季宏增，蔡景羊，裴金晨，何星磊，郭 汾，王義春

（北京理工大學(xué)機(jī)械與車輛學(xué)院，北京 100081）

前言

電動汽車由于缺少發(fā)動機(jī)，無法像燃油汽車一樣利用發(fā)動機(jī)余熱，在冬季制熱時不得不采用其他方式制熱，因此制熱能耗較高，使得電動汽車冬季耗電量過快。另外低溫下電池容量縮減明顯，兩者共同作用使得電動汽車?yán)m(xù)航里程縮減顯著。Lee等的研究表明，電動汽車空調(diào)系統(tǒng)滿負(fù)荷工作時制熱模式下續(xù)航里程會降低50%左右［1］。因此減少電動汽車冬季制熱能耗對于提高電動汽車?yán)m(xù)航里程具有重要意義。

與燃油車相比，電動汽車空調(diào)系統(tǒng)在制冷方式上沿用了傳統(tǒng)制冷方式，但在制熱方式上發(fā)生了重大變化。目前常用的電動汽車冬季制熱方式有3種：燃油加溫裝置、正溫度系數(shù)（PTC）熱敏電阻（以下簡稱PTC）以及熱泵空調(diào)系統(tǒng)。燃油加溫裝置是通過在電動汽車上單獨(dú)安裝一個燃油加溫器實(shí)現(xiàn)制熱，其仍是通過燃油產(chǎn)熱對車輛進(jìn)行加熱，這種裝置具有產(chǎn)熱量高、生熱快、不受車外環(huán)境影響等優(yōu)點(diǎn)，但仍會產(chǎn)生燃油污染，不符合減排的趨勢及零排放的目標(biāo)，因此只有極少數(shù)電動車型采用此方案，僅僅是當(dāng)前階段的權(quán)宜之計(jì)。PTC制熱是一種利用電阻值隨溫度變化的特性來進(jìn)行電加熱的方式，這種制熱方式簡單快捷且沒有污染，但由于其采用電能直接轉(zhuǎn)化成熱能的原理，其生熱效率較低，最高為1，因此制熱能耗較高。熱泵空調(diào)系統(tǒng)由于其沒有污染且具有極高的能效被認(rèn)為是電動汽車制熱技術(shù)的未來，正逐漸受到重視與普及。熱泵空調(diào)系統(tǒng)的原理是將熱量從低溫?zé)嵩窗徇\(yùn)到高溫?zé)嵩?，因此其COP（能效比）可以突破1的限制，遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于PTC生熱效率。Kondo等將熱泵空調(diào)制熱與PTC制熱進(jìn)行了對比，在0、5、10℃的環(huán)境溫度下分別將車內(nèi)溫度提高到25℃，結(jié)果表明采用熱泵空調(diào)系統(tǒng)可分別降低能耗約20%、30%、60%［2］。目前包括Tesla、大眾、比亞迪、蔚來等品牌均已開始采用R134a熱泵空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行電動汽車制熱。但是熱泵空調(diào)系統(tǒng)目前尚不完善，由于其原理及制冷劑物性限制，在低溫下熱泵空調(diào)制熱能力將會大幅下降，Hosoz等的研究指出只有在溫和的環(huán)境中熱泵系統(tǒng)才能滿足制熱需求［3］，而車輛運(yùn)行工況中常會面臨一些大制熱量需求工況，如極低環(huán)境溫度運(yùn)行、電池預(yù)熱等，因此目前應(yīng)用熱泵空調(diào)的電動汽車均配備PTC作為補(bǔ)充制熱裝置。Qin等通過試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，R134a熱泵在低溫下無法提供足夠的熱量，并且制熱效率較低，特別是在-5℃以下環(huán)境中［4］。Antonijevic等認(rèn)為，與PTC加熱器相比，熱泵系統(tǒng)可以產(chǎn)生更多的熱量［5］。上述研究主要集中于熱泵系統(tǒng)與PTC加熱器的性能對比，而在電動汽車中，通常熱泵系統(tǒng)運(yùn)行時會使用PTC加熱器進(jìn)行輔助加熱。熱泵系統(tǒng)耦合PTC制熱的研究相對較少。Kim等對PTC在車內(nèi)制熱進(jìn)行了研究，發(fā)現(xiàn)隨著車內(nèi)空氣進(jìn)口溫度提高，PTC制熱效率略有下降，但仍然接近1，另外PTC和熱泵同時進(jìn)行制熱可以更快地達(dá)到目標(biāo)溫度，穩(wěn)定后的車內(nèi)溫度也 更 高［6］。Zhang等 提 出 了COPCR（COP change rate）以評估壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速是否合適，認(rèn)為當(dāng)COPCR低于PTC制熱效率時可以采用PTC進(jìn)行補(bǔ)熱，但他們沒有進(jìn)行深入研究［7］。

