呂然 王儒金 宋占桌 劉冬 王一銘 李明

（1.吉林大學(xué)，汽車仿真與控制國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長春 130022；2.中國第一汽車集團(tuán)有限公司，長春 130013；3.一汽奔騰轎車有限公司，長春 130022）

1 前言

隨著能源與環(huán)境問題日益嚴(yán)重，以純電動(dòng)汽車為代表的新能源汽車已成為汽車的主流發(fā)展趨勢[1]。與傳統(tǒng)汽車不同，新能源汽車沒有發(fā)動(dòng)機(jī)余熱來滿足制熱需求，存在低溫條件下制熱困難和制熱效率較低的問題[2-3]，同時(shí)，溫室效應(yīng)與碳排放問題對制冷劑提出了更高的要求[4]。因此，汽車熱管理系統(tǒng)的改進(jìn)對新能源汽車的發(fā)展格外重要。

相比于傳統(tǒng)的R134a 空調(diào)系統(tǒng)，以R1234yf 為制冷劑的電動(dòng)汽車超低溫?zé)岜每照{(diào)系統(tǒng)在-20 ℃超低溫環(huán)境中制熱量和性能系數(shù)（Coefficient Of Performance，COP）分別提升30%和14%[5]。Wu 等[6]假定24 ℃為乘員艙舒適溫度，對R134a、R32、R1234yf、CO2等多種制冷劑的低溫制熱性能進(jìn)行對比，結(jié)果表明，僅CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)可以在-20 ℃超低溫環(huán)境下可獨(dú)立滿足制熱需求，而R134a 熱泵空調(diào)系統(tǒng)在-10 ℃環(huán)境溫度下已無法獨(dú)立滿足制熱需求。CO2作為天然制冷劑，具有零污染、無毒、制熱性能強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)，因此CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)在新能源汽車領(lǐng)域極具發(fā)展前景[7-9]。武悅等[10]通過道路試驗(yàn)分析了CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)的低溫采暖能力和對整車?yán)m(xù)駛里程的影響，結(jié)果表明：CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)低溫采暖能力可與傳統(tǒng)燃油車相近；在-5 ℃環(huán)境溫度下，采用CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)的電動(dòng)汽車?yán)m(xù)駛里程比采用正溫度系數(shù)（Positive Temperature Coefficient，PTC）熱敏電阻采暖系統(tǒng)的電動(dòng)汽車?yán)m(xù)駛里程高23.6%。Dong 等[11]通過試驗(yàn)研究發(fā)現(xiàn)：CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)與R134a 空調(diào)系統(tǒng)具有相似的制冷能力和COP，但CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)具有更高的制熱能力和COP；在-10 ℃環(huán)境下，CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)的制熱能力較R134a 空調(diào)系統(tǒng)的制熱能力提升83%。

為提高電動(dòng)汽車的熱管理性能、解決制冷劑碳排放問題，本文在現(xiàn)有研究基礎(chǔ)上，以天然工質(zhì)CO2作為制冷劑，提出一種適用于電動(dòng)汽車的跨臨界CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)，并通過AMESim軟件進(jìn)行制冷和制熱性能分析。

2 理論與方法

CO2與氟利昂制冷劑物性參數(shù)相差較大，制冷和制熱狀態(tài)下CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)與R134a 空調(diào)系統(tǒng)的壓焓圖如圖1 所示。跨臨界CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)壓力更高，高壓CO2處于超臨界態(tài)，與R134a 空調(diào)系統(tǒng)的定溫放熱過程不同，超臨界狀態(tài)的CO2放熱時(shí)存在巨大的溫度滑移，換熱溫差更大，可以有效提高換熱效率[12-13]。在低溫制熱模式下，R134a因?yàn)檎舭l(fā)溫度限制導(dǎo)致室外蒸發(fā)換熱溫差有限，進(jìn)而導(dǎo)致制熱困難，而CO2制冷劑在1 MPa 壓力下蒸發(fā)溫度可達(dá)-40 ℃，可保證較大的換熱溫差。

圖1 CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)與R134a空調(diào)系統(tǒng)壓焓圖

本文所搭建的CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)仿真平臺(tái)如圖2 所示，包括壓縮機(jī)、氣液分離器、室內(nèi)換熱器、膨脹閥、室外換熱器、鼓風(fēng)機(jī)、風(fēng)扇、4個(gè)三通閥、4個(gè)截止閥、4個(gè)傳感器以及若干管路。該CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)可通過截止閥的開關(guān)調(diào)節(jié)制冷劑流向，從而實(shí)現(xiàn)制冷模式與制熱模式的轉(zhuǎn)換。截止閥1～截止閥4在制冷模式下的開關(guān)信號(hào)為0101，在制熱模式下的開關(guān)信號(hào)為1010（0代表關(guān)閉，1代表開啟）。

