李海軍，秦興鐸，蘇之勇

（中原工學院 能源與環(huán)境學院，鄭州 450007）

符號說明：

mo——蒸發(fā)器內(nèi)制冷劑質(zhì)量流量，kg/s；

m′——補入壓縮機制冷劑質(zhì)量流量，kg/s；

mr——系統(tǒng)冷凝器側(cè)制冷劑質(zhì)量流量，kg/s；

h1——蒸發(fā)器出口制冷劑焓值，kJ/kg；

h2——制冷劑排除壓縮機的焓值，kJ/kg；

h3——冷凝器出口制冷劑焓值，kJ/kg；

h4——補路制冷劑流入經(jīng)濟器入口處焓值，kJ/kg；

h5——主路制冷劑進入蒸發(fā)器焓值，kJ/kg；

h7——壓縮機補氣口處制冷劑焓值，kJ/kg；

h8——壓縮到中間壓力制冷劑焓值，kJ/kg；

W——系統(tǒng)壓縮機功率，kW；

Qh——系統(tǒng)冷凝器側(cè)換熱量，kW；

Qc——系統(tǒng)蒸發(fā)器側(cè)換熱量，kW；

Q′——系統(tǒng)經(jīng)濟器側(cè)換熱量，kW；

Q——補氣系統(tǒng)增加制冷量，kW；

Q′1——單級壓縮系統(tǒng)蒸發(fā)器側(cè)制冷量，kW；

COPc——系統(tǒng)制冷系數(shù)。

0 引言

普通電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)在夏季高溫環(huán)境中制冷時，會出現(xiàn)排氣溫度過高，造成系統(tǒng)制冷性能衰減及縮短壓縮機使用年限的嚴重后果［1-8］。以上問題已成為當前制約純電動汽車推廣和應用的關(guān)鍵因素［9］。針對電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)出現(xiàn)的以上問題，相關(guān)行業(yè)的研究者展開了大量的研究工作［10-12］，目前已有的實用性較成熟的熱泵空調(diào)系統(tǒng)為準二級壓縮循環(huán)熱泵系統(tǒng)［13-16］。該系統(tǒng)的核心是應用補氣回路技術(shù)，使系統(tǒng)在降低壓縮機對制冷劑所消耗功同時，還可以增加制冷劑的過冷度，利于改善系統(tǒng)制冷等性能。董彬等［17］搭建了準二級壓縮熱泵系統(tǒng)應用模型，研究了以R22為循環(huán)工質(zhì)的熱泵系統(tǒng)在降低系統(tǒng)排氣溫度方面的優(yōu)勢及在系統(tǒng)性能上的良好改進。楊興林等［18］建立了以經(jīng)濟器補氣的準二級壓縮循環(huán)分析模型，并使用Refprop軟件確定所使用制冷劑的物性參數(shù)，研究了在高溫環(huán)境下系統(tǒng)的性能特性。柴玉鵬等［19］搭建了帶閃蒸氣的R134a準二級壓縮熱泵系統(tǒng)試驗臺，研究了準二級壓縮系統(tǒng)在提升系統(tǒng)各項性能方面的優(yōu)越性。YAN等［20］以準二級蒸汽壓縮系統(tǒng)為研究對象，試驗研究了系統(tǒng)在使用不同制冷劑時系統(tǒng)性能的改善程度。唐景春等［21］以純電動汽車空調(diào)系統(tǒng)為研究對象，在系統(tǒng)中應用補氣增焓技術(shù)，進一步確定了準雙級壓縮熱泵系統(tǒng)的各項性能得到提高。目前國內(nèi)外對于純電動汽車中的熱泵空調(diào)系統(tǒng)采用補氣技術(shù)的研究還相對較少，且純電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)中使用的制冷劑大多以R134a為主。本文立足于熱泵空調(diào)系統(tǒng)研究現(xiàn)狀，設(shè)計了一種采用中壓補氣技術(shù)的準二級壓縮型電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)，系統(tǒng)以R407C為制冷劑，并搭建了試驗臺。此外，系統(tǒng)中車內(nèi)、外換熱器均以微通道平行流換熱器為主。針對普通電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)在夏季高溫環(huán)境中制冷時，排氣溫度過高，影響系統(tǒng)制冷性能的問題，通過在標準焓差實驗室模擬測試不同外界環(huán)境溫度及改變壓縮機轉(zhuǎn)速情況下系統(tǒng)的制冷性能，并與普通單級壓縮系統(tǒng)進行對比。為優(yōu)化設(shè)計研究熱泵空調(diào)系統(tǒng)提供試驗依據(jù)。

