電動汽車補氣增焓型熱泵系統低溫制熱性能研究

劉明康，蘇 林，方奕棟，余 軍，朱信達

（上海理工大學 能源與動力工程學院，上海 200093）

0 引言

電動汽車與燃油汽車的空調系統的驅動動力不同，電動汽車在冬季采暖方面沒有發動機余熱可以利用，其主要采用正溫度系數（positive temperature coefficient，PTC）電加熱器為低溫空氣供熱。雖然PTC結構簡單且制熱效果好，但其耗電量較大，會影響電動汽車的續航里程［1］，因此近年來熱泵系統在電動汽車上的應用也得到了越來越多的關注［2］。但在我國北方等寒冷地區，冬季環境溫度常常會達到-10 ℃或更低，而汽車熱泵系統仍以R134a為主流制冷劑，由于R134a沸點為-26 ℃，導致熱泵系統在較低的環境溫度和蒸發溫度下運行時，系統管路內制冷劑密度下降，流量衰減嚴重［3］，壓比增大，排氣溫度升高，從而使室內冷凝器制熱量下降嚴重。同時，當壓縮機排氣溫度過高時，也會導致壓縮機內潤滑油劣化或分解，影響壓縮機的密封和運行穩定性［4］。

目前，電動汽車中常用的低溫型熱泵系統的方案有：余熱回收熱泵技術，CO2（R744）熱泵技術以及補氣增焓熱泵技術。余熱回收熱泵技術主要通過冷卻液回路將電機和電控組件的發熱量進行回收并用于乘員艙供熱，但其在低溫下的余熱回收量占比并不多，導致系統成本增加較多但性能提升不大［5］；CO2（R744）熱泵技術依靠天然制冷劑R744在低溫下優秀的熱工性能，可以在-20℃獨立滿足車內制熱需求，但其在夏季與R134a系統制冷能力差距較大，且系統內關鍵零部件發展尚不成熟［6］；補氣增焓熱泵技術即在壓縮機壓縮中間腔補充中壓的制冷劑氣體，提高系統內循環的質量流量，降低壓縮機排氣溫度，使熱泵系統在低溫工況下也能保持良好的運行特性。盡管補氣增焓熱泵系統需要對壓縮機進行再設計，但補氣增焓壓縮機在家用空調領域已經得到應用，且系統增設零部件不多，因此更加適合應用于電動汽車熱泵空調系統中［7］。

孫浩然等［8］建立了電動汽車補氣型熱泵系統的穩態仿真模型，并通過系統迭代算法對各零部件模型進行計算。結果表明：壓縮機模型對流量的計算誤差在±7%，換熱器模型對系統制熱量的計算誤差在±4%。與傳統熱泵系統相比，在車外環境-20 ℃工況下，中間補氣型熱泵系統制熱量提升了18%。張威等［9］開發并測試了新型R410a電動汽車補氣增焓熱泵系統，并與R134a傳統熱泵系統的制熱性能進行比較，結果表明：R410a新系統可以在-15 ℃的低溫區間下運行，系統制熱量比R134a熱泵系統提升了約17%，COP提升了20%，且壓縮機的排氣溫度控制在56～83 ℃，可以解決普通熱泵系統低溫工況下壓縮機排氣溫度高，制熱性能衰減嚴重等問題；ZHENG等［10］通過仿真分析了經濟器和閃蒸器補氣增焓系統熱力學循環，并探究非共沸制冷劑混合物的補氣性能。仿真結果表明：通過降低蒸發溫度或提高冷凝溫度，經濟器循環在COP方面優于閃蒸器循環，以R290/R600a（50/50）與R32/R1234yf（40/60）為例，經濟器循環的COP分別較閃蒸器循環提高9.1%和7.3%；QIN等［11］針對兩種不同補氣孔的渦旋式壓縮機，搭建了電動汽車補氣型熱泵試驗臺，探究壓縮機補氣孔面積對系統性能的影響。結果表明：補氣增焓熱泵系統的制熱能力最高提升了28.6%；當車內進風溫度較高時，較大的補氣孔有助于提高制熱能力，當車內進風溫度較低時，補氣孔大小對性能影響不大。

綜上所述，目前針對低溫補氣型熱泵系統研究主要通過仿真分析的手段進行，在電動汽車領域主要集中在中間補氣渦旋式壓縮機的開發驗證，而系統特性研究相對較少。因此，本文搭建了電動汽車R134a補氣增焓熱泵系統，用以解決熱泵系統低溫下制熱性能衰減和壓縮機排氣溫度過高兩大難題。通過試驗探究其在低溫下（5～-20 ℃）系統及主要零部件運行特性。在不同的壓縮機轉速下，分析室外環境溫度對系統制熱量、COP等性能參數，以及壓縮機、換熱器、經濟器等零部件運行參數的影響，為電動汽車低溫熱泵系統的設計開發提供參考。