圖2 二氧化碳熱泵空調(diào)系統(tǒng)仿真平臺(tái)

采用的壓縮機(jī)為滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)，因本文研究的重點(diǎn)為系統(tǒng)性能而非壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)特性，所以忽略壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)特性，采用等效的壓縮機(jī)排氣容積、排氣效率、等熵效率和機(jī)械效率建立簡化數(shù)學(xué)模型，壓縮機(jī)效率隨轉(zhuǎn)速與壓比變化而變化；采用的膨脹閥為電子膨脹閥，與熱力膨脹閥相比，電子膨脹閥具有響應(yīng)快、控制精確等優(yōu)點(diǎn)[14-15]；室內(nèi)換熱器和室外換熱器均采用微通道平行流換熱器，該類換熱器具有結(jié)構(gòu)緊湊、換熱效果強(qiáng)、質(zhì)量輕等優(yōu)點(diǎn)而廣泛應(yīng)用于汽車熱管理領(lǐng)域[16]；為簡化計(jì)算，忽略鼓風(fēng)機(jī)和風(fēng)扇工作特性，采用給定溫度、壓力、相對濕度和流量的方式代替鼓風(fēng)機(jī)和風(fēng)扇，并且假設(shè)換熱器表面各處空氣流速相同。系統(tǒng)關(guān)鍵零部件的規(guī)格參數(shù)如表1所示。其中室內(nèi)換熱器采用雙層、4流程分布，每層2 個(gè)流程，每層流程冷卻管數(shù)量分別為20根和14 根；室外換熱器采用單層、4 流程分布，各流程冷卻管數(shù)量分別為16根、13根、13根和10根。

表1 關(guān)鍵零部件規(guī)格

電子膨脹閥開度直接影響蒸發(fā)器出口過熱度，從而對系統(tǒng)性能產(chǎn)生影響，在極端情況下，會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)性能下降明顯。本文采用比例積分（Proportion Integral，PI）控制方法控制電子膨脹閥開度，控制邏輯如圖3 所示。以蒸發(fā)器出口過熱度與期望過熱度的差值e(t)作為PI 控制器的輸入，計(jì)算并在增益系數(shù)G的作用下輸出控制量：

圖3 電子膨脹閥控制邏輯

式中，v(t)為電子膨脹閥開度輸出值；r(t)為出口過熱度期望值、c(t)為出口過熱度反饋值；Kp=0.1 為比例系數(shù)；Ki=0.01 為積分系數(shù)。

在飽和限制下輸出結(jié)果至電子膨脹閥模塊實(shí)現(xiàn)開度控制。本文系統(tǒng)控制蒸發(fā)器出口過熱度為10 ℃。

制熱量Q和系統(tǒng)COP計(jì)算公式為：

式中，為制冷劑質(zhì)量流量；hi、ho分別為室內(nèi)冷凝器制冷劑進(jìn)、出口焓值；W為壓縮機(jī)功耗。

制冷模式計(jì)算同理。

3 結(jié)果與分析

3.1 制熱性能分析

為研究低溫環(huán)境下CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)的制熱性能，在室內(nèi)換熱器風(fēng)量為250 m3/h的工況下，分析不同壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速條件下的低溫制熱性能，結(jié)果如圖4所示：隨著環(huán)境溫度的降低，系統(tǒng)制熱量降低，同時(shí)出風(fēng)溫度降低，這是由于環(huán)境溫度降低導(dǎo)致蒸發(fā)溫度與環(huán)境溫度之間的溫差降低，蒸發(fā)器吸熱能力下降，進(jìn)而導(dǎo)致系統(tǒng)制熱性能下降。在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速不變的條件下，隨著環(huán)境溫度從0 ℃下降到-20 ℃，制熱量下降22.5%～27.0%，出風(fēng)溫度降低30.0～33.6 ℃。由圖4可知：當(dāng)環(huán)境溫度較高時(shí)，采用低轉(zhuǎn)速即可滿足制熱需求；當(dāng)環(huán)境溫度較低時(shí)，可以通過提高壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到提升制熱量的目的，在環(huán)境溫度為-20 ℃時(shí)，仍可通過提高壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速使出風(fēng)溫度達(dá)到36 ℃，滿足制熱要求。