提高熱泵系統(tǒng)與PTC加熱器的耦合工作效率將會顯著提高系統(tǒng)制熱效率，降低系統(tǒng)能耗。目前電動汽車上兩者耦合應(yīng)用的常見策略是在熱泵空調(diào)系統(tǒng)制熱能力范圍內(nèi)只使用熱泵空調(diào)系統(tǒng)制熱以降低能耗，在熱泵空調(diào)系統(tǒng)制熱能力范圍外則使用PTC補(bǔ)足缺少的制熱量［8-9］，由于熱泵系統(tǒng)在高轉(zhuǎn)速制熱時系統(tǒng)效率較低，采用這種耦合工作策略時將不可避免地工作在熱泵系統(tǒng)的低效區(qū)，使得系統(tǒng)綜合COP降低。

本文中針對這一問題提出了一種熱泵空調(diào)系統(tǒng)與PTC耦合工作的新型控制策略，指出在熱泵空調(diào)系統(tǒng)制熱能力范圍內(nèi)存在高效區(qū)和低效區(qū)，給出了兩者的分界點(diǎn)，通過PTC提前介入制熱過程，使系統(tǒng)制熱時盡可能地利用熱泵制熱高效區(qū)，避免熱泵系統(tǒng)工作在低效區(qū)，并指出了該策略下PTC的最佳介入時機(jī)。利用AMESim中建立的熱泵空調(diào)系統(tǒng)制熱模式下的仿真模型，對比了兩種控制策略下的穩(wěn)態(tài)系統(tǒng)制熱性能和溫度調(diào)節(jié)過程中兩種策略的動態(tài)系統(tǒng)性能。

1 系統(tǒng)方案及模型建立

本文所研究的R134a熱泵空調(diào)系統(tǒng)如圖1所示。該系統(tǒng)采用三換熱器結(jié)構(gòu)，利用多個電磁閥及電子膨脹閥的變化在系統(tǒng)中切換制冷、制熱循環(huán)工作模式。其中壓縮機(jī)種類為渦旋壓縮機(jī)，排量為27 cm3/r，轉(zhuǎn)速范圍0～6 000 r/min，內(nèi)部工質(zhì)為R134a。換熱器種類為微通道換熱器，車內(nèi)冷凝器大小為194 mm×136 mm×32 mm，扁管參數(shù)為14×1.6 mm2，翅片寬度30 mm，車外冷凝器大小為482 mm×316 mm×18 mm，扁管參數(shù)16×1 mm2，翅片寬度16 mm，蒸發(fā)器大小為202 mm×190 mm×40 mm，扁管參數(shù)為18×1.8 mm2，翅片寬度38 mm。電子膨脹閥最大開度的水力直徑為1.65mm，最大過流面積為2.14 mm2。在制熱模式下，關(guān)閉電磁閥10與電子膨脹閥7，打開電磁閥9和電子膨脹閥8，此時制冷劑由壓縮機(jī)出口進(jìn)入車內(nèi)冷凝器放熱，經(jīng)過電子膨脹閥8節(jié)流后在車外冷凝器吸熱（此時車外冷凝器充當(dāng)蒸發(fā)器），經(jīng)電磁閥9回到壓縮機(jī)入口。

