝器出來(lái)的液態(tài)制冷劑焓值，kJ/kg；h7為被中間換熱器過(guò)冷的制冷劑焓值，kJ/kg。

系統(tǒng)制冷能效比：

(4)

系統(tǒng)制熱能效比：

(5)

壓縮機(jī)壓比：

ε=p5/p1

(6)

式中：p5為壓縮機(jī)排氣壓力，MPa；p1為壓縮機(jī)吸氣壓力，MPa。

由圖3可知，噴射補(bǔ)氣準(zhǔn)二級(jí)壓縮系統(tǒng)可以通過(guò)降低排氣溫度來(lái)擴(kuò)大運(yùn)行范圍，并通過(guò)提高膨脹閥前液態(tài)制冷劑的過(guò)冷度提高蒸發(fā)器換熱量，在設(shè)置補(bǔ)氣支路后冷凝器的質(zhì)量流量也會(huì)提高，進(jìn)而提升制熱性能。

2 系統(tǒng)設(shè)計(jì)優(yōu)化

熱泵系統(tǒng)使用制冷劑為R410A。設(shè)計(jì)制熱工況具體參數(shù)如表1所示；制冷工況為額定制冷工況，具體參數(shù)如表2所示。

表1 制熱工況

表2 額定制冷工況

2.1 車(chē)內(nèi)外換熱器設(shè)計(jì)

本文搭建了基于分布參數(shù)的換熱器模型，對(duì)模型進(jìn)行了如下假設(shè)：

1)制冷劑側(cè)與空氣側(cè)均為一維穩(wěn)態(tài)均相傳熱；

2)系統(tǒng)壓降變化可忽略不計(jì)。

模型計(jì)算中使用的傳熱關(guān)聯(lián)式如下：

冷凝器空氣側(cè)對(duì)流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)αcon(W/(m2·K))[12]：

(7)

式中：C、ψ為系數(shù)；n、m為指數(shù)；λa為空氣的導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)；de為當(dāng)量直徑，m；Re為雷諾數(shù)；b為翅片寬度，m。

蒸發(fā)器空氣側(cè)對(duì)流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)αevp(W/(m2·K))：

(8)

式中：ρg為飽和水蒸氣密度，kg/m3；wmax為最窄處空氣流速，m/s；cp為定壓比熱容，kJ/(kg·K)；Red為當(dāng)量雷諾數(shù)；A為空氣側(cè)總外表面積，m2；At為最窄流動(dòng)截面面積，m2；Pr為普朗特?cái)?shù)。

制冷劑單相區(qū)對(duì)流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)計(jì)算關(guān)聯(lián)式Dittus-Boelter關(guān)聯(lián)式[13]：

(9)

式中：下標(biāo)L表示液相制冷劑。制冷劑側(cè)冷凝兩相區(qū)對(duì)流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)Shah關(guān)聯(lián)式[14]：

(10)

式中：x為干度；pcrit為臨界壓力，MPa；G為總系統(tǒng)質(zhì)量流量，kg/s；D為管道內(nèi)徑，m；μL為動(dòng)力黏度，Pa·s。

制冷劑側(cè)蒸發(fā)兩相區(qū)對(duì)流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)Gungor-Winterton關(guān)聯(lián)式[15]：

(11)

式中：E為增強(qiáng)因子；S為抑制因子；λL為潛熱量，kJ/kg；D為管道內(nèi)徑，m；M為分子量；q為熱流密度，W/m2。下標(biāo)tp表示兩相區(qū)，nb表示核態(tài)沸騰。

換熱器模型的計(jì)算流程如圖4所示。為了驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性，采用焓差實(shí)驗(yàn)室測(cè)試的電動(dòng)客車(chē)空調(diào)系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)來(lái)進(jìn)行驗(yàn)證，驗(yàn)證結(jié)果如表3、表4所示。計(jì)算結(jié)果偏差均在±10%以?xún)?nèi)，反映模型具有較好的精度[16]。

