電動汽車二次回路熱泵系統制熱性能研究

蘭嬌，蘇林，呼延吉，李康，方奕棟

（1-上海理工大學，上海 200093；2-延擎動力科技（上海）有限公司，上海 200093）

[關鍵字] 電動汽車；二次回路熱泵系統；制熱

0 引言

環境污染與國家政策導致電動汽車已成為必然的發展趨勢。汽車空調系統是乘客艙舒適性和乘員安全性的重要保證，但由于電動汽車的動力系統是電池包，使得第二大耗能的空調系統面臨著挑戰[1-2]。一方面，與傳統燃油車相比，電動汽車沒有足夠的發動機余熱供暖，一般電動汽車采用PTC（Positive Temperature Coefficient）電加熱器采暖，但PTC加熱能效低。研究表明：開啟PTC電加熱器將減少電動汽車24%～50%的駕駛里程[3-4]。而熱泵系統的性能系數（COP）大于1，替代PTC加熱具有很大的研究價值。大量的研究表明：與PTC加熱相比，根據不同的駕駛工況，熱泵系統可以增加20%～30%的行駛里程[3-5]。HIGUCHI等[6]研究了帶有閃發器電動汽車熱泵空調系統，與PTC加熱作比較：熱泵空調使能源利用率提高67%，續駛里程可增加21%。

由于全球氣候變暖加劇，制冷劑 R134a（GWP為1,430）面臨著被替換[7]。2006年歐盟通過的F-Gas法規明確規定，2011年開始在歐盟成員國上市的新車中汽車空調使用制冷劑的GWP不能高于150[8]。在歐盟批準可替代的新型制冷劑中，R1234yf和R152a具有不同程度的可燃性；CO2無色無味，在濃度高時具有窒息性[9-10]。這些制冷劑若在使用時發生泄漏，特別是從空調箱泄漏擴散到乘客艙，會對乘客的安全造成嚴重威脅。為了避免制冷劑與乘員艙有直接的接觸，帶二次冷卻液回路的空調熱泵系統近些年也得到發展與研究。

GHODBANE[11]對比研究了制冷劑為 R152a和R134a的二次回路熱泵（ASLHP）系統性能：在相同的怠速工況下，R152a熱泵系統的COP提升7%。KAISER[12]對比研究了直接式熱泵（DHP）與ASLHP系統的制冷劑的充注量，發現 ASLHP系統可減少28%，這主要是因為它的制冷劑回路更加緊湊。CARRIES等[13]研究了一個R134a的ASLHP單元式熱泵系統，實驗表明：與DHP系統相比較，制熱性能更優，而制冷性能下降了 5%。WANG等[14]對比研究了制冷劑為CO2的DHP系統與ASLHP系統在低溫下的傳熱性能。

二次回路熱泵系統在汽車空調中的應用具有以下優點[15-17]：1）增加制冷劑可選種類，可使用可燃性制冷劑；2）減少制冷劑的充注量；3）避免制冷劑在換熱器兩相區分配不均導致的溫度波動；4）消除制冷劑經過節流裝置時產生的異響，從而減小噪聲對乘客影響；5）在短時間內啟動/停車時（比如紅綠燈路口時）可以儲存冷量/熱量、供給乘員艙制冷/加熱；6）針對電動汽車，有利于電池（電子設備）熱管理。現階段，對于二次回路熱泵系統在汽車空調中的研究仍較少，尤其是國內研究。

本文搭建了一個基于二次回路的空調熱泵系統，研究在不同轉速下，改變室內側送風風量對系統制熱性能的影響，包括COP、制熱量、出風溫度等參數。

1 負荷計算及系統匹配

1.1 冬季冷負荷計算

汽車空調系統設計開發之前，很重要的一步是對整個車進行負荷計算。電動汽車空調系統的負荷主要包括有太陽輻射、電池包的產熱、車身導熱、新風及漏風負荷、人員散熱、車內照明6部分[18]。本文主要研究冬季制熱性能，考慮到冬季負荷特性中的太陽輻射、電池包的產熱、車內照明以及人員散熱都會降低冬季的取暖負荷，因此在計算冬季冷負荷時，只考慮新風負荷和車身維護結構的傳熱。冷負荷計算條件為：環境和室內側溫度分別為10 ℃和 20 ℃，車輛是小型緊湊型汽車，長寬高分別為2,975 mm、1,585 mm和1,570 mm，軸距1,865 mm，3門2座2廂。當汽車在低溫環境靜置太久，乘員剛進入車廂會把鼓風機開到最大檔，制熱調到最大檔，滿足舒適性要求，此時的瞬態負荷最大；等到車廂環境慢慢被加熱，整車逐漸達到穩態，此時空調系統只要加熱人員所需補充的新風以及車門的漏風。