圖4 CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)低溫制熱性能

為研究壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)制熱性能的影響，在-10 ℃環(huán)境溫度和250 m3/h 室內(nèi)換熱器風(fēng)量條件下，改變壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，分析制熱量、COP 和出風(fēng)溫度的變化，結(jié)果如圖5 所示。由圖5 可知，隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的提高，系統(tǒng)制熱量和出風(fēng)溫度升高，但COP 降低。隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速從2 000 r/min 提高至7 000 r/min，制熱量從2.0 kW增大至5.2 kW，出風(fēng)溫度從12.4 ℃提高至48.0 ℃，COP 由4.4 降至1.6，說明適當(dāng)提高壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速可以提升制熱能力，但過高的壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速會(huì)引起系統(tǒng)效率過低而造成能耗過大。

圖5 壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對制熱性能的影響

為研究室內(nèi)換熱器（室內(nèi)氣冷器）風(fēng)量對二氧化碳熱泵空調(diào)系統(tǒng)制熱性能的影響，在環(huán)境溫度為-10 ℃，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為6 000 r/min和7 000 r/min的條件下，分析風(fēng)量對制熱量、COP 和出風(fēng)溫度的影響，結(jié)果如圖6 所示。由圖6 可知，制熱量和系統(tǒng)COP 隨著風(fēng)量的提高而提高，這是由于風(fēng)量提高導(dǎo)致空氣流速增大，使室內(nèi)換熱器和空氣的對流換熱增強(qiáng)，從而提高制熱量，在其他條件不變時(shí)，系統(tǒng)COP升高。隨著風(fēng)量從150 m3/h增至350 m3/h，制熱量提高6.9%～9.6%，系統(tǒng)COP 增大85.1%～93.6%。熱泵系統(tǒng)采暖出風(fēng)溫度隨著室內(nèi)換熱器風(fēng)量的升高而降低，盡管風(fēng)量提高導(dǎo)致?lián)Q熱量增大，但因空氣質(zhì)量流量增大，單位熱量所引起的溫升降低，從而導(dǎo)致出風(fēng)溫度反而降低。同時(shí)，由圖6可知，在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為6 000 r/min和7 000 r/min條件下，當(dāng)風(fēng)量分別超過250 m3/h 和300 m3/h 后，采暖出風(fēng)溫度將低于40 ℃。由此可知，適當(dāng)增加風(fēng)量可以有效提升制熱性能，但過大的風(fēng)量會(huì)導(dǎo)致制熱系統(tǒng)出風(fēng)溫度過低，反而不利于制熱。

圖6 室內(nèi)換熱器風(fēng)量對制熱性能的影響

為研究室外換熱器（室外蒸發(fā)器）風(fēng)速對CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)制熱性能的影響，在環(huán)境溫度為-10 ℃，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為6 000 r/min和7 000 r/min的條件下，分析風(fēng)速對制熱量、COP和出風(fēng)溫度的影響，結(jié)果如圖7所示。由圖7可知：隨著室外換熱器風(fēng)速的提高，制熱量和出風(fēng)溫度逐漸升高，而風(fēng)速對COP 的影響幾乎可以忽略；隨著風(fēng)速從1.5 m/s提高至4.5 m/s，系統(tǒng)性能變化在3%以內(nèi)，說明室外換熱器風(fēng)速對本文的CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)制熱性能影響極小。

圖7 室外換熱器風(fēng)速對制熱性能的影響

3.2 制冷性能分析

為研究高溫環(huán)境下CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)的制冷性能，在室內(nèi)換熱器風(fēng)量為350 m3/h的工況下，分析不同壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速條件下的高溫制冷性能，結(jié)果如圖8所示。由圖8可知：相同條件下，隨著環(huán)境溫度的升高，系統(tǒng)制冷量和COP降低，這是由于，隨著環(huán)境溫度升高，在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速不變的情況下，蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)溫度提高，進(jìn)而使出風(fēng)溫度提高，制冷劑向外界放熱效果減弱；出風(fēng)溫度與環(huán)境溫度近似于線性關(guān)系。

