純電動汽車兩種熱泵空調系統的實驗研究

(1 盾安環境技術有限公司 杭州 310000； 2 浙江盾安機電科技有限公司 紹興 312000)

純電動汽車因具有節能環保、零排放、無污染等優點而引起各國汽車企業的關注[1-5]。與傳統燃油汽車相比，純電動汽車使用電池作為動力源，但電池蓄能的有限性對整車的節能提出了更高的要求。純電動汽車無法像傳統燃油車那樣回收發動機余熱供乘員艙冬季采暖，而是采用PTC電加熱方式，該種采暖方式的能耗占電動汽車總能耗的33%[6-7]，嚴重影響純電動汽車的續航里程。

針對以上問題，國外學者提出了熱泵型空調系統。J. H. Ahn等[8]提出了兩種熱泵空調系統，一種采用四通閥切換實現制冷制熱功能的轉換，另一種在室內采用兩個換熱器，與傳統的單冷加PTC系統進行了對比，實驗結果表明：兩種熱泵空調系統均比傳統系統具有更好的性能，在室內濕球溫度為13 ℃時，采用兩個換熱器的系統比采用四通閥切換的系統COP高62%。K. Y. Kim等[9]提出一種由熱泵與PTC電加熱組成的系統，搭建了實驗臺，通過改變壓縮機轉速、室外側溫度、室內側溫度研究了系統換熱量、壓縮機功耗及COP的變化，在室內側熱負荷為1.5 kW時，對系統進行了溫升實驗研究。

國內也有很多學者[10-15]對汽車空調系統的性能展開了相關研究。彭慶豐等[10]研發了一種采用二級壓縮噴射熱泵的電動汽車熱泵空調系統，并與PTC采暖方式進行了實測對比實驗，結果表明，與PTC采暖系統相比，新型熱泵空調系統能夠節能15%，整車續航里程延長15 km。佟麗蕊等[11]分析了電動汽車空調系統在國內外的研究進展，總結出目前4種主流的空調系統，即電動熱泵式空調系統、電動壓縮式制冷加電加熱采暖空調系統、余熱空調及復合熱泵空調系統以及儲能式空調系統。王穎等[12]對比分析了使用三個換熱器及兩個換熱器的系統，研究表明：大部分工況下，兩個系統的能力相近，四通閥系統的COP比三換熱器系統COP高7%～15%。張優等[13]探討了純電動汽車空調熱泵方案，提出PTC加熱法、利用電機冷卻液余熱同時PTC輔助加熱法及熱泵式制熱法三種方案。金鵬[14]設計研發的熱泵型直流變頻電動汽車空調系統采用質輕抗振的豎置式微通道換熱器,有效改善了微通道換熱器在熱泵空調系統上一器兩用、制冷劑均勻分配、換熱器表面結霜除霜及凝結水排除等問題。殷海艷[15]研究了低溫車用準二級熱泵空調系統，得出提高壓縮機的做功效率是提高帶噴射經濟器的準二級壓縮電動汽車低溫熱泵空調系統能量利用效率的關鍵。江挺候等[16]對比了采用不同制冷劑的汽車熱泵空調系統,并提出高效車用熱泵空調系統的設計思路。

在單冷系統改成熱泵空調系統的過程中，為避免整車HVAC (heating ventilation and air conditioning)重新開模，本文設計了兩種方案：采用四通閥的兩換熱器熱泵空調系統(方案Ⅰ)；采用四個電磁閥進行制冷制熱切換的兩換熱器熱泵空調系統(方案Ⅱ)。針對兩種方案搭建了實驗臺，在焓差實驗室中分別對熱泵空調系統進行性能測試，在振動實驗臺上對系統進行振動測試，以此來評價熱泵空調系統的性能及裝車運行的可靠性。

1 兩種熱泵空調系統

借鑒現有熱泵空調系統技術及汽車空調的結構特點，提出一種采用電磁四通閥的熱泵空調系統(方案Ⅰ)，該熱泵空調系統零部件少，系統結構簡單，如圖1所示。該系統制冷時，制冷劑工質(R134a)由壓縮機排出，經過電磁四通閥進入室外側換熱器冷凝放熱，通過雙向H型熱力膨脹閥節流后進入內部換熱器蒸發吸熱，再依次經過電磁四通閥和雙向H型熱力膨脹閥進入氣液分離器，最終進入壓縮機吸氣口。制熱模式時，制冷劑工質(R134a)由壓縮機排出，經過電磁四通閥進入室內側換熱器冷凝放熱，通過雙向H型熱力膨脹閥節流后進入外部換熱器蒸發吸熱，再依次經過電磁四通閥和雙向H型熱力膨脹閥進入氣液分離器，最終進入壓縮機吸氣口。