本文重點(diǎn)研究制熱模式下不同耦合控制策略對系統(tǒng)能耗的影響，因此建模時對系統(tǒng)模型進(jìn)行了簡化，僅建立了制熱模式下的系統(tǒng)模型。其中壓縮機(jī)模型采用容積效率、等熵效率和機(jī)械效率進(jìn)行計(jì)算，效率值通過壓縮機(jī)零部件試驗(yàn)獲得。R134a制冷劑的質(zhì)量流量、焓差和能耗根據(jù)式（1）～式（3）計(jì)算：

式中：?是制冷劑質(zhì)量流量，kg/s；ρsuc是制冷劑吸氣密度，kg/m3；N是壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；Vdis是壓縮機(jī)排量，cm3/r；hdis是等熵排氣比焓，kJ/kg；hs是吸氣比焓，kJ/kg；hd是排氣比焓，kJ/kg；W是壓縮機(jī)能耗，W；ηv是容積效率；ηis是等熵效率；ηm是機(jī)械效率。

蒸發(fā)器和冷凝器均采用微通道換熱器模型，單相區(qū)換熱Nu數(shù)采用Gnielinski關(guān)聯(lián)式［10］，兩相區(qū)冷凝過程換熱采用Saha關(guān)聯(lián)式［11］，沸騰過程換熱采用水平管VDI關(guān)聯(lián)式［12］。換熱量根據(jù)式（4）～式（7）計(jì)算。

式中：Q是換熱器的換熱量，W；h是對流換熱系數(shù)，W/（m2·K）；Tref是制冷劑主流溫度；Twall是換熱器壁面溫度，K；Cp是制冷劑比熱容，J/（kg·K）；ΔT是制冷劑在換熱器進(jìn)出口的溫差，K；冷凝器中進(jìn)出口溫差根據(jù)式（6）計(jì)算，蒸發(fā)器中進(jìn)出口溫差根據(jù)式（7）計(jì)算。

此外，電子膨脹閥采用兩相流變開度閥模型，采用氣液分離器模型避免壓縮機(jī)吸氣帶液。

最終建立的模型如圖2所示，仿真制熱量、壓縮機(jī)功耗和COP誤差均小于10%，模型精度較高，此模型可用于策略驗(yàn)證。

由于PTC發(fā)熱效率高，傳熱損失少，生熱效率接近1［6］，此處按生熱效率σ=0.95計(jì)算。熱泵系統(tǒng)制熱COP可根據(jù)式（8）進(jìn)行計(jì)算。

式中：COP為熱泵制熱性能系數(shù)；Q為熱泵系統(tǒng)制熱量，W；W為壓縮機(jī)功耗，W。

2 制熱性能區(qū)間劃分

經(jīng)過多次預(yù)試驗(yàn)確定系統(tǒng)最佳制冷劑充注量為450 g，以此充注量進(jìn)行熱泵系統(tǒng)制熱模式實(shí)車環(huán)模艙試驗(yàn)。在實(shí)車試驗(yàn)過程中保持環(huán)模艙內(nèi)光照強(qiáng)度為0，車速40 km/h，車內(nèi)模式為外循環(huán)，最大風(fēng)量吹風(fēng)，熱泵系統(tǒng)電子膨脹閥全開。在不同環(huán)境溫度和壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下進(jìn)行熱泵系統(tǒng)制熱能力測試，為保證系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行，設(shè)定2 000 kPa為壓縮機(jī)高壓報(bào)警限，當(dāng)壓縮機(jī)排氣壓力超過高壓報(bào)警限時停止試驗(yàn)。在環(huán)境溫度低于0℃時，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為1 000 r/min的系統(tǒng)制熱量較小，測量誤差較大，因此未進(jìn)行這部分工況下試驗(yàn)。

