低溫環(huán)境下純電動客車熱泵空調系統(tǒng)制熱性能試驗研究

周光輝 ，白軍琴 ，李海軍 ，范 雅 ，王春艷 ，余 壯

（1.中原工學院 能源與環(huán)境學院，鄭州 450007；2.新能源汽車一體化空調技術河南省工程試驗室，鄭州 450007）

符號說明：

QH——蒸發(fā)器的制熱量，kW；

mo——流入冷凝器制冷劑循環(huán)質量流量，kg/s；

h2——制冷劑在壓縮機出口的焓，kJ/kg；

h6——制冷劑在冷凝器出口的焓，kJ/kg；

W ——壓縮機功率，kW；

mr——流入冷凝器制冷劑循環(huán)質量流量，kg/s；

h1——制冷劑在壓縮機進口的焓，kJ/kg；

COPh——系統(tǒng)制熱系數。

0 引言

隨著經濟社會的發(fā)展及人民生活水平提高，對汽車的需求量不斷增加。目前中國汽車保有量已近3億輛，能源消耗巨大，導致能源危機及環(huán)境問題，而大力發(fā)展純電動客車是一種有效緩解能源及環(huán)境問題的途徑之一［1-2］。空調是新能源汽車的一大耗能部件，現行的電動車空調制熱系統(tǒng)有兩種主要方案：（1）利用PTC（Positive Temperature Coefficient）電加熱裝置為乘員艙提供熱量；（2）熱泵空調系統(tǒng)，然而PTC 制熱效率低，在供暖的同時會減少電動汽車電池的續(xù)航能力。因此，設計開發(fā)出一套集冷、熱源一體，實現夏季制冷冬季制暖的熱泵空調系統(tǒng)，對電動汽車的能源利用具有重大意義［3-4］。

20世紀 90年代，SUZUKI等［5］基于傳統(tǒng)汽車空調，改裝搭建了一套HFC134A熱泵空調系統(tǒng)，系統(tǒng)由3個換熱器組成，相比較于電加熱輔助系統(tǒng)，該熱泵空調系統(tǒng)具有較好的制熱性能，系統(tǒng)COPh至少提高1.3倍。HOSOZ等［6］在傳統(tǒng)汽車空調的基礎上，將其改裝成熱泵空調，并在不同環(huán)境溫度和轉速下進行了制冷和制熱試驗，結果表明壓縮機轉速對系統(tǒng)制冷量和制熱量均有影響。WANG等［7］以R410A為制冷劑，研究了補氣技術對熱泵空調系統(tǒng)性能的影響。2012年，李麗等［8］針對電動汽車在冬季采暖時能耗較高的問題，設計了一套用于采暖的熱泵空調系統(tǒng)，結果表明系統(tǒng)性能受外界環(huán)境的影響較大。周光輝等［9-10］對純電動客車熱泵空調系統(tǒng)進行了優(yōu)化。2015年，彭慶紅等［11］利用Simulink軟件在制熱模式下為電動汽車建立了變頻熱泵空調系統(tǒng)各部件模型，基于部件參數之間的耦合關系構成系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)仿真模型，對系統(tǒng)的制熱量、功耗和效率等進行了研究，結果表明，系統(tǒng)運行過程中壓縮機轉速和風機的轉速對系統(tǒng)的制熱性能產生影響。王磊等［12］研究了在不同低溫工況下補氣技術對熱泵性能的影響。武衛(wèi)東等［13］開發(fā)了一套新的新能源汽車熱泵型空調系統(tǒng)，研究了在最佳工況時，壓縮機轉速對系統(tǒng)制冷性能的影響。王穎等［14］將三換熱器和四通閥的兩種車用熱泵系統(tǒng)進行了對比。張文嶸等［15］在制熱制冷5種工況下對熱泵汽車空調的性能進行了測試。張磊等［16］將以R410A和R134A為制冷劑的熱泵型空調系統(tǒng)進行對比，結果表明以R410A制冷劑的熱泵系統(tǒng)運行更穩(wěn)定可靠。華若秋等［17］基于搭建的電動汽車熱泵空調系統(tǒng)性能試驗臺，研究了EXV開度對系統(tǒng)的冷凝和蒸發(fā)壓力、過冷度、熱泵出風溫度、制熱量、壓縮機功耗和性能系數COPh的影響。劉明康等［18］研究了電動汽車熱泵空調系統(tǒng)冬季運行時的采暖性能，結果表明壓縮機轉速、室內外環(huán)境溫度和相對濕度對系統(tǒng)壓縮機排氣特性、汽車HVAC總成出風溫度和COPh等性能參數均有影響［19-21］。

綜上所述，以上均是對熱泵空調系統(tǒng)的完善。本文針對目前新能源汽車熱泵空調在寒冷地區(qū)采暖性能差、系統(tǒng)運行不穩(wěn)定等問題，設計了一套以R410A為制冷劑的熱泵空調系統(tǒng)，試驗研究了車外風機風量、環(huán)境溫度及壓縮機轉速的變化對系統(tǒng)供熱性能的影響，為提高熱泵空調采暖系統(tǒng)性能提供參考。