表3 冷凝器模型驗(yàn)證

表4 蒸發(fā)器模型驗(yàn)證

圖4 換熱器模型的計(jì)算流程

2.2 車(chē)外換熱器優(yōu)化設(shè)計(jì)

2.2.1 換熱器結(jié)構(gòu)優(yōu)化

車(chē)外換熱器的結(jié)構(gòu)考慮兩種形式，如圖5所示。圖5(a)所示為單向流模型，制冷劑從一側(cè)進(jìn)、另一側(cè)出。制冷工況時(shí)，車(chē)外換熱器作為冷凝器，制冷劑流動(dòng)方向與空氣流動(dòng)方向相反，為單向流，同時(shí)單向流又分為制冷劑從上側(cè)進(jìn)、下側(cè)出的單向流a模式與制冷劑從下側(cè)進(jìn)、上側(cè)出的b模式；制熱時(shí)，車(chē)外換熱器作為蒸發(fā)器，制冷劑反向流動(dòng)，制冷劑與空氣流動(dòng)方向相同，為順流。圖5(b)所示為混合流模式，制冷劑從兩側(cè)進(jìn)/出，從中間出/進(jìn)。無(wú)論制冷工況還是制熱工況，換熱器內(nèi)均有一半流路為順流，一半流路為逆流?；旌狭魇浇Y(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)兼顧制冷運(yùn)行和制熱運(yùn)行的換熱效果，能夠解決現(xiàn)有熱泵有些制冷效果好而制熱效果一般、有些熱泵制熱效果好而制冷效果一般的問(wèn)題。本文針對(duì)這兩種結(jié)構(gòu)形式分別進(jìn)行車(chē)外換熱器的設(shè)計(jì)校核。

圖5 換熱器結(jié)構(gòu)形式

2.2.2 最不利工況設(shè)計(jì)

按照車(chē)外環(huán)境最低溫度為-20 ℃進(jìn)行設(shè)計(jì)，換熱器設(shè)計(jì)參數(shù)如表5所示。

表5 車(chē)外換熱器設(shè)計(jì)

車(chē)外換熱器選擇翅片管式換熱器，換熱器銅管選用φ7×0.25(mm)的內(nèi)螺紋管，管間距為21 mm，排間距為13 mm。翅片選用0.115 mm親水鋁箔，節(jié)距為2.3 mm。

在車(chē)外環(huán)境最低溫度為-20 ℃下，對(duì)單向流模式與混合流模式的換熱器進(jìn)行模擬計(jì)算，當(dāng)需要增加面積時(shí)，面積增加的思路為保持現(xiàn)有的結(jié)構(gòu)形式不變，增加流程數(shù)(每個(gè)流程20根管子)。表6所示為相同風(fēng)量不同傳熱面積下兩種結(jié)構(gòu)形式換熱器在車(chē)外環(huán)境溫度為-20 ℃下的制熱性能。

表6 車(chē)外環(huán)境溫度為-20 ℃下的換熱性能

由表6可知，在車(chē)外環(huán)境溫度為-20 ℃時(shí)，混合流形式的換熱器換熱量大于單向流模式，在6流程120根管的情況下，混合流模式比單向流模式換熱量提升了34.2%。因此對(duì)6流程120根的單向流形式與混合流形式的換熱器模型在-20～-10 ℃的車(chē)外環(huán)境溫度下進(jìn)行換熱量計(jì)算。

模型在車(chē)外干球溫度為-30～-20 ℃，車(chē)內(nèi)干球溫度為20 ℃，相同流程數(shù)下混合流與單向流在不同進(jìn)風(fēng)干球溫度下的換熱量對(duì)比如圖6所示，可以看出混合流模式在制熱工況下的換熱量均大于單向流兩種流動(dòng)模式的換熱量，且流向?yàn)橄聜?cè)進(jìn)、上側(cè)出的單向流a模式比單向流b模式換熱效果好。