圖3～圖5為不同工況下的系統(tǒng)制熱量、壓縮機(jī)功耗及COP的試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果對比。由圖3可以看出，相同環(huán)境溫度下，系統(tǒng)制熱量隨壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速增加而增加，但增加幅度逐漸減小，相同壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下，環(huán)境溫度越高，系統(tǒng)制熱量越高；由圖4可以看出，相同環(huán)境溫度下，壓縮機(jī)功耗隨轉(zhuǎn)速增加而增加，且增加的幅度基本不變，相同壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下，環(huán)境溫度越高，壓縮機(jī)功耗越高；由圖5可以看出，相同壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下，環(huán)境溫度越高，系統(tǒng)COP越高，相同環(huán)境溫度下，隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速增加，系統(tǒng)COP減小。這是由于隨著轉(zhuǎn)速增加，系統(tǒng)制熱量增加的幅度逐漸減小，而壓縮機(jī)功耗增加的幅度基本不變。

為了進(jìn)一步了解壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速變化對系統(tǒng)制熱量及壓縮機(jī)功耗的影響，根據(jù)仿真結(jié)果計(jì)算了不同環(huán)境溫度下壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速每變化1 000 r/min時系統(tǒng)制熱量和壓縮機(jī)功耗的變化，如圖6～圖11所示。

可以看出，隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，系統(tǒng)制熱量變化量總體呈下降趨勢，由于在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速較低時，換熱器換熱充分，此時系統(tǒng)制熱量變化較大，隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的提高，換熱器的換熱能力不足，使得系統(tǒng)制熱量受到限制，其變化開始逐漸減小。隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速提升，其功耗變化較小，僅在5℃（圖6）且高轉(zhuǎn)速工況下有較大提升，這也是5℃時壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速由5 000提高到6 000 r/min時系統(tǒng)COP大幅下降的主要原因。由圖6～圖11可以看出，在環(huán)境溫度為-15～5℃之間，系統(tǒng)制熱量變化量與壓縮機(jī)變化量均存在交點(diǎn)，該點(diǎn)為熱泵系統(tǒng)制熱效率分界點(diǎn)。在分界點(diǎn)的左側(cè)為制熱高效區(qū)，此時系統(tǒng)制熱量變化量大于壓縮機(jī)功耗變化量，在分界點(diǎn)的右側(cè)為制熱低效區(qū)，制熱量變化量小于壓縮機(jī)功耗變化量，分界點(diǎn)處的壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速稱為高效區(qū)臨界轉(zhuǎn)速。在環(huán)境溫度為-20℃時，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速變化1 000 r/min時系統(tǒng)制熱量變化始終大于壓縮機(jī)功耗變化，但通過減小壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速變化量，仍可獲得相應(yīng)的高效區(qū)臨界轉(zhuǎn)速。根據(jù)式（8），有：

式中COPE（COPequivalent）為壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速變化引起的等效COP變化，下標(biāo)inc表示該值為壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速增加導(dǎo)致的變化量。當(dāng)COPE＞σ時，說明此時壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速增加導(dǎo)致的等效COP變化高于采用PTC制熱的COP，此時通過提高熱泵系統(tǒng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速來增加系統(tǒng)制熱量是高效合理的；當(dāng)COPE＜σ時，說明這部分壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速增加導(dǎo)致的等效COP變化低于采用PTC制熱的COP，此時熱泵系統(tǒng)工作在相對低效區(qū)間，提高熱泵系統(tǒng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速來增加系統(tǒng)制熱量是低效無用的，PTC加熱器應(yīng)當(dāng)在熱泵系統(tǒng)剛進(jìn)入低效區(qū)時就提前介入系統(tǒng)制熱過程。

3 PTC提前介入策略

傳統(tǒng)的熱泵PTC耦合制熱工作過程如圖12所示。根據(jù)設(shè)定的目標(biāo)溫度和環(huán)境溫度判斷熱泵系統(tǒng)最大負(fù)荷工作時能否滿足制熱需求，若能滿足制熱需求，則由熱泵系統(tǒng)單獨(dú)運(yùn)行，此時壓縮機(jī)最大轉(zhuǎn)速為6 000 r/min；若不能滿足制熱需求，則熱泵以最大能力運(yùn)行，PTC開啟提供輔助加熱。以傳統(tǒng)耦合工作策略運(yùn)行時，沒有考慮到系統(tǒng)制熱性能存在高效區(qū)和低效區(qū)，因此在相當(dāng)一部分工況下，系統(tǒng)綜合能效將會因?yàn)闊岜孟到y(tǒng)運(yùn)行在低效區(qū)而下降。

