新能源汽車(chē)CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)仿真研究

劉業(yè)鳳 ，王雨晴，唐丹萍

（1.200093 上海市 上海理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院；2.200093 上海市 上海市動(dòng)力工程多相流動(dòng)與傳熱重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室）

0 引言

新能源汽車(chē)熱管理按照需求主要分為空調(diào)系統(tǒng)和熱管理系統(tǒng)。空調(diào)系統(tǒng)包括制冷、制熱兩部分，負(fù)責(zé)乘客艙的舒適性；熱管理系統(tǒng)包括電池?zé)峁芾怼㈦姍C(jī)電控?zé)峁芾砗推渌O(shè)備冷卻，負(fù)責(zé)汽車(chē)安全出行。空調(diào)系統(tǒng)根據(jù)制熱方式可分為3 類(lèi)：一是采用PTC（Positive Temperature Coefficient）電加熱器供暖的空調(diào)系統(tǒng)，PTC 點(diǎn)加熱方式可分為水暖PTC 加熱和風(fēng)暖PTC 加熱兩種，其中水暖PTC 電加熱器可以沿用燃油汽車(chē)的空調(diào)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，應(yīng)用更為普遍[1]；二是采用余熱回收供暖的空調(diào)系統(tǒng)，將驅(qū)動(dòng)電機(jī)、動(dòng)力電池產(chǎn)生的熱量回收起來(lái)給乘客艙供暖，以節(jié)約能量，提高續(xù)航里程；三是采用熱泵供暖的空調(diào)系統(tǒng)[2]，熱泵空調(diào)系統(tǒng)在家用空調(diào)的基礎(chǔ)上發(fā)展而來(lái)，但是其運(yùn)行工況更惡劣，汽車(chē)空調(diào)需要在全年不同工況下運(yùn)行，環(huán)境溫度、光照強(qiáng)度、行駛速度、車(chē)身結(jié)構(gòu)等諸多因素都會(huì)大大影響汽車(chē)空調(diào)的運(yùn)行特性[3]。為此，國(guó)內(nèi)外很多車(chē)企如特斯拉[4]、寶馬[5]、比亞迪等都在大力研究熱泵空調(diào)并取得實(shí)際性進(jìn)展，成功地將其應(yīng)用于新能源汽車(chē)。

CO2作為一種環(huán)境友好型制冷劑，其ODP=0，GWP=1，無(wú)毒不可燃、價(jià)格低廉、熱力學(xué)性能優(yōu)良、安全等級(jí)高，使得它應(yīng)用在汽車(chē)空調(diào)方面具有巨大優(yōu)勢(shì)。早在2003 年，Deson[6]就在原有的R134a 汽車(chē)空調(diào)的基礎(chǔ)上研究開(kāi)發(fā)了一套CO2汽車(chē)熱泵空調(diào)，并搭建實(shí)驗(yàn)測(cè)試臺(tái)對(duì)其制熱性能進(jìn)行研究，測(cè)試結(jié)果表明CO2汽車(chē)熱泵空調(diào)的制熱效果比R134a 系統(tǒng)高30%。Tamura[7]等為商務(wù)車(chē)設(shè)計(jì)了一套CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)并增加余熱回收功能以便在除濕過(guò)程中作為輔助熱源。通過(guò)實(shí)驗(yàn)方法與R134a 系統(tǒng)進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果表明：在相同的條件下，利用余熱后該系統(tǒng)的COPh 是R134a 系統(tǒng)的1.13 倍；陳江平[8]等研發(fā)了一套CO2汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)，并通過(guò)仿真對(duì)其性能進(jìn)行瞬態(tài)和穩(wěn)態(tài)模擬，為國(guó)內(nèi)CO2汽車(chē)空調(diào)的研究奠定了基礎(chǔ)；Liu[9]等設(shè)計(jì)并搭建了一臺(tái)CO2汽車(chē)空調(diào)器并對(duì)其進(jìn)行詳細(xì)的實(shí)驗(yàn)研究，得到風(fēng)速、排氣壓力、壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速等參數(shù)對(duì)COP 的影響，得到CO2熱泵空調(diào)的運(yùn)行特性曲線(xiàn)；王丹東[10]等針對(duì)低溫環(huán)境下熱泵制熱效果不顯著這一問(wèn)題，設(shè)計(jì)了一套采用三換熱器的高效節(jié)能的CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)。研究結(jié)果顯示：該系統(tǒng)在低溫環(huán)境下的制熱COP 可達(dá)3.15，具有非常好的制熱效果。