圖6 制熱工況下混合流形式與單向流形式在低溫環(huán)境下的換熱量對(duì)比

由計(jì)算結(jié)果可知，在制熱工況下，混合流形式比單向流形式的換熱量增加20.9%。

為了保證設(shè)計(jì)的換熱器在夏季制冷工況下同樣能滿(mǎn)足制冷需要，對(duì)6流程120根管的單向流模式和混合流模式換熱器模型進(jìn)行制冷工況的計(jì)算，按車(chē)外環(huán)境溫度為30～40 ℃，車(chē)內(nèi)干球溫度為27 ℃，車(chē)內(nèi)濕球溫度為19.7 ℃進(jìn)行模擬計(jì)算。

模型在相同流程數(shù)下混合流與單向流在不同進(jìn)風(fēng)干球溫度下的換熱量對(duì)比如圖7所示，可以看出混合流模式在制冷工況下的換熱量介于單向流的兩種流動(dòng)模式之間，且流向?yàn)樯蟼?cè)進(jìn)、下側(cè)出的單向流a模式換熱量最大，單向流b模式換熱量最小。

圖7 制冷工況下混合流形式與單向流形式在高溫環(huán)境下的換熱量對(duì)比

對(duì)比圖6和圖7可知，在相同的流程數(shù)下，混合流模式制熱性能優(yōu)于單向流式換熱器，在制熱工況下，單向流b模式的換熱效果優(yōu)于a模式，因?yàn)樵谥茻崮Ｊ较?，?chē)外換熱器作為蒸發(fā)器，蒸發(fā)時(shí)氣態(tài)制冷劑體積增加，從下側(cè)進(jìn)、上測(cè)出的流動(dòng)模式會(huì)增強(qiáng)對(duì)流傳熱；單向流a模式制冷性能優(yōu)于混合流模式換熱器，對(duì)于單向流的兩種模式，在制冷工況下，單向流a模式的換熱效果優(yōu)于單向流b模式，因?yàn)樵谥评涔r下，車(chē)外換熱器作為冷凝器，制冷劑液體體積越來(lái)越小，從換熱器上側(cè)進(jìn)、下側(cè)出的流動(dòng)模式會(huì)增強(qiáng)對(duì)流傳熱。

從計(jì)算結(jié)果而言，在相同傳熱面積下，混合流形式的換熱量大于單向流形式，雖然單向流a模式換熱器的制冷能力優(yōu)于混合流模式換熱器，但在制熱工況下混合流模式的換熱量大于兩種單向流模式，且在制冷模式下混合流模式的換熱量也能達(dá)到要求。為了客車(chē)空調(diào)在低溫環(huán)境中能有較好的制熱性能，選擇6流程120根管的換熱器作為車(chē)外換熱器，因此本文采用優(yōu)化后的混合流形式的翅片管換熱器進(jìn)行實(shí)驗(yàn)。

2.3 車(chē)內(nèi)換熱器選型設(shè)計(jì)

車(chē)內(nèi)換熱器選擇普通的翅片管式換熱器，換熱器銅管選用φ7×0.25(mm)的內(nèi)螺紋管，單根管長(zhǎng)1.2 m，共9排10列，管間距為21 mm，排間距為13 mm。翅片選用0.115 mm親水鋁箔，節(jié)距為2.3 mm。換熱器共兩個(gè)芯體，單芯體設(shè)計(jì)10個(gè)流程，每個(gè)流程9根管，結(jié)構(gòu)形式如圖8所示。

圖8 車(chē)內(nèi)換熱器結(jié)構(gòu)形式

2.4 車(chē)內(nèi)其他部件的選型

車(chē)內(nèi)換熱器側(cè)電子膨脹閥選擇通徑為3.2 mm，R410A名義容量為33.8 kW；板式換熱器側(cè)電子膨脹閥選擇通徑為2.4 mm，R410A名義容量為21.1 kW；補(bǔ)氣支路電子膨脹閥選用通徑為1.8 mm，R410A名義容量為8.4 kW；中間換熱器選用板式換熱器，尺寸為207 mm×77 mm×150 mm，傳熱面積約為0.75 m2。