采用電磁四通閥的熱泵空調系統有如下缺陷：1)現有四通閥大都采用銅制四通閥，而系統管路采用鋁管，銜接處會出現銅鋁焊，銅鋁焊工藝較難且極易腐蝕；2)四通閥在車上使用，由于車在行駛過程中振動劇烈，容易出現高低壓竄氣，影響系統性能，甚至損壞系統部件。

圖1 方案ⅠFig.1 Project Ⅰ

圖2 方案ⅡFig.2 Project Ⅱ

針對以上問題，提出采用四個電磁閥代替四通閥來實現制冷制熱模式的切換，系統原理如圖2所示。四個電磁閥(1、2、3、4)中，1、3為常開電磁閥，2、4為常閉電磁閥。系統制冷時，系統中的四個電磁閥均不通電，此時制冷工質從壓縮機排氣口出來，經過電磁閥1進入外部換熱器冷凝換熱，然后經過雙向H型熱力膨脹閥節流后進入內部蒸發器吸熱蒸發，接著經過電磁閥3流經H型熱力膨脹閥，最后經過氣液分離器回到壓縮機吸氣口。系統制熱時，四個電磁閥全部通電，此時制冷劑經壓縮機排出后經過電磁閥4進入內部換熱器冷凝放熱，冷凝放熱后經過雙向H型熱力膨脹閥節流，然后進入外部換熱器蒸發吸熱，再依次經過電磁閥2，雙向H型熱力膨脹閥，氣液分離器進入壓縮機吸氣端，完成制熱循環。

兩套方案均直接使用原單冷系統的蒸發器及冷凝器，對整車廠來說極大的縮減了系統改進費用。實驗中，除了制冷制熱模式切換機構電磁四通閥、四個電磁閥有差異，兩套方案采用的零部件基本相同。零部件的規格如表1所示。

表1 零部件規格

2 測試方案與實驗工況

根據上述方案搭建了實驗臺并在焓差實驗室中對兩種方案進行了系統性能測試，利用振動實驗臺對系統進行了可靠性測試。焓差實驗室分為室內側和室外側，實驗室對溫度的控制精度為±0.5 ℃。將內部HVAC部分放置在室內側，與風洞口相接，其它實驗部件放置在室外側，圖3為方案Ⅰ室內側與室外側的實物圖，圖4為方案Ⅱ室內側與室外側的實物圖。測試工況參考《汽車用電驅動空調器》制冷制熱模式的測試工況，如表2所示。

圖3 方案Ⅰ實物圖Fig.3 The experimental figure of project Ⅰ

振動實驗使用的電動振動實驗系統，規格為DC-10000-100。進行振動實驗時，對于方案Ⅰ，只將四通閥放置在振動臺上，其它零部件放在振動臺的四周，用軟管連接，振動實驗時系統開啟運行，采用壓力傳感器(電流型)檢測系統運行時的壓力波動；對于方案Ⅱ，四個電磁閥及一個H型熱力膨脹閥內置在一個盒子里，組成一個閥組，振動時將閥組固定在振動實驗臺上，其它零部件與方案Ⅰ相同，放置在四周用軟管連接，圖5為方案Ⅱ在振動臺上的固定方式。振動實驗的標準參照GB/T21361—2008《汽車用空調器》，振動分橫向、軸向和縱向三個方向進行，相關振動參數如表3所示。

表2 測試工況

圖5 振動實驗Fig.5 Vibration experiment

階段頻率/Hz加速度/(m/s2)測試時間/h垂直橫向縱向3 g3330 422

注：3 g即以3個加速度進行振動階段。

3 實驗結果分析

3.1 兩種方案的性能測試對比

在名義制冷工況下，對方案Ⅰ搭建的系統進行制冷劑標定，如圖6所示。方案Ⅰ全部采用軟管連接，管路長，系統內容積大；方案Ⅱ主要采用鋁管連接，使用軟管較少，管路短，內容積小。因為兩套系統內容積不同，所以制冷劑標定的起始量及最終制冷劑充注量也不同。由圖6可以看出，隨著制冷劑量的增加，內部換熱器的換熱量先逐漸增加，然后趨于平緩，與此同時冷凝器出口端的過冷度逐漸增加，當制冷劑添加700 g時，外部冷凝器出口過冷度約為4 ℃，此后換熱量不再明顯增加，因此，方案Ⅰ中制冷劑充注量為700 g。方案Ⅱ制冷劑標定如圖7所示，當制冷劑標定量為500 g左右時，外部冷凝器出口過冷度為4 ℃，此后內部換熱量也不再增加，因此，方案Ⅱ系統制冷劑的充注量為500 g。