根據參考文獻[19-20]計算方法，結合上述說明，本文的冷負荷計算時，瞬態負荷為1.7 kW，穩態負荷為1.1 kW。

1.2 系統匹配

根據 1.7 kW 的冷負荷，冬季制冷劑的設計工況為：冷凝和蒸發溫度分別為 55 ℃和 0 ℃，過冷度和過熱度都為5 ℃，根據參考文獻[21-22]進行系統匹配設計。

2 實驗原理

2.1 實驗裝置

如圖1所示的實驗裝置及測試系統示意圖，焓差實驗室包含室內和室外兩個環境室，并通過單獨的制冷系統和加熱加濕系統控制環境狀態。考慮到現階段實驗室的安全措施尚未成熟，本文采用R134a制冷劑。圖1中的粗虛線部分是制冷劑回路，粗實線是冷卻液回路。制冷劑回路包括的部件有電動壓縮機、板式換熱器、TXV1、室外換熱器。冷卻液回路的部件有水泵、膨脹水箱、熱芯。冷卻液為50%的乙二醇溶液。制冷劑在板式換熱器內與冷卻液進行換熱，被加熱的冷卻液通過水泵提供動力輸送到熱芯加熱乘客艙。本實驗系統示意圖也有制冷模式，通過切換電磁閥即可。

系統的設計是按照緊湊小型電動汽車進行匹配。系統選用排量為0.000027 m3/r的電動渦旋式壓縮機，供電電壓為直流 380 V，轉速調節范圍為1,000 r/min～ 4,000 r/min，使用自帶的24 V低壓直流控制器進行轉速的調節。室外換熱器為單排四流程微通道平行流冷凝，外形尺寸 240 mm(W)×350 mm(H)×20 mm(D)；熱泵換熱器為板式換熱器，外形尺寸為 206 mm(W)×78 mm(D)×101 mm(H)，最大換熱量為8.5 kW；熱芯換熱量不小于4.5 kW，外形尺寸為 295 mm(W)×27 mm(D)×130 mm(H)。水泵為12 V直流無刷型，最大流量360 L/h，通過自帶的控制器調節流量；電磁閥均為直流12 V驅動常閉型。

各個測點布置鉑電阻與壓力傳感器測量制冷劑側的溫度和壓力，科式質量流量計用來測量制冷劑流量，體積流量計用來測量冷卻液的流量，功率計測量消耗的功率，電壓表與電流表測量壓縮機的運行電壓與電流，各測量精度如表1所示，通過計算機軟件進行數據采集和處理。

圖1 實驗裝置及測試系統示意圖

表1 實驗臺主要參數測量精度

2.2 實驗方法

表2為本文的測試工況，以送風風量和轉速為變量。由于制熱模式是通過冷卻液給乘客艙供暖，因此在計算制熱量時單獨用制冷劑側的計算公式不再適用，本文計算制熱量時取制冷劑側制熱量與水側制熱量的平均值，如式(1)～式(3)，COP計算公式如式(4)。

式中：

Q——制熱量，kW；

Qref——制冷劑側制熱量，kW；

Qw——冷卻液側制熱量，kW；

mref——制冷劑流量，kg/h；

hcond,in——冷凝器側進口焓值，kJ/kg；

hcond,out——冷凝器側出口焓值，kJ/kg；

Vw——冷卻液側體積流量，m3/h；

ρw——冷卻液側密度，kg/m3；

cp——比熱容，kJ/(kg·℃)；

tin——進口溫度，℃；

tout——出口溫度，℃；

Wcomp——壓縮機耗功，kW。

表2 實驗工況

3 實驗結果及分析

3.1 改變室內側進風風量

圖2和圖3展示了在相同的轉速、不同的風量下，壓縮機的排氣壓力溫度的變化規律以及板式換熱器（冷凝器）出口壓力溫度的變化規律。隨著風量的增加，壓縮機和冷凝器的排氣溫度和壓力都隨之下降。這是由于增加風量使得空氣側的換熱系數增大，即增強了換熱，使得熱芯出口的冷卻液溫度較低，進入冷凝器的溫度較低。