本文在前人的基礎(chǔ)上，通過(guò)KULI13 軟件建立了一套純電動(dòng)轎車(chē)CO2熱泵模塊與熱管理系統(tǒng)，主要包含壓縮機(jī)、膨脹閥、換熱器、乘客艙、電池電機(jī)以及整車(chē)熱管理模型，研究并分析了該系統(tǒng)應(yīng)用于新能源汽車(chē)時(shí)乘客艙在制冷、供暖等工況下的性能，為CO2熱泵空調(diào)與熱管理系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)研究提供參考依據(jù)。

1 CO2熱泵模塊與熱管理系統(tǒng)模型建立

首先根據(jù)廠(chǎng)家提供的不同壓比下壓縮機(jī)的容積效率與等熵效率以及相關(guān)文獻(xiàn)擬合可得容積效率和等熵效率的計(jì)算式如下[11-13]，可建立比較準(zhǔn)確的壓縮機(jī)模型。

式中：qm——質(zhì)量流量，kg/s；ρ1——吸氣密度，kg/m3；vh——理論排氣量，m3；n——壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min。

式中：ws——壓縮機(jī)絕 熱功耗，W；w——壓縮機(jī)功耗，W。

設(shè)計(jì)的系統(tǒng)中主要有板式和微通道平行流這兩種類(lèi)型的換熱器，板式換熱器用于CO2回路中，包括氣冷器和蒸發(fā)器；微通道平行流換熱器用于載冷劑回路中，包括室內(nèi)換熱器Heater、Cooler以及室外換熱器Outdoor heat exchanger。根據(jù)換熱器生產(chǎn)廠(chǎng)家提供的測(cè)試數(shù)據(jù)建立相應(yīng)的換熱器傳熱模型，選用Gnielinski 換熱關(guān)聯(lián)式[14]。根據(jù)目標(biāo)車(chē)型的外形尺寸、各材料的導(dǎo)熱系數(shù)等參數(shù)將對(duì)兩排五座的乘客艙進(jìn)行建模。由于電池、電機(jī)等模塊較為復(fù)雜，故進(jìn)行簡(jiǎn)化，將電池、電機(jī)視作具有內(nèi)熱源的質(zhì)量點(diǎn)，并賦予其固定的熱量值。再根據(jù)設(shè)計(jì)的純電動(dòng)轎車(chē)CO2熱泵模塊與熱管理系統(tǒng)的制冷、制熱兩種運(yùn)行模式分別建立整車(chē)制冷、制熱仿真模型。制冷劑側(cè)的模型如圖1所示，制冷模式載冷劑側(cè)的模型如圖2 所示。由于采用二次回路，所以制冷、制熱模式下制冷劑側(cè)的模型是一樣的。

圖1 CO2熱泵模塊與熱管理系統(tǒng)制冷劑側(cè)模型Fig.1 Refrigerant side model of CO2heat pump module and thermal management system

圖2 制冷模式載冷劑側(cè)模型Fig.2 Model of refrigerant carrier side in refrigeration mode

2 制冷劑充注量確定

制冷劑是整個(gè)系統(tǒng)的搬運(yùn)工，是最為重要的關(guān)鍵因素。制冷劑充注量會(huì)極大地影響到系統(tǒng)的性能，所以對(duì)于任何系統(tǒng)都存在一個(gè)最佳充注量使得系統(tǒng)性能達(dá)到最優(yōu)。當(dāng)前確定制冷劑充注量的方式可分為理論計(jì)算和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，但是這兩種方法都有各自局限性。理論法需要大量的計(jì)算，且計(jì)算結(jié)果不準(zhǔn)確；實(shí)驗(yàn)法則需要大量的人力物力，實(shí)驗(yàn)過(guò)程繁瑣。采用KULI 仿真平臺(tái)來(lái)確定制冷劑充注量既快速又準(zhǔn)確，被越來(lái)越多的學(xué)者所采用。本文先確定制冷和制熱模式下制冷劑最佳充注量，然后根據(jù)交叉法確定同時(shí)適合于全年各種工況下的制冷劑最佳充注量。