PTC提前介入策略工作過程如圖13所示。在判斷熱泵系統(tǒng)能否滿足制熱需求時不以熱泵系統(tǒng)最大能力制熱作為判斷條件，而以熱泵高效區(qū)臨界制熱能力作為判斷條件，此時壓縮機(jī)最大轉(zhuǎn)速為隨環(huán)境溫度變化的高效區(qū)臨界轉(zhuǎn)速。當(dāng)熱泵高效區(qū)臨界制熱能力可以滿足制熱需求時，僅熱泵單獨(dú)運(yùn)行制熱；當(dāng)熱泵高效區(qū)臨界制熱能力不能滿足制熱需求時，熱泵以高效區(qū)臨界轉(zhuǎn)速運(yùn)行，開啟PTC輔助制熱，此時系統(tǒng)綜合COP最高。在極端環(huán)境下，可通過熱泵滿負(fù)荷工作犧牲部分能效來保證系統(tǒng)制熱需求，從而保證極端環(huán)境下系統(tǒng)的總體制熱量不變。與傳統(tǒng)耦合工作策略相比，采用PTC提前介入策略充分利用了熱泵系統(tǒng)在高效區(qū)的高效制熱，降低了絕大部分工況下的系統(tǒng)制熱能耗，提高系統(tǒng)綜合制熱COP。

當(dāng)采用PTC提前介入策略時，熱泵系統(tǒng)制熱高效區(qū)臨界轉(zhuǎn)速對于熱泵與PTC耦合工作至關(guān)重要，臨界轉(zhuǎn)速與壓縮機(jī)效率、環(huán)境溫度等密切相關(guān)，一方面PTC制熱效率σ受環(huán)境溫度影響，另一方面，壓縮機(jī)效率在不同壓比及轉(zhuǎn)速條件下也會發(fā)生變化。一般可通過不斷細(xì)化轉(zhuǎn)速變化區(qū)間來獲得更精確的臨界轉(zhuǎn)速，但臨界轉(zhuǎn)速精度的提高對系統(tǒng)綜合COP提升的意義將會逐漸減小，控制難度及不穩(wěn)定性也會相應(yīng)增加。圖14為不同環(huán)境溫度下的熱泵系統(tǒng)模型的高效區(qū)臨界轉(zhuǎn)速變化，總體隨環(huán)境溫度下降呈上升趨勢，與制熱需求變化趨勢基本一致，在低溫下臨界轉(zhuǎn)速增加，熱泵系統(tǒng)可以提供更多熱量，符合制熱需求隨環(huán)境溫度變化趨勢，因此對于提高制熱能耗具有重大意義。在采用PTC提前介入策略時，應(yīng)當(dāng)使轉(zhuǎn)速盡量接近高效區(qū)臨界轉(zhuǎn)速，以最大限度地利用熱泵高效制熱，當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速過高時，低效區(qū)占比增加，降低了熱泵系統(tǒng)制熱COP，使得綜合制熱COP下降；當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速過低時，高效區(qū)未能得到充分利用，不足的熱量由PTC提供將會使得PTC制熱能耗增加，由于PTC制熱效率低于熱泵高效區(qū)制熱效率，同樣將導(dǎo)致系統(tǒng)綜合制熱COP下降。同時，因?yàn)楦咝^(qū)臨界轉(zhuǎn)速一般低于壓縮機(jī)最大轉(zhuǎn)速，PTC將提供更多熱量，其工作范圍將會增加。

4 仿真結(jié)果與討論

基于AMESim模型進(jìn)行-10℃下的制熱性能仿真，將車內(nèi)目標(biāo)溫度設(shè)為24℃，根據(jù)圖14可以看出，在-10℃環(huán)境中，高效區(qū)臨界轉(zhuǎn)速約為4 700 r/min。

