電動汽車低溫熱泵系統結霜-化霜特性實驗研究

瞿曉華 張振宇 施駿業

1 艾泰斯熱系統研發（上海）有限公司

2 上海交通大學制冷研究所

0 引言

能源危機和日趨嚴重的環境污染早已成為全球性難題，在當前社會能源和環境的雙重壓力下，傳統燃油車因其能耗大、尾氣污染嚴重等缺點將不可避免的面臨淘汰與替換，電動汽車等新能源汽車無疑成為未來汽車的發展方向[1]。

蒸氣壓縮熱泵循環由于其能效比大于1，制熱效率高，在汽車空調系統設計中受到越來越多關注。Hosoz M[2]將傳統燃油汽車空調改裝為熱泵空調，研究了不同壓縮機轉速與系統換熱量、COP 等參數之間的關系。李海軍[3]設計了一種混氣型純電動汽車熱泵空調系統，并建立數學模型對空調系統主要性能參數進行理論計算。彭發展[4]針對電動汽車冬季取暖能耗較高的問題，設計了基于蒸氣壓縮循環的熱泵空調試驗系統，研究了不同壓縮機轉速對車內溫升速率的影響。區別于傳統燃油車外部換熱器僅用于冷凝散熱，在電動汽車熱泵系統中，外部換熱器在制熱模式充當蒸發器，低溫環境下將導致外部換熱器結霜，而外部換熱器結霜作為電動汽車熱泵系統中涉及到的新課題受到越來越多關注。

低溫熱泵會運行在更低的環境問題下，因而將會碰到更多和更惡劣的結霜/化霜工況。本文在已設計的準二級壓縮熱泵空調系統中[5]進行實驗研究，研究了-12 ℃環境溫度，外部換熱器結霜對熱泵系統性能的影響，并通過實驗研究了熱泵系統的化霜特性，為采取合理的化霜邏輯提供了必要依據。

1 蒸汽噴射式準二級壓縮熱泵系統設計

1.1 蒸汽噴射式準二級壓縮熱泵系統

本文中提出的新型電動汽車熱泵空調系統如圖1所示。通過引入蒸汽噴射器和帶補氣孔渦旋壓縮機實現了補氣增焓和準二級壓縮循環，增加了壓縮機出口冷媒排氣量，在相同壓比下降低了壓縮機排氣溫度，提高了熱泵系統效率。

圖1 蒸汽噴射式準二級壓縮熱泵系統

此外，空調系統中增設了內部冷凝器，專用于熱泵循環，實現空調箱內制冷/制熱換熱器分離。傳統采用換向閥的熱泵空調系統中制冷/制熱共用換熱器時，制冷模式切換至加熱模式時，換熱器表面的冷凝水將立即蒸發霧化在擋風玻璃上，不利于安全駕駛，實現制冷/制熱換熱器分離后就可以有效規避該隱患的發生。

本文中新型蒸汽噴射式準二級壓縮熱泵系統壓焓圖與常規單級壓縮熱泵系統壓焓圖對比如圖2 所示。圖中常規熱泵系統流程為a-b-c-d。新型熱泵系統流程為1-3-4-5-7，蒸汽噴射器回路流程為2-3-4-6。從圖中明顯可見，壓縮機排氣溫度從b 點下降至3 點。

圖2 新型熱泵系統與常規熱泵系統壓焓對比圖

1.2 熱泵系統性能分析

根據蒸汽噴射式準二級壓縮熱泵系統工作原理可知如下性能：

1）1-1'壓縮過程

2）2'-3 二次壓縮過程

3）中間補氣過程

式中：W1-1'為壓縮機補氣前單位質量制冷劑壓縮耗功，kJ/kg；h1'為壓縮機入口狀態點1 等熵壓縮至狀態點1'對應的焓值，kJ/kg；W2'-3為壓縮機補氣后單位質量制冷劑壓縮耗功，kJ/kg；h2'為壓縮機補氣狀態點2 與壓縮機內氣體混合后狀態點2'對應焓值，kJ/kg；η1和η2分別為絕熱等熵壓縮效率；mVPI為蒸汽噴射器回路與蒸發器回路制冷劑質量比值。