2.1 制冷模式

根據(jù)國(guó)標(biāo)[15-16]確定制冷模式充注量仿真工況，如表1 所示。

表1 制冷模式充注量仿真工況Tab.1 Refrigerant charge simulation conditions of cooling mode

如圖3 所示，隨著制冷劑充注量增加，制冷量增速先增后減，最大值出現(xiàn)在充注量為800 g時(shí)。這是因?yàn)殡S著充注量的增加，制冷劑質(zhì)量流量也會(huì)增加，同時(shí)蒸發(fā)溫度升高，使得蒸發(fā)器進(jìn)出口焓值增加，所以制冷量增速增加。當(dāng)充注量進(jìn)一步增加，蒸發(fā)溫度繼續(xù)增加使得制冷劑與載冷劑之間的換熱溫差減小，且換熱溫差占主導(dǎo)地位，故換熱效果降低，制冷量增速減少。同樣，壓縮機(jī)耗功增速也先增后減。因?yàn)殚_(kāi)始時(shí)制冷劑增加，排氣壓力迅速上升，而吸氣壓力變化比較小，同時(shí)制冷劑質(zhì)量流量也增加，故壓縮機(jī)耗功增速較快。隨后排氣壓力趨于穩(wěn)定，而排氣溫度下降，使得壓縮機(jī)單位耗功減小，而制冷劑質(zhì)量流量繼續(xù)增加，二者綜合使得壓縮機(jī)耗功增速較慢。因此，隨著制冷劑充注量增加，COPc 呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢(shì)，在800g 時(shí)出現(xiàn)最大值為2.21。由此可見(jiàn)，夏季制冷模式下系統(tǒng)的制冷劑最佳，充注量為800 g 左右。

圖3 充注量對(duì)制冷量、壓縮機(jī)耗功、COPc 的影響Fig.3 Effect of refrigerant charge on cooling capacity,compressor power and COPc

2.2 制熱模式

制熱模式下的充注量仿真工況如表2 所示。

表2 制熱模式充注量仿真工況Tab.2 Refrigerant charge simulation conditions of heating mode

圖4 表明，隨著制冷劑充注量增加，制熱量增速先增后減。隨著制冷劑充注量增加，一開(kāi)始排氣壓力升高，壓縮機(jī)出口焓值增加，單位制熱量和質(zhì)量流量都增加使得制熱量增加。當(dāng)充注量進(jìn)一步增加，排氣壓力趨于穩(wěn)定且排氣溫度在下降，而制冷劑充注量還在增加，兩者綜合使得制熱量緩慢增加。與制冷模式相同，隨著制冷劑充注量增加，壓縮機(jī)耗功持續(xù)增加且增速先增后減，COPh 則先增大后緩慢減小，在充注量為700 g 時(shí)，COPh 出現(xiàn)最大值為2.38。由此可見(jiàn)，冬季制熱模式下系統(tǒng)的制冷劑最佳充注量為700 g 左右。

圖4 充注量對(duì)制熱量、壓縮機(jī)耗功、COPh 的影響Fig.4 Effect of refrigerant charge on heating capacity,compressor power and COPh

綜上所述，制冷、制熱模式下的制冷劑最佳充注量分別為800 g 和700 g 左右。為了使系統(tǒng)可以在全工況下運(yùn)行且性能較好，故選取750 g為系統(tǒng)的充注量。

3 制冷仿真

選取汽車(chē)熱泵空調(diào)系統(tǒng)常見(jiàn)的制冷運(yùn)行工況[17-18]，如表3 所示，對(duì)該運(yùn)行工況下的制冷模式進(jìn)行仿真研究。

表3 制冷仿真工況Tab.3 Simulation condition of refrigeration

3.1 系統(tǒng)性能隨運(yùn)行時(shí)間變化的關(guān)系

選擇汽車(chē)空調(diào)的最大負(fù)荷制冷工況（環(huán)境溫度50 ℃，室外換熱器迎面風(fēng)速4.5 m/s，室內(nèi)換熱器進(jìn)風(fēng)溫度50 ℃，相對(duì)濕度26%，送風(fēng)風(fēng)量450 m3/h）進(jìn)行制冷模式下瞬態(tài)仿真，得到系統(tǒng)性能隨運(yùn)行時(shí)間變化關(guān)系分別如圖5、圖6 所示。

圖5 運(yùn)行時(shí)間對(duì)送風(fēng)溫度的影響Fig.5 Effect of running time on air supply temperature

圖6 運(yùn)行時(shí)間對(duì)出風(fēng)溫度的影響Fig.6 Effect of running time on air outlet temperature

如圖5 所示，隨著運(yùn)行時(shí)間增加，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為2 500，3 000，3 500，4 000 r/min 時(shí)送風(fēng)溫度均從初始溫度50 ℃迅速降低并保持在一個(gè)穩(wěn)定的送風(fēng)溫度，分別為19.0，17.0，14.9，11.6 ℃，降至穩(wěn)定溫度需要的時(shí)間分別為800，700，600，400 s，降溫速率分別為0.038，0.047，0.058，0.096 ℃/(r/min)，說(shuō)明壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速越快、送風(fēng)溫度越低，降溫速率越快。這是因?yàn)橄嗤瑮l件下轉(zhuǎn)速越快制冷量越多，使得周?chē)諝飧菀妆焕鋮s而降溫，更容易在短時(shí)間內(nèi)得到需要的送風(fēng)溫度，而且壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速?gòu)? 500 增加到4 000 時(shí)的降溫幅度為3.3 ℃，大于從2 500 增加到3 000 時(shí)的降溫幅度2.0 ℃。