1 準二級壓縮型電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)

1.1 系統(tǒng)原理

試驗所設(shè)計的系統(tǒng)如圖1所示。其制冷工作原理是：制冷劑在壓縮機內(nèi)壓縮后，以高溫高壓氣態(tài)形式經(jīng)四通換向閥流入車外換熱器，將熱量釋放到環(huán)境中達到冷凝，隨后經(jīng)干燥器干燥后流入經(jīng)濟器內(nèi)，經(jīng)濟器作為一個中間換熱器，把系統(tǒng)分為補路和主路兩個循環(huán)，其可利用補路冷劑蒸發(fā)吸熱效果，進一步對主路制冷劑進行過冷。從主路循環(huán)的制冷劑經(jīng)主路膨脹閥實現(xiàn)節(jié)流冷卻，隨后變?yōu)橐簯B(tài)流入車內(nèi)熱交換器蒸發(fā)吸收車內(nèi)熱量，以達到向車內(nèi)制冷的目的；而補路循環(huán)的制冷劑同樣先經(jīng)膨脹閥實現(xiàn)節(jié)流冷卻，與主路循環(huán)不同的是，進行節(jié)流冷卻后的補路制冷劑則是回流入經(jīng)濟器內(nèi)對主路制冷劑進行過冷，從而增加系統(tǒng)制冷量，隨后兩路循環(huán)的制冷劑在壓縮機補氣口處進行混合共同流入壓縮機進行循環(huán)制冷。

圖1 準二級壓縮型電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)Fig.1 Quasi-two-stage compression type electric vehicle heat pump air conditioning system

1.2 準二級壓縮系統(tǒng)理論循環(huán)分析

準二級壓縮理論循環(huán)如圖2所示，制冷劑經(jīng)壓縮機絕熱壓縮后（狀態(tài)2′），流入冷凝器進行冷凝（狀態(tài)2′～狀態(tài)3），隨后在經(jīng)濟器內(nèi)過冷凝到狀態(tài)3′后分為兩路進行循環(huán)，從主路循環(huán)的制冷劑首先在節(jié)流閥實現(xiàn)節(jié)流冷卻到狀態(tài)5，后以液態(tài)形式流入蒸發(fā)器蒸發(fā)變?yōu)闅鈶B(tài)制冷劑（狀態(tài)1），再經(jīng)壓縮機壓縮到狀態(tài)8；而補路循環(huán)的制冷劑同樣首先在節(jié)流閥實現(xiàn)節(jié)流冷卻（狀態(tài)4），再次流入經(jīng)濟器通過蒸發(fā)吸熱的效果達到飽和（狀態(tài)6）。兩路循環(huán)的制冷劑在壓縮機補氣口處混合后（狀態(tài)7），再次流入壓縮機進行下一個循環(huán)過程。