1 試驗系統設計

1.1 補氣型熱泵系統原理

電動汽車補氣增焓熱泵空調系統原理如圖1所示。該系統由補氣增焓壓縮機、室內冷凝器HEX1、室外換熱器HEX2、室內蒸發器HEX3、經濟器以及膨脹閥等組成。當系統運行制冷模式時，電磁閥1和帶截止功能的熱力膨脹閥TXV開啟，電磁閥2和電子膨脹閥EXV1關閉，此時室外換熱器作冷凝器，制冷劑吸收乘員艙內的熱量并通過室外換熱器向環境中散熱。當系統運行制熱模式時，電磁閥2和電子膨脹閥EXV1開啟，電磁閥1和熱力膨脹閥TXV關閉，此時室外換熱器作蒸發器，制冷劑吸收環境中的熱量并通過室內冷凝器向乘員艙散熱；當系統在低溫工況需要開啟補氣增焓功能時，電子膨脹閥EXV2開啟，冷凝器出口的液態制冷劑分為主回路和補氣支路。補氣支路的制冷劑經電子膨脹閥EXV2節流至中間壓力后，在經濟器中與主回路制冷劑換熱，使主回路制冷劑進一步過冷，從而提高系統的制熱量。同時，補氣支路的制冷劑過熱為氣態后，通過壓縮機補氣孔與主回路制冷劑混合，提高壓縮機的循環流量，降低壓縮機的排氣溫度。其中，止回閥的作用是降低壓縮機在非補氣狀態下的余隙容積，保證壓縮機運行時的容積效率和穩定性［12］。

圖1 補氣增焓熱泵空調系統原理Fig.1 Principle of vapor injection heat pump air conditioning system

1.2 熱力學循環分析

補氣增焓技術理論熱力學循環如圖2所示，壓縮過程可以分為3個階段：補氣前壓縮過程（1-2），中間補氣過程（2-3），補氣后壓縮過程（3-4）；冷凝（4-5）完成后分為兩路，主回路制冷劑在經濟器中進一步過冷（5-8），經節流蒸發后回到壓縮機（8-9-1）；補氣支路制冷劑節流至中間壓力后換熱為過熱氣態，最后與主回路制冷劑在壓縮機腔體內混合（5-6-7）［13］。

圖2 補氣增焓系統理論循環Fig.2 Theoretical cycle of vapor injection heat pump system

（1）相對補氣量

（2）系統制熱量

（3）制熱能效系數

式中 m1，m2——主回路和補氣支路制冷劑流量，kg/h；

h4，h8——冷凝器進、出口制冷劑焓值，kJ/kg；

w——壓縮機耗功，W。

1.3 試驗方法及測試工況

本試驗中使用的壓縮機為補氣增焓電動渦旋式壓縮機，如圖3所示，中間補氣孔開設在機殼內渦旋盤中間腔靠近吸氣口位置。室外換熱器選用單排三流程微通道換熱器，室內冷凝器選用雙排四流程微通道換熱器，經濟器選用液-液板式換熱器進行兩路制冷劑回路之間的熱交換。

圖3 壓縮機補氣孔位置示意Fig.3 Schematic diagram of the vapor injection position of the compressor

如圖4所示，整套系統搭建在焓差試驗室中，各零部件之間采用橡膠軟管進行連接，并在壓縮機及換熱器進出口分別布置壓力傳感器和溫度傳感器。制冷劑采用R134a，經過調閥試驗后EXV1開度選擇60%，制冷劑充注量為2 000 g，此時冷凝器出口過冷度在5 ℃左右，保證系統內質量流量計測量的穩定性。本試驗為模擬低溫運行工況，以室外環境溫度、壓縮機轉速為變量，并與傳統熱泵系統進行對比，討論分析系統運行特性，詳細系統試驗工況見表1。

表1 試驗工況Tab.2 Experimental conditions

圖4 試驗裝置及測控系統Fig.4 Schematic diagram of test device and measurement and control system

2 試驗結果與分析

2.1 最大制熱量工況性能對比

在汽車熱泵系統中，制熱量和COP是最能反映系統能力的性能參數，本節首先選取系統在不同環境工況下所能達到的最大制熱量，針對低溫下制熱性能衰減和壓縮機排氣溫度過高兩大主要問題進行對比分析。圖5，6分別示出系統最大制熱量隨室外環境溫度的變化，隨著室外環境溫度的降低，系統蒸發溫度也逐漸降低，壓縮機吸氣管內制冷劑密度逐漸降低，當開啟補氣增焓后流量的增加則導致補氣增焓效果逐漸提升［14］。