3 實(shí)驗(yàn)分析

根據(jù)設(shè)計(jì)的實(shí)驗(yàn)流程搭建實(shí)驗(yàn)臺(tái)，實(shí)驗(yàn)在標(biāo)準(zhǔn)焓差實(shí)驗(yàn)室內(nèi)進(jìn)行，并由實(shí)驗(yàn)工況(表1)選擇壓縮機(jī)為排量80 cm3/r的臥式變頻壓縮機(jī)一臺(tái)，轉(zhuǎn)速范圍30～90 r/s，適用工質(zhì)為R410A，板式換熱器選擇C17L-EZ-80型號(hào)板式換熱器，尺寸為178 mm×95 mm×101.7 mm，傳熱面積約為1.13 m2。實(shí)驗(yàn)所使用的焓差實(shí)驗(yàn)室按照《汽車(chē)空調(diào)制冷裝置性能要求》《汽車(chē)采暖性能要求和實(shí)驗(yàn)方法》《汽車(chē)用空調(diào)器》《汽車(chē)用空調(diào)器》等國(guó)家對(duì)汽車(chē)空調(diào)行業(yè)內(nèi)標(biāo)準(zhǔn)的相應(yīng)要求與規(guī)定建造。

設(shè)計(jì)的電動(dòng)客車(chē)用余熱回收的噴射補(bǔ)氣式熱泵空調(diào)機(jī)組整體置于焓差實(shí)驗(yàn)室的車(chē)外環(huán)境室，在熱泵機(jī)組車(chē)外側(cè)風(fēng)機(jī)的驅(qū)動(dòng)下車(chē)外環(huán)境室的空氣直接與車(chē)外換熱器進(jìn)行換熱，車(chē)內(nèi)環(huán)境室的空氣則通過(guò)風(fēng)道引入車(chē)外側(cè)的受風(fēng)箱，再進(jìn)入熱泵機(jī)組的車(chē)內(nèi)換熱器進(jìn)行換熱。余熱源在實(shí)驗(yàn)中采用電加熱器來(lái)模擬，電加熱器的輸入電源為電壓可調(diào)的直流電源，輸出功率模擬預(yù)熱量，余熱換熱器實(shí)際對(duì)應(yīng)換熱量在 0.9～2.0 kW 之間。

3.1 車(chē)外環(huán)境溫度對(duì)制熱量的影響

研究車(chē)外環(huán)境對(duì)制熱量的影響時(shí)，車(chē)內(nèi)環(huán)境設(shè)置為20 ℃，將系統(tǒng)通過(guò)閥的切換形成單級(jí)壓縮循環(huán)和準(zhǔn)二級(jí)壓縮循環(huán)兩種形式，分別進(jìn)行實(shí)驗(yàn)測(cè)試，此時(shí)兩系統(tǒng)均未加載余熱量。圖9所示為車(chē)外環(huán)境溫度對(duì)系統(tǒng)制熱量的影響。由圖9可知，隨著環(huán)境溫度的下降，兩個(gè)系統(tǒng)的制熱量均在衰減，不帶補(bǔ)氣的系統(tǒng)制熱量衰減達(dá)到44.4%，帶補(bǔ)氣的系統(tǒng)衰減達(dá)到42.2%。這是由于壓縮機(jī)吸氣比容隨著環(huán)境溫度的下降而降低，導(dǎo)致壓縮機(jī)的吸氣流量減少；由于準(zhǔn)二級(jí)壓縮系統(tǒng)增設(shè)了補(bǔ)氣支路，因此帶補(bǔ)氣系統(tǒng)的制熱量明顯高于不帶補(bǔ)氣的系統(tǒng)。當(dāng)車(chē)外環(huán)境溫度為-10 ℃時(shí)，制熱量達(dá)到20.1 kW，相比于單級(jí)壓縮系統(tǒng)制熱量提高12.1%；當(dāng)車(chē)外環(huán)境溫度為-20 ℃時(shí)，帶補(bǔ)氣系統(tǒng)的制熱量增加更顯著，相比于單級(jí)壓縮系統(tǒng)制熱量提高了28.3%。因此，增設(shè)補(bǔ)氣支路能顯著改善客車(chē)空調(diào)的冬季制熱能力。