圖2 準二級壓縮理論循環(huán)Fig.2 Quasi-two-stage compression theory cycle

準二級壓縮理論循環(huán)計算式為：

系統(tǒng)蒸發(fā)器側(cè)制冷量：

系統(tǒng)壓縮機耗功：

系統(tǒng)冷凝器側(cè)換熱量：

系統(tǒng)經(jīng)濟器換熱量：

熱泵系統(tǒng)制冷系數(shù)：

補入壓縮機制冷劑質(zhì)量流量：

準二級壓縮系統(tǒng)增加制冷量：

2 試驗過程

2.1 試驗設(shè)備與測量裝備

根據(jù)帶經(jīng)濟器的電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)和準二級壓縮理論循環(huán)技術(shù)搭建試驗臺，為了確保試驗結(jié)果的準確性，本次測試在規(guī)范的焓差實驗室內(nèi)進行，焓差實驗室的模擬測試能力范圍為2～45 kW，且可模擬不同的室內(nèi)室外干濕球溫度，室內(nèi)模擬能力范圍為-30～50 ℃，室外模擬能力范圍為-30～60 ℃，可滿足本次試驗車外環(huán)境溫度變化對系統(tǒng)制冷性能的測試范圍。試驗主要設(shè)備與測量裝備見表1。

表1 試驗主要設(shè)備與測量裝備Tab.1 Test main equipment and measurement equipment

2.2 試驗測試工況

依照QC-T656-2000《汽車空調(diào)制冷裝置性能要求》搭建試驗臺，并按照QC-T657—2000《汽車空調(diào)制冷裝置實驗方法》進行試驗，試驗測試工況見表2。試驗首先測試了在壓縮機轉(zhuǎn)速為4 000 r/min時外界環(huán)境溫度對系統(tǒng)制冷性能影響；然后在外界干球溫度為35.0 ℃、濕球溫度為27.5 ℃工況下，測試壓縮機轉(zhuǎn)速對系統(tǒng)制冷性能影響。

表2 試驗測試工況Tab.2 Experimental test conditions

3 試驗結(jié)果分析

3.1 外界環(huán)境溫度對系統(tǒng)制冷性能影響

圖3示出試驗測試時外界環(huán)境溫度變化引起壓縮機排氣溫度變化曲線。由圖中可看出，壓縮機排氣溫度隨著外界環(huán)境溫度的升高而升高，但準二級壓縮系統(tǒng)壓縮機排氣溫度低于單級壓縮系統(tǒng)。外界環(huán)境溫度從25 ℃上升到45 ℃時，準二級壓縮系統(tǒng)壓縮機排氣溫度較單級壓縮系統(tǒng)降低了9.96%～18.64%。由于環(huán)境溫度的升高使系統(tǒng)冷凝溫度也逐漸升高，所以壓縮機排氣溫度升高；但準二級壓縮系統(tǒng)通過補氣技術(shù)，利用補路蒸發(fā)到飽和狀態(tài)的制冷劑降低了主路被壓縮到中間狀態(tài)的未飽和氣體制冷劑溫度，因此系統(tǒng)壓縮機排氣溫度較低。

圖4示出試驗測試時系統(tǒng)制冷量隨著外界環(huán)境溫度變化曲線。

圖4 系統(tǒng)制冷量隨外界環(huán)境溫度的變化Fig.4 Variation of system cooling capacity with external ambient temperature

由圖中可看出，制冷時在外界環(huán)境溫度升高的工況下，系統(tǒng)制冷量逐漸降低；但準二級壓縮系統(tǒng)制冷量比單級壓縮系統(tǒng)高。外界環(huán)境溫度從25 ℃上升到45 ℃時，準二級壓縮系統(tǒng)同比單級壓縮系統(tǒng)，制冷量提高了8.91%～12.97%。由于隨著外界環(huán)境溫度的升高，系統(tǒng)冷凝溫度和蒸發(fā)溫度相應升高，但冷凝溫度升高幅度高于蒸發(fā)溫度，致使壓縮機壓比逐漸增加，此時壓縮機的吸氣質(zhì)量流量降低，因此系統(tǒng)制冷量隨之減?。幌啾葐渭墘嚎s系統(tǒng)，準二級壓縮系統(tǒng)通過中間經(jīng)濟器的作用，將冷凝后的主路制冷劑進一步過冷，降低了系統(tǒng)冷凝溫度，壓縮機壓比相應降低，此時壓縮機的吸氣質(zhì)量流量得到升高，因此，準二級壓縮系統(tǒng)制冷量高于單級壓縮系統(tǒng)制冷量。