采用傳統(tǒng)耦合工作策略時，由于熱泵系統(tǒng)無法滿足此時的制熱需求，系統(tǒng)將會采用熱泵最大制熱輔助適當(dāng)PTC的策略進(jìn)行制熱，因此壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為6 000 r/min，此時熱泵系統(tǒng)制熱量為2 339.59 W，壓縮機(jī)功耗為1 467.44 W，穩(wěn)定后車內(nèi)平均溫度約為20.62℃，利用PTC進(jìn)行輔助制熱，PTC發(fā)熱功率為265 W時車內(nèi)平均溫度可達(dá)到24℃，PTC能耗約為278.95 W。

采用PTC提前介入策略時，熱泵系統(tǒng)轉(zhuǎn)速可選用大于4 700 r/min的任一轉(zhuǎn)速，且轉(zhuǎn)速越低，系統(tǒng)制熱COP越高。當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為5 500 r/min時，熱泵系統(tǒng)制熱量為2 304.19 W，壓縮機(jī)功耗為1 401.98 W，穩(wěn)定后車內(nèi)平均溫度約為20.17℃，此時PTC介入制熱，PTC發(fā)熱功率為298 W時車內(nèi)平均溫度可達(dá)到24℃，PTC能耗約為313.68 W；當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為4 700 r/min時，熱泵系統(tǒng)制熱量為2 163.36 W，壓縮機(jī)功耗為1 172.6 W，穩(wěn)定后車內(nèi)溫度約為18.36℃，此時PTC介入制熱，PTC發(fā)熱功率為439 W時車內(nèi)平均溫度可達(dá)24℃，PTC能耗約為462.11 W。3種匹配方案的相應(yīng)能耗如圖15所示。

由圖15可知，當(dāng)車內(nèi)溫度穩(wěn)定在24℃時，采用4 700 r/min輔助PTC加熱的方案能耗最低，與采用6 000 r/min輔助PTC制熱相比，綜合能耗降低了約6.4%，但PTC制熱能耗增加了約183 W，熱泵系統(tǒng)由低效區(qū)轉(zhuǎn)速提供的部分熱量由PTC取代，PTC制熱占比提高。由于熱泵系統(tǒng)在運(yùn)行過程中車外換熱器易結(jié)霜，采用PTC提前介入策略顯著減少了熱泵制熱量，從而減少蒸發(fā)器吸熱量，降低了結(jié)霜速度，可進(jìn)一步提高系統(tǒng)綜合運(yùn)行效率。

