基于光伏混合制冷系統的冷藏運輸車燃油經濟性分析

李文超, 李 勇, 何 仁

(1.江蘇大學 汽車與交通工程學院，江蘇 鎮江 212013； 2. 浙江省食品物流裝備技術研究重點實驗室，浙江 杭州 310023)

0 引 言

中國是農牧業生產大國，又是易腐食品的生產和消費大國, 每年有超過億噸的食品需要通過冷藏運輸滿足消費者需求。然而目前國內大量需要冷藏運輸的貨物還是靠普通車輛運輸，冷藏運輸車的保有量僅有4萬輛，冷藏容量僅占貨物需求的20%～30%。2010年政府頒布的《農產品冷鏈物流發展規劃》以及“十三五”規劃中明確指出要大力推進農產品冷鏈物流體系的建設。隨著政策的不斷落實以及市場需求的不斷提高，冷藏運輸車將會迎來飛速發展[1-2]。

目前，市場上的冷藏運輸車輛制冷方式主要采用機械壓縮式制冷，機械壓縮機由發動機驅動，這勢必增加發動機耗油量以及發動機尾氣排放量。針對這一問題，M. LIU等[3]提出一種結合相變材料的創新制冷系統，并經過分析發現該創新制冷系統減少一半的能源消耗；高鵬等[4]考慮到發動機尾氣有較高的溫度和較大的熱量，從而設計一套利用汽車尾氣驅動的兩級吸附式冷藏車制冷系統，進行能量的循環利用；陳宜等[5]提出了一種低溫制冷結構，該結構的工作原理為采用余熱作為驅動力，吸收壓縮復合。提高系統性能與工作效率。但經過分析現有研究發現，大多數研究局限于減少能源消耗，很少考慮現有制冷系統無法駐車制冷的問題。

針對目前冷藏運輸車制冷系統能耗量大且停車后需發動機保持怠速制冷的問題，筆者設計一種基于雙壓縮機的冷藏運輸車光伏混合制冷系統，通過MATLAB/Simulink建立冷藏運輸車光伏混合制冷系統模型，在NEDC工況下進行仿真分析，與傳統冷藏運輸車進行對比,驗證所提基于光伏混合制冷系統的冷藏運輸車的可行性。

1 光伏混合制冷系統結構及工作原理

基于光伏混合制冷系統的冷藏運輸車包括三大部分，分別是太陽能光伏系統、制冷系統、汽車零部件系統。其中，光伏系統包含太陽能光伏板、鉛酸蓄電池、最大功率點跟蹤太陽能控制器、直流-交流逆變器；制冷系統包含純電動壓縮機、純機械式壓縮機、蒸發器、節流閥、冷凝器；汽車零部件系統包含發動機、發電機、電磁離合器，如圖1。整個系統的連接主要包括電氣連接與機械鏈接[6-8]。

圖1 光伏混合制冷系統Fig. 1 Photovoltaic hybrid refrigeration system

在冷藏運輸車行駛過程中，主要還是以機械壓縮機工作為主，發動機通過皮帶輪帶動機械壓縮機工作，若電動壓縮機與機械壓縮機需要切換工作，可以通過電磁離合器開閉進行控制。當車廂內溫度高于設定溫度時，此時制冷系統進行工作，壓縮機將制冷劑氣體吸入腔體中，進行高壓處理，處理后的高溫高壓制冷劑氣體進入冷凝器中，風扇將高溫氣體進行冷卻，冷卻后的氣體將變成液態，通過膨脹閥的負壓處理后，以小顆粒霧狀流入蒸發器，吸收氣化熱量，通風裝置將蒸發器周邊的冷氣吹入車廂中，車廂內部達到制冷系統。電動壓縮機工作時，原理與機械壓縮機類似，機械壓縮機與電動壓縮機不停切換，完成制冷循環。工作原理如圖2。

圖2 工作原理Fig. 2 Operating principle

2 光伏混合制冷系統數學建模

2.1 光伏板數學模型

光伏板是通過光電效應將太陽能轉換為電能的一種器件。單體太陽能電池片(cell)，是太陽能電池的最基本單元。光伏板的等效電路模型如圖3。

圖3 光伏板等效電路模型Fig. 3 Equivalent circuit model of photovoltaic panels

根據基爾霍夫電流定律可得到：

I=Ipv-Id-Ish

(1)