圖9 車(chē)外環(huán)境溫度對(duì)制熱量的影響

3.2 余熱量對(duì)制熱性能的影響

3.2.1 車(chē)外環(huán)境溫度為-10 ℃時(shí)的制熱能力

實(shí)驗(yàn)研究車(chē)外環(huán)境溫度為-10 ℃與-20 ℃兩種工況余熱量對(duì)系統(tǒng)制熱性能的影響。

圖10所示為車(chē)外環(huán)境溫度為-10 ℃時(shí)不同余熱量系統(tǒng)制熱性能對(duì)比。由圖10可知，帶余熱回收的循環(huán)系統(tǒng)的制熱效果優(yōu)于無(wú)余熱量的準(zhǔn)二級(jí)壓縮系統(tǒng)，這是由于準(zhǔn)二級(jí)壓縮循環(huán)系統(tǒng)的補(bǔ)氣支路增加了制冷劑流量，且?guī)в酂峄厥盏难h(huán)系統(tǒng)制熱量增加更顯著，與無(wú)余熱回收的準(zhǔn)二級(jí)壓縮系統(tǒng)相比，余熱量為0.9 kW的余熱循環(huán)系統(tǒng)的制熱量提高9.71%，COP提升2.46%；余熱量為1.2 kW的循環(huán)系統(tǒng)制熱量提高21.89%，COP提升4.43%；余熱量為1.8 kW的循環(huán)系統(tǒng)制熱量提高28.55%，COP提升5.91%。

圖10 車(chē)外環(huán)境溫度為-10 ℃時(shí)不同余熱量系統(tǒng)制熱性能對(duì)比

3.2.2 車(chē)外環(huán)境溫度為-20 ℃時(shí)的制熱能力

圖11所示為車(chē)外環(huán)境溫度為-20 ℃時(shí)余熱回收的循環(huán)系統(tǒng)、準(zhǔn)二級(jí)壓縮循環(huán)系統(tǒng)在余熱量分別為0.9、1.2、1.8 kW條件下的系統(tǒng)制熱性能對(duì)比。與無(wú)余熱量的準(zhǔn)二級(jí)壓縮系統(tǒng)相比，余熱量為0.9 kW時(shí)系統(tǒng)制熱量提高13.23%，COP提升1.17%；余熱量為1.2 kW時(shí)系統(tǒng)制熱量提高25.05%，COP提升4.68%；余熱量為1.8 kW時(shí)系統(tǒng)制熱量提高33.15%，COP提升9.94%。與-10 ℃車(chē)外環(huán)境溫度相比，-20 ℃車(chē)外環(huán)境溫度時(shí)有余熱利用的系統(tǒng)制熱性能提升效果更好。

3.3 額定制冷工況下不同電池散熱量對(duì)制冷性能的影響

實(shí)驗(yàn)研究了在不同電池散熱量下系統(tǒng)制冷量與COP的變化，并與無(wú)電池散熱量的單級(jí)壓縮系統(tǒng)進(jìn)行對(duì)比，在實(shí)驗(yàn)過(guò)程中提供給系統(tǒng)的電池散熱量分別為1.0 kW和2.0 kW。