圖5 系統關閉/開啟補氣最大制熱量對比Fig.5 Comparison of maximum heating capacity of the system with vapor injection off/on

圖6 最大制熱量工況下系統COP對比Fig.6 Comparison of system COP at maximum heating capacity

在0～5 ℃工況下制熱量出現負增長的原因是補氣支路對壓縮過程中的制冷劑進行冷卻，使排氣溫度和冷凝器入口溫度進一步降低，減少了與空氣間的傳熱溫差。此時，雖然系統內流量獲得了提升，但傳熱溫差在傳熱過程中占據主導作用，因此制熱量仍出現最大5.9%的降幅。而在-5～-20 ℃工況下制熱量增幅7.6%～33%，平均增幅20%；在-20 ℃時制熱量仍能達到2.56 kW，滿足乘員艙需求，拓展熱泵系統的運行溫度范圍。

同理，在低溫下補氣增焓使壓縮機功率的增幅小于制熱量增幅，所以系統COP與制熱量變化趨勢基本相同。在-5～-20 ℃工況下COP增幅1.4%～22.6%，平均增幅10.9%；在-20 ℃時COP仍能達到 1.88，遠高于 PTC 電加熱器（0.95）［15］，提高了電動汽車在低溫下的續航里程。

圖7示出壓縮機排氣溫度隨室外環境溫度的變化，如圖所示，與傳統熱泵相比，開啟補氣增焓后壓縮機排氣溫度降低22.8～31.6 ℃，平均降低27.2 ℃。其中在-20 ℃工況下，壓縮機排氣溫度達到峰值104.2 ℃，接近壓縮機的排氣溫度保護，而在汽車復雜多變的運行工況中仍可能進一步上升。而在補氣支路打開后可將排氣溫度降低至55.2～72.6 ℃，保證了壓縮機和系統在低溫工況下運行的穩定性。

圖7 最大制熱量工況下壓縮機排氣溫度對比Fig.7 Comparison of compressor discharge temperatures at maximum heating capacity

2.2 不同工況下壓縮機運行特性分析

圖8示出不同工況下壓縮機排氣壓力的變化趨勢，由于本試驗中室內側環境溫度衡定20 ℃，所以排氣壓力的變化主要取決于壓縮機壓比和吸氣壓力的變化趨勢［16］。當環境溫度不變時，隨著壓縮機轉速的增加，其壓比和效率均不斷增加，排氣壓力增加25%～52%；當壓縮機轉速不變時，隨著室外環境溫度的升高，壓縮機吸氣壓力逐漸升高，導致排氣壓力增加8%～14%；當系統開啟補氣增焓后，壓縮機內循環的制冷劑流量得到提升，壓縮機在低溫下的運行特性得到改善，排氣壓力略有降低，降幅為5%～13%。

圖8 不同環境工況下壓縮機排氣壓力變化Fig.8 Variations of discharge pressure of compressor under different ambient conditions

圖9示出不同工況下壓縮機排氣溫度的變化趨勢。

圖9 不同環境工況下壓縮機排氣溫度變化Fig.9 Variations of discharge temperature of compressor under different ambient conditions

本試驗中，壓縮機排氣溫度取決于系統流量和吸氣溫度的變化。隨著壓縮機轉速每增加1 000 r/min，壓縮機吸氣量的增加使排氣溫度上升約14～38 ℃；隨著室外環境溫度逐漸上升，制冷劑密度不斷增加，壓縮機壓比降低，排氣溫度逐漸降低5～26 ℃；當開啟補氣增焓后，壓縮機被補氣支路的制冷劑冷卻后，排氣溫度降低15.2～31.6 ℃，且隨著室外環境溫度和系統蒸發溫度的降低，排氣溫度降幅逐漸增大。

2.3 不同工況下系統運行特性分析

圖10，11分別示出不同工況下系統制熱量和COP的變化，如圖所示，隨著室外環境溫度的降低，系統蒸發溫度降低，系統制熱量逐漸衰減，在5 ℃工況下系統制熱量為3.21～5.44 kW，COP為3.4～4.6，而在-20 ℃工況下系統制熱量衰減至1.27～1.92 kW，降幅35%～62%，COP衰減至1.5%～2.5%，降幅45%～55%，此時低溫下無法滿足乘員艙熱量需求。當開啟補氣增焓后，由于冷凝器內循環流量的增加，在-20 ℃工況下制熱量提升至1.53～2.56 kW，COP提升至1.88～3.0。與傳統熱泵相比，補氣增焓技術的提升效果隨著系統蒸發溫度的降低和壓縮機轉速的增加而不斷提高［17］，拓展了熱泵在-10～-20 ℃的運行溫度范圍。