進(jìn)一步對比采用PTC提前介入策略的熱泵PTC耦合加熱及單一熱泵系統(tǒng)制熱的系統(tǒng)動態(tài)性能變化，系統(tǒng)運(yùn)行工況為環(huán)境溫度-10℃，車內(nèi)目標(biāo)溫度為20℃。由于實(shí)際PTC加熱器通常通過調(diào)節(jié)擋位來調(diào)節(jié)制熱量，仿真設(shè)定PTC加熱器每一擋位制熱量相差100 W，因此仿真中PTC初始制熱量為330 W并始終維持在330 W，采用調(diào)節(jié)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的方法調(diào)節(jié)系統(tǒng)制熱量。兩種策略均采用壓縮機(jī)初始定轉(zhuǎn)速，當(dāng)車內(nèi)溫度與目標(biāo)溫度差值小于1℃時開始對壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速進(jìn)行PID調(diào)節(jié)，熱泵耦合PTC加熱初始壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為4 500 r/min，單一熱泵系統(tǒng)制熱初始壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為6 000 r/min。圖16～圖18為采用兩種控制策略的車內(nèi)溫度變化、壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速變化和系統(tǒng)綜合能耗對比，在調(diào)節(jié)過程中，采用PTC提前介入策略的熱泵PTC耦合加熱能耗比單一熱泵制熱策略能耗最多低約9.4%，穩(wěn)定后仍低2.8%。在初始調(diào)節(jié)過程中，采用單一熱泵制熱方法為了盡快提高溫度，壓縮機(jī)一直以最大轉(zhuǎn)速運(yùn)行，而采用PTC提前介入策略，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速維持在4 500 r/min左右，同時由于PTC提供了部分熱量，車內(nèi)溫度更快的達(dá)到20℃，改善了初始制熱過程中的乘客舒適性；在調(diào)節(jié)過程中，采用PTC提前介入策略在車內(nèi)溫度達(dá)到目標(biāo)溫度后，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速開始下降，能耗降低，而單一熱泵制熱因車內(nèi)未達(dá)到目標(biāo)溫度，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速始終保持恒定；在調(diào)節(jié)過程末段，隨著車內(nèi)溫度達(dá)到目標(biāo)溫度，單一熱泵制熱壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速大幅下降，這將導(dǎo)致車內(nèi)出風(fēng)溫度波動增加，另外由于轉(zhuǎn)速位于低效區(qū)，調(diào)節(jié)過程結(jié)束進(jìn)入穩(wěn)定狀態(tài)后，熱泵系統(tǒng)COP較低；而采用PTC提前介入策略轉(zhuǎn)速變化較小，盡管采用了部分PTC補(bǔ)熱，但熱泵系統(tǒng)始終工作在高效區(qū)，穩(wěn)定后系統(tǒng)綜合能耗較低。通過以上分析可以看出，采用PTC提前介入策略的熱泵PTC耦合加熱系統(tǒng)具有轉(zhuǎn)速低、制熱快、能耗低等多種優(yōu)勢。并且在制熱全過程中，采用PTC提前介入策略，熱泵系統(tǒng)的壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速均大幅低于采用單一熱泵制熱，這將會有效降低壓縮機(jī)噪音，延長熱泵系統(tǒng)蒸發(fā)器結(jié)霜時間，有利于提高系統(tǒng)綜合制熱性能。

5 結(jié)論

現(xiàn)有的R134a熱泵空調(diào)系統(tǒng)由于在低溫下無法滿足制熱需求，需要與PTC耦合工作。本文提出了PTC提前介入策略并與傳統(tǒng)耦合工作策略進(jìn)行了對比。

（1）相同環(huán)境溫度下，熱泵系統(tǒng)制熱量隨壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速提高而提高，但增加幅度逐漸減?。粺岜孟到y(tǒng)COP隨壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速提高而降低，COP降低是因?yàn)橹茻崃康脑黾有∮趬嚎s機(jī)功耗的增加。

（2）在-20～5℃環(huán)境溫度范圍內(nèi)，均存在熱泵系統(tǒng)制熱量變化與壓縮機(jī)功耗變化的交點(diǎn)。交點(diǎn)的左側(cè)制熱量變化大于功耗變化，為制熱高效區(qū)，交點(diǎn)右側(cè)制熱量變化小于功耗變化，為制熱低效區(qū)，在COPE＜σ的制熱低效區(qū)應(yīng)使用PTC提前介入制熱，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速接近高效區(qū)臨界轉(zhuǎn)速是PTC介入的最佳時機(jī)。

（3）在-10℃環(huán)境溫度下，采用4 700 r/min輔助462.11 W PTC制熱與采用6 000 r/min輔助278.95WPTC制熱相比，綜合能耗低6.4%，兩者均能使車內(nèi)溫度穩(wěn)定在24℃。

（4）在-10℃環(huán)境下車內(nèi)目標(biāo)溫度為20℃時，采用PTC提前介入的熱泵PTC耦合制熱策略與單一熱泵制熱相比具有加熱快、能耗低、轉(zhuǎn)速低等綜合優(yōu)勢，能耗最多降低9.4%，穩(wěn)定后降低2.8%。

（5）采用PTC提前介入的熱泵PTC耦合制熱策略在不改變系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上可以實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)制熱效率與舒適性的進(jìn)一步提升，可以有效降低電動汽車制熱能耗，提高續(xù)航里程。

后續(xù)研究將考慮電子膨脹閥開度對系統(tǒng)制熱高效區(qū)的影響，進(jìn)一步完善熱泵PTC耦合制熱策略，以提高系統(tǒng)效率，降低綜合能耗。