式中：I為負載兩端的工作電流，A；Ipv為光生電流，A；Id為流過二極管的電流，A；Ish為流過并聯電阻Rp的電流。

(2)

式中：G為光照輻射強度，W/m2；Isc為太陽能電池板在標準條件下的短路電流；k為短路條件下的溫度系數；T為光伏板表面的絕對溫度值，K；I0為二極管反向飽和電流，A；K為玻耳茲曼常數，K=1.38×10-23J/K；A為二極管的曲線因子，無單位；q為電子電量，q=1.6×10-19C；Uoc為二極管輸出電壓，V；Rs為串聯電阻，Ω；Rp為并聯電阻，Ω。

考慮到Rs?Rp，將式(2)代入式(1)，計算得到負載工作電流為：

(3)

2.2 鉛酸蓄電池數學模型

鉛酸蓄電池電壓和電流在充放電過程中的特性關系可表示為：

Vbat=Voc±IbatRbat

(4)

式中：Voc為開路電壓，V；Rbat為內部電阻，Ω；Ibat為蓄電池的電流，A。

當Ibat為正時，表示蓄電池為充電過程；相反，表示蓄電池為放電程。Rbat為可變參數，其數值大小與蓄電池容量、電流、蓄電池工作溫度有關。

2.3 電機數學模型

電機理想的轉矩特性為：在低轉速條件下，輸出為恒定扭矩；在高轉速條件下，輸出為恒定功率。則電機工作特性為：

(5)

式中：T為電機輸出轉矩，N·m；Te為電機額定轉矩，N·m；Pn為電機額定功率，kW；nn為電機基速，r/min；n為電機轉速，r/min。

2.4 發動機理論模型

發動機建模主要分為發動機實驗測試數據建模法和發動機內部燃燒、運動等理論建模法。筆者采用試驗建模法建立發動機模型。輸入端為噴油量α和發動機轉速ne信號，輸出端為相對應的發動機扭矩Te和燃油消耗量B。通過對速度特性曲線進行一維插值可得發動機轉矩：

Te=α·f(ne)

(6)

式中：Te為發動機輸出轉矩，N·m；α為噴油量；ne為發動機轉速，r/min；f(ne)為一維插值函數。

通過對發動機的萬有特性圖進行二維插值運算,可得燃油消耗量，如圖4，其計算如式(7)：

(7)

式中：B為發動機燃油消耗量，g/s；be為發動機燃油消耗率，g/(kW·h)；Pe為發動機功率，kW；f(Te，ne)為二維插值函數。

圖4 發動機萬有特性Fig. 4 Engine universal characteristics

2.5 整車動力學模型

根據汽車動力學方程，冷藏運輸車的動力學模型表達式為：

(8)

式中：Ft為汽車驅動力，N；∑F為汽車所受阻力之和，N；Ff為滾動阻力，N；Fw為空氣阻力，N；Fj為加速阻力，N。

在NEDC工況中，冷藏運輸車行駛工況為水平路面，故可以忽略坡度阻力。其滾動阻力Ff、空氣阻力Fw、加速阻力Fj表達式為：

(9)

式中：W為車輪所承受負荷，N；f為滾動阻力系數；CD為空氣阻力系數；A為迎風面積m2；ua為車速，km/h；δ為汽車旋轉質量換算系數；m為整車質量，kg；du/dt為汽車加速度，m/s2。

3 光伏混合制冷系統控制策略研究

混合儲能制冷系統主要采用基于規則的控制策略，其工作原理為設置相應的臨界值，根據臨界值對發動機、蓄電池的工作狀態進行劃分。對發動機工作轉速n、發動機轉矩T、電池SOC值設定具體臨界值。如表1，將其劃分為工作狀態與非工作狀態分別用0和1表示，冷藏運輸車將被劃分為3種工作模式。