在額定制冷工況下，系統(tǒng)提供給車(chē)室空調(diào)的制冷量與電池冷卻的制冷量構(gòu)成系統(tǒng)的總制冷量，因此在制冷工況下，系統(tǒng)能效比COP(coefficient of performance)為總制冷量與壓縮機(jī)功率的比值。

圖12所示為額定制冷工況下不同電池散熱量時(shí)系統(tǒng)制冷性能對(duì)比。相比于無(wú)電池冷卻的單級(jí)壓縮循環(huán)系統(tǒng)，1.0 kW電池冷卻條件下，空調(diào)制冷量為24.91 kW，降低0.41 kW，系統(tǒng)總制冷量為25.91 kW，提升2.33%，COP提升2.78%；2.0 kW電池冷卻條件下，空調(diào)制冷量為24.48 kW，降低0.84 kW，系統(tǒng)總的制冷量為26.48 kW，提升4.58%，COP提升3.72%。

4 結(jié)論

本文針對(duì)電動(dòng)客車(chē)熱泵空調(diào)系統(tǒng)在低溫工況下制熱量衰減的情況，對(duì)車(chē)內(nèi)外換熱器進(jìn)行模擬優(yōu)化設(shè)計(jì)，增設(shè)噴射補(bǔ)氣支路，研發(fā)出基于噴射補(bǔ)氣的余熱回收型熱泵空調(diào)系統(tǒng)，并進(jìn)行了性能實(shí)驗(yàn)，得到如下結(jié)論：

1)車(chē)外環(huán)境溫度為-10～-20 ℃工況下，在無(wú)余熱量利用時(shí)，相比于單級(jí)壓縮系統(tǒng)，車(chē)外環(huán)境溫度越低，準(zhǔn)二級(jí)壓縮系統(tǒng)的制熱量衰減越小。單級(jí)壓縮系統(tǒng)和準(zhǔn)二級(jí)壓縮系統(tǒng)在-10～-20 ℃環(huán)境溫度下的制熱量分別降低44.4%和42.2%，且在環(huán)境溫度為-20 ℃時(shí)，相比于單級(jí)壓縮系統(tǒng)，準(zhǔn)二級(jí)壓縮系統(tǒng)制熱量提高28.3%，因此帶補(bǔ)氣的準(zhǔn)二級(jí)壓縮系統(tǒng)更能在環(huán)境溫度較低時(shí)提供較高的制熱量，環(huán)境溫度越低制熱性能提升越顯著。

2)利用電加熱模擬系統(tǒng)余熱量，對(duì)比車(chē)外環(huán)境溫度分別為-10 ℃和-20 ℃下不同系統(tǒng)的換熱性能，結(jié)果顯示：帶余熱的循環(huán)系統(tǒng)制熱性能優(yōu)于不帶余熱的準(zhǔn)二級(jí)循環(huán)系統(tǒng)，且隨著余熱量的增大，制熱量與COP也會(huì)得到提升，并且隨著環(huán)境溫度的降低，余熱量對(duì)制熱性能的提升效果越顯著，在-20 ℃環(huán)境溫度下，余熱量為1.8 kW時(shí)系統(tǒng)制熱量提高33.15%，COP提升9.94%。

3)利用電加熱模擬實(shí)際工作環(huán)境中的電池散熱量，在額定制冷工況下，隨著電池散熱量增大，供給車(chē)室空調(diào)的制冷量有一定的衰減，相比于無(wú)電池冷卻的單級(jí)壓縮系統(tǒng)額定制冷工況，2.0 kW電池冷卻條件下，空調(diào)制冷量降低0.84 kW。但系統(tǒng)總制冷量和能效有一定的提升，相同條件下系統(tǒng)總制冷量提升4.58%，COP提升3.72%。

4)在實(shí)際工程應(yīng)用中，電動(dòng)客車(chē)的優(yōu)化還需考慮工況變化時(shí)的變工況調(diào)節(jié)能力、系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)能力等實(shí)際情況。