1 帶補氣技術的純電動客車熱泵空調系統(tǒng)

1.1 熱泵系統(tǒng)制熱循環(huán)原理

試驗熱泵空調系統(tǒng)如圖1所示，為保證熱泵型純電動客車空調系統(tǒng)滿足舒適的車內環(huán)境且高效穩(wěn)定運行，利用目前使用的準雙級壓縮循環(huán)熱泵技術和客車空調結構特點，開發(fā)了帶補氣技術及經濟器的熱泵空調系統(tǒng)。該系統(tǒng)主要由壓縮機、四通閥、車外微通道平行流換熱器、單向閥、儲液器、干燥過濾器、主路電子膨脹閥、車內微通道平行流換熱器、補路電子膨脹閥、中間換熱氣（經濟器）、截止閥等部件組成。

圖1 帶補氣技術的純電動客車熱泵空調系統(tǒng)Fig.1 Pure electric bus heat pump air conditioning system with air replenishment technology

系統(tǒng)制熱工作流程為：制冷劑經壓縮機做功后變?yōu)楦邷馗邏旱臍鈶B(tài)制冷劑排出壓縮機，流經四通閥經管道進入車內平行流換熱器，向車內放熱達到為車內供熱的目的，此時制冷劑變?yōu)楦邷馗邏旱囊后w狀態(tài)。隨后經閥門管道流進儲液器和干燥過濾器，以便除去制冷劑在管道中流通過程中滲入的雜質和水分，之后流經中間換熱器。制冷劑從中間換熱器出來后分為兩路，一路流經主路電子膨脹閥變?yōu)榈蜏氐蛪旱臍庖夯旌蠎B(tài)制冷劑，流入車外平行流換熱器與空氣進行換熱，此時制冷劑變?yōu)榈蜏氐蛪旱囊簯B(tài)流入壓縮機；一路經補路電子膨脹閥節(jié)流降壓，在中間換熱器內與流經主路的制冷劑進行逆流換熱，增大換熱強度使主路制冷劑過冷，隨后換熱后的制冷劑進入壓縮機，進入下一個循環(huán)。

1.2 低壓補氣技術理論分析

以制熱循環(huán)為例，低壓補氣原理為：本熱泵空調系統(tǒng)低壓補氣理論循環(huán)壓焓（lgp-h）曲線如圖2所示，由狀態(tài)點1經壓縮機做功后制冷劑變?yōu)楦邷馗邏旱臍鈶B(tài)（狀態(tài)點2），隨后制冷劑流入冷凝器向車內放熱（狀態(tài)點2-狀態(tài)點5），此時制冷劑由氣態(tài)變?yōu)橐簯B(tài)，制冷劑流經中間換熱器后分為兩路：主路和補路。在中間換熱器內補路中的制冷劑吸收主路中制冷劑的熱量使之過冷（狀態(tài)點5-狀態(tài)點3），主路中制冷劑經主路電子膨脹閥節(jié)流降壓后變?yōu)榈蜏氐蛪旱囊簯B(tài)（狀態(tài)點3-狀態(tài)點4），在蒸發(fā)器中吸熱蒸發(fā)（狀態(tài)點4-狀態(tài)點8），補路制冷劑經補路電子膨脹閥節(jié)流（狀態(tài)點5-狀態(tài)點6），在中間換熱器中吸收主路制冷劑的熱量蒸發(fā)（狀態(tài)點6-狀態(tài)點7），隨后進入壓縮機補氣口，在補氣口處與主路制冷劑混合（狀態(tài)點8-狀態(tài)點1）進入壓縮機實現下一個循環(huán)。熱力計算公式如下。

圖2 低壓補氣理論循環(huán)曲線Fig.2 Theoretical cycle diagram of low pressure air replenishment theory

由系統(tǒng)理論循環(huán)圖分析可知，采用低壓補氣技術后，系統(tǒng)換熱量明顯增加，這是由于主路制冷劑的熱量被補路制冷劑吸收了一部分，使得主路制冷劑的過冷度變大，從而起到降溫增焓的效果。

2 試驗過程

2.1 試驗設備

根據純電動客車系統(tǒng)結構搭建試驗臺，為模擬真實的車內環(huán)境，本試驗在恒溫恒濕測試室進行，試驗室測量能力為2～45 kW。該測試室的室內可模擬 -30～50 ℃、室外可以模擬 -30～60 ℃的大溫差測試環(huán)境溫度，相對濕度的控制范圍10%～95%，控制精度為±0.1%。車內最大額定風量為17 600 m3/h（風機占比100%），車外風機最大額定風量為6 000 m3/h（風機占比100%）。車內換熱器及循環(huán)風機放置于室內側，與室內風量測量箱的口連接，壓縮機、膨脹閥、車外換熱器等其他設備均放置于室外側。主要試驗設備與測量裝置見表1。