4）熱泵系統制熱量

5）熱泵系統壓縮功

6）制熱性能系數（能效比）

式中：W 則為制熱消耗的電功率，主要為熱泵系統壓縮功。

利用式（1）～（6），可對不同實驗工況下實驗數據進行處理，從而對蒸汽噴射式準二級壓縮熱泵系統與常規熱泵系統和目前普遍采用的PTC 加熱系統進行對比分析。

2 蒸汽噴射式準二級壓縮熱泵系統實驗

2.1 實驗裝置和條件

通過理論分析和設計計算研制了電動汽車用蒸汽噴射式準二級壓縮熱泵系統實物樣機（圖3），具體參數如表1 所示。

圖3 新型熱泵系統實驗照片

表1 實驗樣機具體參數

將實驗樣機在汽車空調綜合性能試驗臺上進行性能測試。空調實驗室按照國標建設，低溫熱泵實驗可完成-30 ℃工況以及低溫除霜實驗，高溫實驗可完成50 ℃內高溫工況。實驗方法和數據處理方法均依據中國汽車行業標準QC/T 656-2000 汽車空調制冷裝置性能要求和QC/T 657-2000 汽車空調制冷裝置實驗方法。測試儀表符合QC/T 657-2000 標準規定。實驗工況設置主要針對-10 ℃以下的低環境溫度工況，具體參數如表2 所示。

表2 實驗工況具體參數表

2.2 實驗結果分析

1）結霜對外部蒸發器的影響

從圖4 中可以看出，隨著時間的推移，空氣側換熱系數減小，外部蒸發器出口壓力降低。由于起始制冷劑蒸發溫度較低，換熱溫差大，換熱能力強，導致空氣側部分水蒸氣凝結成霜，阻塞了換熱通道，空氣側流阻增大，換熱系數下降，換熱量減小。隨著換熱系數的下降，蒸發溫度也隨之下降，從而導致蒸發壓力下降，蒸發器出口壓力下降。

圖4 結霜對空氣側對流換熱系數影響

從圖5 可以發現，隨著時間的推移，外部蒸發器冷媒流量也隨之下降。結霜雖然導致低壓下降，增大換熱溫差，但是由于結霜導致空氣側換熱流阻增大，相同背壓下風量減少，因而雖然換熱溫差增大，總的換熱量仍然減小。隨著外部蒸發器結霜，蒸發溫度降低，蒸發器出口干度下降，壓縮機帶液運行，導致壓縮機耗功增大，制冷劑冷媒流量也下降。

圖5 結霜對空氣側能力影響

2）結霜對壓縮機的影響

由圖6 中可見，由于壓縮機吸氣帶液，導致壓縮機等熵效率下降，同時，由于外部蒸發器出口壓力下降，導致進入蒸發器的壓力也隨之下降，壓縮機壓比不斷增大。系統帶液運行，壓縮機耗功增大，導致排氣過熱度也增大。

圖6 結霜對壓縮機性能影響

圖7 結霜對內部冷凝器出風影響

3）結霜對內部冷凝器的影響

由于外部蒸發器結霜，系統流量降低，壓縮機出口壓力不斷下降，排氣過熱度升高，進而導致內部冷凝器入口壓力不斷下降。由于進入內部冷凝器的制冷劑冷媒壓力減小，流量減小，換熱溫差變小，從而導致出風溫度逐漸下降。

圖8 中可見，隨著結霜的加劇，內部冷凝器壓力降低，系統內制冷劑流量減小，導致換熱溫差減小，空氣側能力逐漸下降。同時由于壓縮機吸氣帶液，耗功增加，空氣側制熱COP 逐漸下降。

圖8 結霜對內部冷凝器性能影響

4）除霜對系統性能的影響

圖9 中可見，利用逆循環對外部換熱器除霜時，系統蒸發低壓和冷凝高壓均隨著時間逐漸增大。此時外部換熱器冷卻風扇處于關閉狀態。系統剛開始運行時，由于換熱器結霜，導致空氣側流阻增大。隨著除霜開始，空氣側流阻逐漸減小，高壓壓力逐漸升高，除霜結束后，壓力逐漸恢復正常，系統運行平穩。

圖9 除霜對系統壓力影響

圖10 中可見，利用逆循環對外部換熱器除霜時，壓縮機轉速維持在4500 RPM 不變，壓縮機功率隨著時間逐漸增大。分析可以發現除霜開始時，外部換熱器翅片表面結霜，換熱系數較低，系統流量較小，壓縮機輸入功率低，隨著除霜結束，換熱量增加，系統流量增加，壓縮機的輸入功率不斷提高。

圖10 除霜對壓縮機功率影響

從圖11 中可見，從外部換熱器除霜開始，在2 分鐘30 秒內，外部換熱器表面霜層完全去除干凈。

圖11 外部換熱器除霜過程

3 結論

由于蒸發器結霜，導致空氣側流阻增大，蒸發壓力降低，壓縮機吸氣帶液，耗功增加，等熵效率下降，同時壓縮機排氣過熱度不斷增加，壓比增大系統COP 減小。由于結霜，導致系統流量減小，同時壓縮機出口壓力下降，進入換熱器制冷劑流量及溫度都下降，從而降低了系統的制熱量。通過采取有效的合理化霜策略可以大大減小結霜對系統性能的影響。