如圖6 所示，當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速?gòu)? 500 r/min增加到4 000 r/min 時(shí)，乘客艙出風(fēng)溫度從初始溫度50 ℃快速下降并最終達(dá)到穩(wěn)定，當(dāng)運(yùn)行時(shí)間為500 s 時(shí)，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速?gòu)? 500 r/min 增至4 000 r/min，出風(fēng)溫度分別為38.6，36.3，31.7，28.0 ℃，降溫幅度分別為11.4，13.7，18.3，22.0 ℃，降溫速率分別為0.022 8，0.027 4，0.036 6，0.044 ℃/s，穩(wěn)定時(shí)出風(fēng)溫度分別為28.1，25.0，20.6，17.4 ℃，降溫幅度依次為21.9，25.0，29.4，32.6 ℃。這說(shuō)明壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)溫度具有較大影響，即壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速越大、出風(fēng)溫降速率越快、最終穩(wěn)定的出風(fēng)溫度越低。由人體熱舒適性要求[19]可知夏季溫度范圍在20～26 ℃，故壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為3 000 r/min 以上時(shí)，乘客艙才滿(mǎn)足降溫要求。

如圖7 所示，當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速?gòu)? 500 r/min 增加到4 000 r/min 時(shí)，電池入口載冷劑溫度（以下簡(jiǎn)稱(chēng)入口溫度）快速地下降并最終達(dá)到穩(wěn)定，穩(wěn)定時(shí)的溫度分別為19.0，16.0，13.7，11.4 ℃。這說(shuō)明壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速越大、入口溫度越低，同時(shí)入口溫度也越容易達(dá)到平衡狀態(tài)。

圖7 運(yùn)行時(shí)間對(duì)電池入口載冷劑溫度的影響Fig.7 Effect of running time on temperature of refrigerant at battery inlet

3.2 系統(tǒng)性能隨壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速變化的關(guān)系

在不同壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下，運(yùn)行時(shí)間為4 000 s時(shí)，系統(tǒng)各狀態(tài)點(diǎn)已經(jīng)達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)，記錄該運(yùn)行時(shí)間點(diǎn)下的參數(shù)，得到系統(tǒng)的吸排氣壓力、吸排氣溫度、壓縮機(jī)耗功、制冷量、COPc 等隨壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速變化的關(guān)系。

如圖8 所示，隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速增加，壓縮機(jī)排氣壓力、排氣溫度不斷增加，排氣壓力從8.8 MPa升高到11.9 MPa，升高速率為2.06 kPa/(r/min)，排氣溫度從88.8 ℃升高到121.3 ℃，升高速率為0.02 ℃/(r/min)；吸氣壓力、吸氣溫度則緩慢降低，吸氣壓力從3.9 MPa 降低到3.5 MPa，降低速率僅為0.26 kPa/(r/min)，吸氣溫度從30.2 ℃下降到26.5 ℃，降低速率為0.002 ℃/(r/min)，遠(yuǎn)遠(yuǎn)低于排氣溫度的升高速率。這是因?yàn)閴嚎s機(jī)轉(zhuǎn)速增加、系統(tǒng)排氣量增加導(dǎo)致質(zhì)量流量不斷增大，增加了蒸發(fā)器中的相變換熱，使得蒸發(fā)溫度和過(guò)熱度降低，因此吸氣溫度有所下降，而兩相區(qū)中溫度和壓力一一對(duì)應(yīng)，所以蒸發(fā)壓力隨之降低。同時(shí)壓縮機(jī)壓比增加使得排氣壓力、排氣溫度隨之快速增加。

圖8 壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)吸排氣壓力、溫度的影響Fig.8 Effect of compressor speed on inlet and outlet pressure and temperature