圖8 二氧化碳熱泵空調(diào)系統(tǒng)高溫制冷性能

為研究壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)制冷性能的影響，在室內(nèi)換熱器風(fēng)量為350 m3/h 和不同環(huán)境溫度條件下改變壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，分析制冷量、COP 和出風(fēng)溫度的變化，結(jié)果如圖9 所示。由圖9可知，隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的提高，系統(tǒng)制冷量增大，出風(fēng)溫度降低，制冷性能提升，但同時(shí)會(huì)導(dǎo)致COP降低。這是由于壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速提高引起制冷劑質(zhì)量流量升高，導(dǎo)致壓縮機(jī)功耗增大的同時(shí)制冷量增大，從而引起制冷系統(tǒng)出風(fēng)溫度降低，又因?yàn)閴嚎s機(jī)功耗提高幅度大于制冷量提高幅度，所以COP降低。

圖9 不同環(huán)境溫度條件下壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對制冷性能的影響

為研究室內(nèi)換熱器（室內(nèi)蒸發(fā)器）風(fēng)量對CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)制冷性能的影響，在環(huán)境溫度為35 ℃，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為6 000 r/min 和7 000 r/min 的條件下，分析風(fēng)量對制冷量、COP 和出風(fēng)溫度的影響，結(jié)果如圖10 所示。由圖10 可知，制冷量和COP 隨著室內(nèi)換熱器風(fēng)量的提高而增大，這是由于隨著風(fēng)量的提高，室內(nèi)蒸發(fā)器空氣側(cè)換熱能力增強(qiáng)，制冷量提高，進(jìn)而導(dǎo)致COP 增大。風(fēng)量由250 m3/h 增至450 m3/h時(shí)，制冷量提高7.3%～7.5%，COP增大5.8%～7.7%。但隨著風(fēng)量的提高，空氣質(zhì)量流量升高，單位制冷量所引起的空氣溫降減小，從而導(dǎo)致制冷系統(tǒng)出風(fēng)溫度升高，風(fēng)量由250 m3/h 增至450 m3/h，出風(fēng)溫度升高7.8～8.6 ℃。

圖10 室內(nèi)換熱器風(fēng)量對制冷性能的影響

為研究室外換熱器（室外氣冷器）風(fēng)速對CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)制冷性能的影響，在環(huán)境溫度為35 ℃，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為6 000 r/min 和7 000 r/min 的條件下，分析風(fēng)速對制冷量、COP 和出風(fēng)溫度的影響，結(jié)果如圖11 所示。由圖11 可知，隨著室外換熱器風(fēng)速的提高，系統(tǒng)制冷量和COP 均逐漸增大，并且風(fēng)速較大時(shí)升高較快，風(fēng)速較小時(shí)出風(fēng)溫度相對穩(wěn)定，風(fēng)速較大時(shí)出風(fēng)溫度略有較低。隨著風(fēng)速從1.5 m/s提高至4.5 m/s，制冷量、COP 和出風(fēng)溫度分別變化3.8%～4.3%、8.8%～9.7%和3.2%～4.9%，由此可見，風(fēng)速對COP的影響較制冷量和出風(fēng)溫度更大。

圖11 室外換熱器風(fēng)速對制冷性能的影響

4 結(jié)束語

本文以CO2為制冷劑，提出一種適用于電動(dòng)汽車的跨臨界CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)，并進(jìn)行了制熱和制冷性能分析，主要結(jié)論如下：

a. 制熱模式下，跨臨界狀態(tài)下CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)制熱量和出風(fēng)溫度隨著環(huán)境溫度的降低而降低，低溫工況可以通過提高壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速提升制熱能力；隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的升高，制熱量升高，出風(fēng)溫度升高，但系統(tǒng)COP 下降；室外蒸發(fā)器風(fēng)速對系統(tǒng)制熱性能的影響較小；室內(nèi)氣冷器風(fēng)量提高可以有效提升制熱量和COP，但過大的風(fēng)量會(huì)導(dǎo)致制熱系統(tǒng)出風(fēng)溫度過低，反而不利于制熱，適當(dāng)提高室內(nèi)氣冷器風(fēng)量是提升制熱能力的有效手段。

b. 制冷模式下，隨著環(huán)境溫度從30 ℃升高至40 ℃，跨臨界狀態(tài)下CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)制冷量降低7.6%～7.7%，COP 降低14.5%～15.9%；隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速升高，系統(tǒng)制冷量升高，出風(fēng)溫度降低，但會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)COP 降低；室外氣冷器風(fēng)速對系統(tǒng)COP 影響大于對制冷量和出風(fēng)溫度的影響；室內(nèi)蒸發(fā)器風(fēng)量升高可以有效提升制冷量和COP，但過大風(fēng)量會(huì)導(dǎo)致出風(fēng)溫度偏高，不利于制冷。