圖10 不同環境工況下系統制熱量變化Fig.10 Variations of system heating capacity under different ambient conditions

圖11 不同環境工況下系統COP變化Fig.11 Variations of system COP under different ambient conditions

圖12示出不同工況下HVAC總成出風溫度的變化，如圖所示，出風溫度的變化趨勢與制熱量和COP基本相同。壓縮機轉速每增加1 000 r/min時，隨著制熱量的提升，出風溫度上升2.8～8.1 ℃；當壓縮機轉速4 000 r/min時，出風溫度為27.3～42.1 ℃，隨著室外環境溫度的降低出風溫度也逐漸降低；開啟補氣增焓后，出風溫度為30.2～41.2 ℃。同理，補氣增焓使系統在0 ℃工況以上的出風溫度略有下降，而在-5～-20 ℃工況下普遍上升。

圖12 不同環境工況下HVAC出風溫度變化Fig.12 Variations of HVAC outlet air temperature under different ambient conditions

2.4 不同工況下經濟器補氣特性分析

圖13示出不同工況下經濟器補氣壓力和相對補氣量的變化。

圖13 不同工況下補氣壓力和相對補氣量的變化Fig.13 Variations of vapor injection pressure and relative vapor injection volume under different conditions

如圖13所示，當保持補氣支路電子膨脹閥EXV2開度為100%不變時，隨著壓縮機轉速從2 000 r/min上升到4 000 r/min過程中，補氣壓力的變化范圍由0.17～0.44 MPa增加至0.26～0.55 MPa，此時補氣壓力的變化是由壓縮機的吸氣壓力和排氣壓力共同決定的；隨著室外環境溫度每升高5 ℃，補氣壓力也不斷增加，增幅為15%～24%，此時補氣壓力的變化主要由壓縮機的吸氣壓力決定的。同時，在系統運行補氣增焓模式時，相對補氣量為8%～22%，隨著環境溫度的升高而逐漸降低，相對補氣量決定了系統補氣時的性能提升效果［18］。

圖14示出不同工況下經濟器補氣溫度和過熱度的變化，如圖所示，補氣溫度主要是由蒸發器進口溫度決定的，隨著室外環境溫度每上升5 ℃，隨著系統蒸發溫度的提升，補氣溫度上升2.6～8.2 ℃。此時，伴隨著主回路制熱劑不斷過冷，補氣支路的制冷劑過熱度在11.6～19.7 ℃范圍內波動，過熱氣態保證了壓縮機補氣時的穩定性和效率。綜上所述，壓縮機補氣狀態點的參數主要是由吸氣壓力和吸氣溫度共同決定的，即是壓縮機吸氣點焓值和蒸發器出口點焓值決定的［19-20］，而補氣壓力的變化又決定了蒸發器入口點和出口點的焓值，兩者關系是聯動變化的，直至系統達到平衡狀態。

圖14 不同工況下補氣溫度和過熱度的變化Fig.14 Variations of vapor injection temperature and superheat under different conditions

3 結論

（1）傳統熱泵系統在低溫工況下制熱性能衰減嚴重，且壓縮機排氣溫度較高。在5 ℃工況下系統制熱量為3.21～5.44 kW，COP為3.4～4.6，排氣溫度為60～78 ℃；在-20 ℃工況下系統制熱量衰減至1.27～1.93 kW，降幅35%～62%，COP衰減至1.5～2.5，降幅45%～55%，而排氣溫度則升至66～104 ℃，上升了 6～26 ℃。

（2）補氣增焓技術將熱泵系統運行工作范圍拓展至-20 ℃，此時與傳統熱泵相比，壓縮機保持4 000 r/min時，系統制熱量為2.56 kW，增幅33%，COP為1.88，增幅25%，排氣溫度為72.6 ℃，降低了31.6 ℃。但隨著室外環境溫度的升高，補氣增焓提升效果逐漸降低。

（3）在補氣增焓系統中，壓縮機補氣狀態點和吸氣狀態點參數是聯動變化的。當補氣電子膨脹閥開度為100%時，隨著室外環境溫度每升高5 ℃，補氣壓力增加15%～24%，補氣溫度上升2.6～8.2 ℃。此時，系統相對補氣量保持在8%～22%，補氣過熱度保持在11.6～19.7 ℃。