圖2 不同轉速下，風量與壓力的變化規律

圖3 不同轉速下，風量與溫度的變化規律

圖4 顯示了相同轉速、不同風量下，系統的制熱量、壓縮機耗功和COP的變化規律。隨著風量的增加，壓縮機的耗功幾乎不變。350 m3/h與450 m3/h的風量相比較，根據轉速的不同，制熱量可以提高8%～16%。COP是耗功和制熱量的綜合結果，根據公式(4)可知，風量較低時COP也越大。

圖5表示的是空調箱出風溫度的影響，可以明顯看出，風量的變化對出風的影響很大。350 m3/h與450 m3/h的風量相比，根據轉速的不同，出風溫度高 13%～22%。這是由于隨著風量的降低，空氣有時間與熱芯進行充分的換熱，且在空調箱中出風口空氣有充足的時間混合，使出風溫度較高。

圖4 不同速下，風量與制熱量/耗功/COP的變化規律

圖5 不同轉速下，風量與出風溫度的變化規律

3.2 改變壓縮機轉速

如圖2和3所示，在相同的風量下，隨著壓縮機轉速的增加，壓縮機和冷凝器出口的壓力與溫度也隨之增加。但轉速增加對壓縮機的排氣溫度和壓力的影響幅度大。風量350 m3/h、中轉速2,500 r/min時，壓縮機的排氣壓力最高才 1.24 MPa；高轉速3,850 r/min時，壓縮機的排氣壓力最高 1.5 MPa。一方面隨著轉速的增加，壓縮機的排量增加，另一方面電動渦旋式壓縮機在高轉速時，壓縮機的效率較高，因此具有較高的排氣溫度和壓力。對冷凝器出口的壓力和溫度變化影響小，這可能是因為制冷劑在冷凝端是液冷式，乙二醇溶液與制冷劑換熱，且板式換熱器的結構緊湊，換熱效果較好。

如圖4所示，在相同的風量下，隨著壓縮機轉速增加，系統制熱量、壓縮機耗功都呈上升的趨勢，COP呈現下降的趨勢，這是因為壓縮機排量增加導致了耗功增加。風量為350 m3/h、轉速為3,850 r/min時，制熱量可達2.4 kW，可以滿足取暖負荷。如圖5所示，隨著壓縮機的轉速提高，出風溫度也隨之增加，當壓縮機轉速為3,850 r/min、風量為350 m3/h時，出風溫度達到 31 ℃，與乘員艙的設計溫度差為 13 ℃。由圖 2可知，壓縮機的排氣溫度增加，導致冷卻液在板式換熱器內的換熱量增加。COP的下降也表明熱泵系統的能效比在高轉速下較小，但COP也保持在2以上。同樣，排量的增加，冷卻液與制冷劑換熱量增加，使得進入熱芯的冷卻液溫度更高，即出風溫度也會隨壓縮機轉速的增加而升高。

4 總結

本文搭建了電動汽車二次回路熱泵系統實驗臺，在汽車空調焓差實驗室進行了二次回路熱泵系統在不同風量以及壓縮機轉速下的制熱性能實驗，得到以下結論。

1）風量對二次回路電動汽車熱泵系統的制熱量以及出風溫度影響很大，風量為350 m3/h時，與風量為450 m3/h相比，可使制熱量最大增加16%，出風溫度提高22%。針對小型緊湊型電動汽車采用350 m3/h的風量可使系統性能更優。

2）壓縮機高轉速時，出風溫度高且制熱量多。轉速增加對壓縮機排氣溫度和壓力明顯增大，而對水冷式的板式換熱器的出口壓力和溫度影響小。

3）綜合壓縮機轉速以及室內側進風風量對二次回路熱泵系統有影響，對于小型緊湊型電動汽車來說，高轉速和小風量可使系統的性能發揮最優。