圖5示出試驗測試時外界環(huán)境溫度變化引起系統(tǒng)壓縮機功率變化曲線。

圖5 系統(tǒng)壓縮機功率隨外界環(huán)境溫度變化Fig.5 Variation of system compressor power with external ambient temperature

由圖中可看出，制冷時在外界環(huán)境溫度升高的工況下，系統(tǒng)壓縮機功率出現(xiàn)增高趨勢；且準二級壓縮系統(tǒng)壓縮機功率比單級壓縮系統(tǒng)高。在標準制冷外界環(huán)境溫度為30 ℃和高溫制冷外界環(huán)境溫度為40 ℃時，準二級壓縮系統(tǒng)壓縮機功率較單級壓縮系統(tǒng)分別提高了4.92%，5.40%；由于隨著環(huán)境溫度的升高，壓縮機壓比逐漸增加，所以壓縮機功率隨之增高；但準二級壓縮系統(tǒng)通過補氣技術(shù)，使流進壓縮機的制冷劑流量進一步增加，因此壓縮機功率顯著增高。

圖6示出試驗測試時外界環(huán)境溫度變化引起系統(tǒng)COPc變化曲線。由圖中可看出，制冷時系統(tǒng)COPc隨著外界環(huán)境溫度的升高而降低，但準二級壓縮系統(tǒng)COPc比單級壓縮系統(tǒng)高。在標準制冷外界環(huán)境溫度為30 ℃和高溫制冷外界環(huán)境溫度為40 ℃時，準二級壓縮系統(tǒng)COPc與單級壓縮系統(tǒng)COPc相比，分別提高了7.94%，6.13%。由于相比單級壓縮系統(tǒng)，準二級壓縮系統(tǒng)補路制冷劑雖然增加了一部分壓縮機耗功，但系統(tǒng)制冷量增加幅度更大，因此系統(tǒng)的制冷COPc得到升高。

圖6 系統(tǒng)COPc隨外界環(huán)境溫度的變化Fig.6 Variation of system COPc with external ambient temperature

3.2 壓縮機轉(zhuǎn)速對系統(tǒng)制冷性能影響

圖7示出試驗測試時壓縮機排氣溫度隨壓縮機轉(zhuǎn)速變化曲線。由圖中可看出，隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的提高壓縮機排氣溫度逐漸增高，但準二級壓縮系統(tǒng)壓縮機排氣溫度較低。壓縮機轉(zhuǎn)速分別為3 000，4 000，6 000 r/min試驗工況時，準二級壓縮系統(tǒng)壓縮機排氣溫度較單級壓縮系統(tǒng)分別降低了14.71%，10.03%，18.87%。由于壓縮機轉(zhuǎn)速的提高使其運行效率得到提升，所以排氣溫度不斷增高；但準二級壓縮系統(tǒng)壓縮機內(nèi)循環(huán)的制冷劑一部分來自低溫經(jīng)濟器補氣，此時與單級壓縮系統(tǒng)相比，壓縮機入口處制冷劑溫度更低，因此排氣溫度得到一定的降低。

圖7 壓縮機排氣溫度隨壓縮機轉(zhuǎn)速的變化Fig.7 Variation of compressor exhaust temperature with compressor speed

圖8示出試驗測試時提高壓縮機轉(zhuǎn)速引起系統(tǒng)制冷量變化曲線。由圖中可看出，在提高壓縮機轉(zhuǎn)速的工況下，系統(tǒng)在制冷時制冷量出現(xiàn)增高趨勢，且準二級壓縮熱泵空調(diào)系統(tǒng)制冷量較高。當壓縮機轉(zhuǎn)速為6 000 r/min時，單級壓縮系統(tǒng)制冷量為17.45 kW，而準二級壓縮系統(tǒng)制冷量為19.37 kW，同比升高了11.01%。由于壓縮機轉(zhuǎn)速增加的同時也增加了進入系統(tǒng)的制冷劑流量，所以系統(tǒng)制冷量增高，但準二級壓縮系統(tǒng)可將補路中制冷劑回流到經(jīng)濟器內(nèi)，通過與主路制冷劑換熱的作用，降低主路制冷劑流入蒸發(fā)器內(nèi)的溫度，因此相比單級壓縮系統(tǒng)，系統(tǒng)制冷量得到增加。