表1 制冷系統控制策略 Table 1 Refrigeration system control strategy

3.1 純電動壓縮機工作模式

純電動壓縮機工作模式為電動壓縮機工作，發電機不工作，機械壓縮機不工作；工作臨界值設置為電池SOC設定為大于45%，發動機扭矩為0且此時發動機轉速需要、小于等于600 rpm；第二鐘工作臨界值為發動機扭矩大于240 Nm且此時的發動機轉速大于等于2 300 rpm。當在這兩種臨界值情況下時，冷藏運輸車的工作模式為純電動壓縮機工作模式。

臨界值中發動機轉矩為0或發動機轉速小于等于600 rpm是表示此時的冷藏運輸車處于停車狀態或者發動機空轉狀態，此時應該切斷機械壓縮機工作狀態，轉為電動壓縮機工作狀態。當出現第二種臨界值時，此時發動機的工作載荷過大，為了減小發動機載荷，此時需要切斷機械壓縮機工作狀態，從機械壓縮機工作狀態轉變為電動壓縮機工作狀態，在這種狀態下，發動機在最佳經濟工作區間工作，提高了發動機的工作效率，降低了冷藏運輸車的燃油消耗。

3.2 純機械壓縮機工作模式

純機械壓縮機工作模式為電動壓縮機不工作，發動機不工作，機械壓縮機工作；此時的臨界值設置為電池SOC小于45%，第二種臨界值為發動機的轉速區間為1 650～2 300 rpm。當在這兩種臨界值情況下時，冷藏運輸車的工作模式為純機械壓縮機工作模式。

臨界值中電池SOC值小于45%是表示此時的電池SOC是保證夜晚冷藏運輸車所需電能的最小值，所以此時根據優先原則，切斷電動壓縮機工作狀態，改為機械壓縮機工作狀態。當發動機轉速處于1 650～2 300 rpm區間時，此時為發動機處于最佳工作區間，無需切斷機械壓縮機工作狀態，此時發動機效率較高，冷藏運輸車燃油消耗比較低。

3.3 充電工作模式

充電工作模式為電動壓縮機不工作，發電機工作，機械壓縮機工作；此時的臨界值設置為電池SOC小于95%并且發動機轉速在600～1 650 rpm區間。當在這種臨界值情況下時，冷藏運輸車的工作模式為充電工作模式。

臨界值中電池SOC小于95%且發動機轉速在600～1 650 rpm區間表示SOC并未達到最大值還有容量進行充電，此時由于發動機的工作載荷較小，所以需要增加發動機的工作載荷，所以需要發動機帶動發電機進行工作，此種工作狀態下可以使得發動機處于最佳工作區間進行工作，并且為蓄電池提供能量，保證整個冷藏運輸車的能量效率。

4 光伏混合制冷系統性能分析

4.1 仿真模型建立

為了驗證所提基于光伏混合制冷系統的冷藏運輸車的可行性，在MATLAB/Simulink中建立整車模型，采用NEDC工況對其進行仿真，得到其燃油消耗量，并與傳統冷藏運輸車進行分析比較。整車模型主要包括發動機系統模塊，離合器系統模塊、傳動系統模塊、雙壓縮機混合制冷系統模塊，整車動力學系統模塊，如圖5所示，整車參數如表2所示。

圖5 整車模型Fig. 5 Vehicle model

參 數數 值參 數數 值整車質量/kg4 490發動機最大轉速/rpm4 500車輪半徑/m0.203 2太陽能板短路電流/A9.21發動機額定功率/kW92太陽能板開路電壓/V38.1發動機最大轉矩/(N·m)340

燃油消耗量需要通過對發動機原有數據進行插值得到，由式(7)可知，燃油消耗量與轉速和扭矩有關。根據發動機萬有曲線圖，設置最佳經濟工作區間為1 650～2 300 rpm。蓄電池模塊設置初始SOC值為70%，標稱電壓為48 V。光伏板設置短路電流Isc=9.21 A，開路電壓Uoc=38.1 V，溫度設置為25 ℃，光照強度設置為1 000 W/m2。