圖6 方案Ⅰ制冷劑標定Fig.6 Refrigerant calibration of project Ⅰ

圖7 方案Ⅱ制冷劑標定Fig.7 Refrigerant calibration of project Ⅱ

表4和表5分別為方案Ⅰ和方案Ⅱ在4種工況下的測試參數，可以看出，兩套方案的額定制冷量及名義制熱量均約為2 kW，低溫制熱工況下，兩種方案的制熱量急劇降低，制熱量小于1 kW，制冷最大負荷工況下制冷量約為2 kW，但性能系數較低。整體來說，方案Ⅰ在4種工況下的性能測試優于方案Ⅱ，主要是因為方案Ⅱ的閥組中連接4個電磁閥使用了鋁管，這些鋁管在閥組中未采取保溫措施，鋁管對熱量和冷量的散失比軟管嚴重，但方案Ⅱ仍然能夠滿足小型電動汽車對空調系統性能的需求(制冷出風溫度15 ℃、制熱出風溫度38 ℃)。對于內部換熱器出風溫度而言，兩種方案在各工況下基本相當，差別在3 ℃以內。

表4 方案Ⅰ的性能測試

表5 方案Ⅱ的性能測試

3.2 兩種方案的可靠性對比

振動實驗先固定好各個零部件，振動實驗室系統制冷運行，方案Ⅰ中在四通閥的高壓口和低壓口分別設置壓力傳感器，方案Ⅱ中系統高壓側及低壓側分別設置壓力傳感器。在壓縮機排氣口及壓縮機吸氣口設置溫度傳感器，數據用安捷倫數據采集儀采集，在振動臺不開啟的情況下使系統運行起來，各采集的參數穩定后開啟振動臺，按表3中振動耐久性實驗標準進行實驗。因系統對垂直方向上的振動比較敏感，本文只列出垂直方向上的數據進行討論。圖8為方案Ⅰ中四通閥四個出口檢測到的壓力變化(兩個高壓，兩個低壓，圖中只列出高低壓)。由圖8可以看出，振動臺開啟后，系統高低壓波動明顯變大，約0.5 h后，高低壓異常且壓縮機停機，電動壓縮機無法再次開啟，已被損壞，在振動的過程中，四通閥出現高低壓竄氣，導致壓縮機損壞。圖9、圖10為方案Ⅱ振動時系統高低壓在振動狀態下的變化，如圖所示，壓縮機吸排氣口的壓力、吸排氣溫度均無異常波動。所以，從系統工作的可靠性來說，方案Ⅱ具有絕對的優勢。

圖8 方案Ⅰ四通閥四個口的壓力變化Fig.8 The four ports pressure variation in four-way valve of project Ⅰ

圖9 方案Ⅱ壓縮機吸排氣壓力變化Fig.9 Compressor suction-exhaust pressure variation of project Ⅱ

圖10 方案Ⅱ壓縮機吸排氣口溫度變化Fig.10 Compressor suction-exhaust temperature variation project Ⅱ

4 結論

本文搭建了兩種不同的車用熱泵空調系統，在焓差性能實驗室及振動實驗臺上分別完成了系統制冷量、制熱量及耐振動性實驗。在名義工況下，結合過冷度及制冷量標定了方案Ⅰ及方案Ⅱ的制冷劑充注量，分別為700 g及500 g。從性能實驗來說，方案Ⅰ與方案Ⅱ在名義工況、最大負荷工況下制冷量及名義制熱、低溫制熱工況下的制熱量相當，名義制熱量及名義制冷量約為2 kW，兩種方案在低溫工況下的制熱量急劇下降，小于1 kW；從可靠性來說，方案Ⅰ采用銅制的四通閥，存在銅鋁焊，對焊接工藝要求較高且易腐蝕，最重要的是四通閥在振動情況下工作可靠性低，高低壓易竄氣損壞系統零部件，方案Ⅱ在振動狀態下工作穩定可靠。

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