圖8 系統(tǒng)制冷量隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的變化Fig.8 Variation of system cooling capacity with compressor speed

圖9示出試驗測試時提高壓縮機轉(zhuǎn)速引起系統(tǒng)壓縮機功率變化曲線。

圖9 系統(tǒng)功率隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的變化Fig.9 Variation of system power with compressor speed

由圖中可看出，制冷時在提高壓縮機轉(zhuǎn)速的工況下，系統(tǒng)壓縮機功率出現(xiàn)增高趨勢，且準二級壓縮系統(tǒng)壓縮機功率明顯高出單級壓縮系統(tǒng)。壓縮機轉(zhuǎn)速從2 000 r/min提高到6 000 r/min時，準二級壓縮系統(tǒng)壓縮機功率較單級壓縮系統(tǒng)提高了2.06%～6.24%。由于相比單級壓縮系統(tǒng)，準二級壓縮系統(tǒng)可以通過補路循環(huán)，在壓縮機的中間補氣口補入制冷劑，因此壓縮機功率得到增高。

圖10示出試驗測試時提高壓縮機轉(zhuǎn)速引起系統(tǒng)COPc變化曲線。由圖可看出，制冷時在提高壓縮機轉(zhuǎn)速的工況下，系統(tǒng)COPc出現(xiàn)降低趨勢，但準二級壓縮系統(tǒng)COPc高于單級壓縮系統(tǒng)。當壓縮機轉(zhuǎn)速分別為3 000，5 000，6 000 r/min的試驗工況時，準二級壓縮系統(tǒng)COPc與單級壓縮系統(tǒng)相比分別提高了2.35%，3.92%，6.51%。由于相比較單級壓縮系統(tǒng)，準二級壓縮系統(tǒng)利用補氣技術(shù)，使系統(tǒng)在消耗相同壓縮機功的情況下產(chǎn)生了更多的冷量，因此系統(tǒng)制冷COPc得到增加。

圖10 COPc隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的變化Fig.10 Variation of COPc with compressor speed

4 結(jié)論

（1）外界環(huán)境溫度從25 ℃上升到45 ℃時，準二級壓縮系統(tǒng)同比單級壓縮系統(tǒng)，壓縮機排氣溫度降低了9.96%～18.64%，制冷量提高了8.91%～12.97%。說明采用補氣技術(shù)后系統(tǒng)在壓縮機排氣溫度方面得到改善，且制冷量實現(xiàn)了提高。

（2）外界環(huán)境溫度從25 ℃上升到45 ℃時，系統(tǒng)壓縮機功率出現(xiàn)增高趨勢，而系統(tǒng)COPc不斷下降。在標準制冷外界環(huán)境溫度為30 ℃和高溫制冷外界環(huán)境溫度為40 ℃時，準二級壓縮系統(tǒng)壓縮機功率較單級壓縮系統(tǒng)分別提高了4.92%，5.40%；系統(tǒng)COPc分別提高了7.94%，6.13%。

（3）轉(zhuǎn)速從2 000 r/min提高到6 000 r/min時，系統(tǒng)制冷時壓縮機排氣溫度和制冷量都逐漸增高。但準二級壓縮熱泵空調(diào)系統(tǒng)壓縮機排氣溫度相比于單級壓縮系統(tǒng)降低了10.03%～20.23%；制冷量相比于單級壓縮系統(tǒng)提高了6.01%～12.31%。

（4）轉(zhuǎn)速從2 000 r/min提高到6 000 r/min時，使用補氣技術(shù)的準二級壓縮系統(tǒng)壓縮機功率、系統(tǒng)COPc相比于單級壓縮系統(tǒng)得到提高，系統(tǒng)壓縮機功率、系統(tǒng)COPc分別提高了2.06%～6.24%，0.63%～6.51%。