對于油耗測試，中國工業信息化部參照2000年所頒布的歐洲循環駕駛法，其工況主要包括市區工況和郊區工況。NEDC工況中，市區部分占30%，郊區部分占70%，整個NEDC工況循環時間為1 180 s，包括4個循環市區小工況和1個郊區工況。在市區工況中最高車速為50 km/h，在郊區工況中最高車速為120 km/h。NEDC工況如圖6。

圖6 NEDC工況Fig. 6 NEDC condition

4.2 仿真結果分析

NEDC工況車速仿真曲線如圖7，其中實線為NEDC工況目標車速，虛線為NEDC工況實際車速，實際車速與目標車速基本吻合，達到仿真要求。

圖7 車速曲線Fig. 7 Vehicle speed curve

NEDC工況下實時燃油消耗量如圖8，燃油消耗量逐漸增加，在市區循環工況階段，燃油消耗增加比較緩慢，在郊區循環工況燃油消耗極速增加，其原因為車速從0加速至120 km/h時，發動機需求功率增加，所以此時的燃料消耗會極速上升。在整個NEDC工況中冷藏運輸車消耗燃油為820 g，行駛總路程為11.007 km，可計算得出冷藏運輸車的燃油消耗為9.07 L/百公里。

圖8 燃油消耗量Fig. 8 Fuel consumption

冷藏運輸車的發動機轉速曲線如圖9，4個市區小循環工況轉速曲線分布相似，在郊區階段由于車速極速上升，所以發動機轉速也極速上升，符合NEDC的工況分布。

圖9 發動機轉速曲線Fig. 9 Engine speed curve

冷藏運輸車的電池SOC值變化曲線如圖10，由于在冷藏運輸車工作過程中，存在電動壓縮機工作的情況，所以SOC值整體下降，在局部階段存在充電工作狀態，故存在SOC值上升情況。計算混合動力汽車燃油消耗量時，須將電池電量換算成燃油消耗，根據《重型混合動力電動汽車能量消耗量試驗方法》對其進行換算。取柴油的密度為0.83 g/cm3，燃料燃燒低熱值為43 000 J/g，柴油機的工作效率為35%，計算得出3.47 kW·h的電能消耗等于1 L燃油消耗。從NEDC循環工況測試開始到測試過程結束，蓄電池SOC值總體下降10%，根據如上所述，換算得到當量燃油消耗為2.72 L/百公里。冷藏運輸車總的當量燃油消耗為11.79 L/百公里，傳統冷藏運輸車的燃油消耗為12.76 L/ 百公里，與傳統冷藏運輸車相比，基于光伏混合制冷系統的冷藏運輸車百公里油耗減少大約7.06%。

圖10 蓄電池SOC值Fig. 10 Battery SOC value

5 光伏混合制冷系統成本分析

光伏混合制冷系統新增加的部件主要包括光伏板、控制器、蓄電池、電動壓縮機。新增部件成本如表3。

表3 光伏混合制冷系統新增部件成本 Table 3 Costs of new components of photovoltaic hybrid refrigeration system

經過計算，傳統冷藏運輸車安裝光伏混合制冷系統的成本為28 254元。傳統冷藏運輸車在夜間需要接市電使用；基于光伏混合制冷系統的冷藏運輸車的百公里油耗相對于傳統冷藏運輸車降低7.06%。一年內，冷藏運輸車光伏混合制冷系統的成本能夠收回，符合經濟性原則。

6 結 論

筆者提出一種基于雙壓縮機的冷藏運輸車光伏混合制冷系統，通過MATLAB/Simulink建立冷藏運輸車光伏混合制冷系統模型，在此基礎上進行NEDC工況下仿真分析，得到如下結論：

1)筆者所提出的基于雙壓縮機的冷藏運輸車光伏混合制冷系統，能夠在駐車情況下由蓄電池驅動電動壓縮機進行制冷，解決了冷藏運輸車停車后仍需要發動機保持怠速制冷的問題。

2)在冷藏運輸車行車過程中，冷藏運輸車總的當量燃油消耗為11.79 L/百公里，傳統冷藏運輸車的燃油消耗為12.76 L/百公里，相對于傳統冷藏運輸車而言，基于光伏混合制冷系統的冷藏運輸車百公里油耗減少大約7.06%。