表1 主要試驗設備與測量裝置Tab.1 Details of main test equipment and measuring device

2.2 試驗測試工況

根據GB/T 21361—2008《汽車用空調器》、GB/T 19842—2005《軌道車輛空調機組》、QC-T 657—2000《汽車空調制冷裝置試驗方法》、GB/T 12782—2007《汽車采暖性能要求和試驗方法》、以及GB 7725—2004《房間空氣調節(jié)器》等國家和行業(yè)規(guī)范標準制定本試驗測試工況，見表2。

表2 熱泵空調系統(tǒng)測試工況Tab.2 Test conditions of heat pump air-conditioning system

3 試驗結果分析

3.1 環(huán)境溫度對系統(tǒng)供熱性能影響

由圖3可知，車外環(huán)境溫度由7 ℃降到-20 ℃時，系統(tǒng)壓縮機功率、COPh以及制熱量均下降，排氣溫度升高，因為隨著車外環(huán)境溫度的降低，系統(tǒng)蒸發(fā)溫度降低，制冷劑的比容變大壓縮機吸氣壓力降低，從而導致系統(tǒng)制冷劑的質量流量減少，冷凝器向車內放熱量減少，壓縮機功率和制熱量也隨之降低。壓縮機功率降低26.2%，COPh和制熱量分別降低38.5%和50.4%，排氣溫度升高23.7%。

圖3 車外環(huán)境溫度對系統(tǒng)制熱性能的影響Fig.3 Influence of ambient temperature outside the bus on system heating performance

分析可知，車外環(huán)境溫度對系統(tǒng)制熱量的影響較大，其次是系統(tǒng)COPh，對排氣溫度和壓縮機功率影響相對較小，由此可知，在超低溫環(huán)境下系統(tǒng)長時間運行是不經濟的。

3.2 壓縮機轉速對系統(tǒng)供熱性能的影響

由圖4可知，系統(tǒng)排氣溫度、制熱量、壓縮機功率隨著壓縮機轉速的增加而上升，系統(tǒng)COPh隨著壓縮機轉速的增加而降低。這是因為隨著壓縮機轉速的增加，壓縮機功率增加，轉速的提升使壓縮機吸入的制冷劑增加，從而使換熱量增加，制熱量的增加量小于功率的增加量。壓縮機功率增加使得排氣溫度升高，但采用補氣技術后，排氣溫度明顯下降。壓縮機轉速從3 000 r/min增加到5 000 r/min時系統(tǒng)排溫度上升12.6%、制熱量上升74.4%、壓縮機功率增加110%，而COPh下降20.3%。

圖4 壓縮機轉速對系統(tǒng)制熱性能的影響Fig.4 Influence of compressor speed on system heating performance

分析可知，壓縮機轉速對系統(tǒng)的制熱量影響較大，同時使得其功率增加較大，從而影響系統(tǒng)穩(wěn)定性和壓縮機使用壽命，因此系統(tǒng)需要選擇合適的轉速來確保系統(tǒng)經濟有效的運行。

3.3 車外風量對系統(tǒng)供熱性能的影響

車外風量對系統(tǒng)制熱性能的影響如圖5所示。

圖5 車外風量對系統(tǒng)制熱性能的影響Fig.5 Influence of external air volume on system heating performance

由圖5可知，隨著車外風機風量的增大，車內出風溫度和系統(tǒng)制熱量有小幅度提升但不明顯，壓縮機功率和COPh略微下降，出風溫度上升0.3%，制熱量上升3%、COPh下降14.3%、功率下降7.8%。車外風量的增大使得循環(huán)風量增大提高換熱器換熱效率，減小換熱器換熱溫差，從而使蒸發(fā)溫度和冷凝溫度之間的溫差減小，使得壓縮機功率降低，同時制熱量的增加量小于風機功率增加量所以COPh下降。

分析可知，風量的增大對系統(tǒng)供熱性能影響較小，增大風量導致風機功率增加，從而增加功耗。

4 結論

（1）車外環(huán)境溫度由7 ℃下降到-20 ℃時，系統(tǒng)制熱量不斷下降，在超低溫-20℃時系統(tǒng)制熱量下降50.4%為9.75 kW，此時系統(tǒng)COPh仍可達到1.46，遠高于電加熱系統(tǒng)，排氣溫度僅為58 ℃且系統(tǒng)運行穩(wěn)定。

（2）壓縮機轉速由3 000 r/min升至5 000 r/min時，系統(tǒng)制熱量上升74.4%，達到20.1 kW，但壓縮機功率增加110%，COPh下降20.3%，排氣溫度和排氣壓力增大，采用補氣技術后有效降低壓縮機排氣溫度和排氣壓力，排氣溫度不超60 ℃，提高了系統(tǒng)穩(wěn)定性，因此應選擇適當的轉速來提高系統(tǒng)運行經濟性。

（3）車外風量變化對系統(tǒng)制熱性能影響較小，車外風量從60%提高到100%時系統(tǒng)COPh下降14.3%，制熱量僅上升3%，因此盡量不要在惡劣天氣下運行，以防減少整車能耗，減少客車行駛里程。