由圖9 所示，隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速增加，制冷量和壓縮機(jī)耗功都在增加，而COPc 卻降低了。當(dāng)轉(zhuǎn)速為2 500 r/min 時(shí)，制冷量、壓縮機(jī)耗功、COPc 分別為4.8 kW，1.8 kW 和2.6。當(dāng)轉(zhuǎn)速提升到4000 r/min 時(shí)，制冷量、壓縮機(jī)耗功、COPc分別為6.4 kW，3.5 kW 和1.8。這是因?yàn)閴嚎s機(jī)轉(zhuǎn)速增加使得排氣量、制冷劑質(zhì)量流量增加，而單位制冷量無(wú)多大變化，綜合使得制冷量增加；同時(shí)排氣壓力、排氣溫度都在快速增加，使得壓縮機(jī)出口焓值增加，單位耗功增加，所以壓縮機(jī)耗功增加；但是制冷量的增加速率為0.73 W/(r/min)，小于壓縮機(jī)耗功的增加速率0.86 W/(r/min)，所以COPc 會(huì)出現(xiàn)下降的趨勢(shì)。

4 制熱仿真

4.1 與PTC 供暖系統(tǒng)對(duì)比

從能耗角度對(duì)本系統(tǒng)進(jìn)行評(píng)價(jià)，基于現(xiàn)有的其他學(xué)者對(duì)PTC 供暖的研究結(jié)果[20]，與傳統(tǒng)的PTC 供暖系統(tǒng)進(jìn)行對(duì)比，得到不同環(huán)境溫度下的能量消耗。

由圖10 可知，4 種環(huán)境溫度（-20，-10，0，10 ℃）下采用PTC 電加熱供暖（假設(shè)加熱效率為100%）的能耗分別為3.55，4.00，4.25，4.30 kW；采用CO2熱泵供暖的能耗分別1.40，1.69，1.85，1.93 kW。說(shuō)明采用PTC 電加熱供暖比CO2熱泵供暖消耗更多電能。4 種環(huán)境溫度（-20，-10，0，10 ℃）下采用CO2熱泵供暖比PTC 電加熱供暖分別節(jié)約60.0%、57.7%、56.4%、55.1%電能。PTC 電加熱器的平均用電量為4.03 kW，CO2熱泵的平均用電量為1.71 kW。這說(shuō)明采用CO2熱泵代替PTC 可節(jié)約2.30 kW 的電能，降低乘客艙57.5%的采暖能耗。由此可知，使用CO2熱泵供暖可節(jié)約能源，提高系統(tǒng)經(jīng)濟(jì)性。

4.2 與不帶余熱回收功能的CO2熱泵系統(tǒng)對(duì)比

基于文獻(xiàn)[10]中的測(cè)試工況（如表4 所示），對(duì)本系統(tǒng)進(jìn)行不同環(huán)境溫度下的系統(tǒng)性能仿真并不帶余熱回收功能的CO2熱泵系統(tǒng)進(jìn)行對(duì)比，得到兩種系統(tǒng)的送風(fēng)溫度對(duì)比，如圖11 所示。

表4 制熱仿真工況Tab.4 Simulation condition of heating

圖11 帶余熱回收和不帶余熱回收的送風(fēng)溫度對(duì)比Fig.11 Comparison of air supply temperatures with and without waste heat recovery

如圖11 所示，增加余熱回收功能后，4 種環(huán)境溫度（-20，-10，0，10 ℃）下系統(tǒng)的送風(fēng)溫度都有了顯著提升，提升幅度分別為6.1，8.7，8.9，8.6 ℃，平均提升了8.07 ℃，提升率為26%，說(shuō)明增加余熱回收后可以更快地達(dá)到送風(fēng)要求，也說(shuō)明在某些惡劣條件下可增加余熱回收，以得到合適的送風(fēng)溫度。

比較兩個(gè)系統(tǒng)在不同的環(huán)境溫度下，從相同的進(jìn)風(fēng)溫度下達(dá)到相同的送風(fēng)溫度時(shí)系統(tǒng)的能耗，如圖12 所示。

如圖12 所示，4 種環(huán)境溫度下（-20，-10，0，10 ℃），從相同的進(jìn)風(fēng)溫度（-20，-10，0，10 ℃）達(dá)到相同的送風(fēng)溫度（12.1，17.2，30.4，41.2 ℃），帶余熱回收的系統(tǒng)壓縮機(jī)消耗的能量分別為0.99，1.17，1.33，1.40 kW，低于不帶余熱回收的CO2熱泵系統(tǒng)（1.14，1.35，1.54，1.63 kW）。4 種環(huán)境溫度（-20，-10，0，10 ℃）下余熱回收比不帶余熱回收分別節(jié)約13.1%、13.3%、13.6%、14.1%的電能，帶余熱回收的CO2熱泵系統(tǒng)的平均能耗為1.22 kW，不帶余熱回收的CO2系統(tǒng)平均能耗為1.41 kW，可以發(fā)現(xiàn)增加余熱回收后可節(jié)約0.19 kW 的電能，降低乘客艙13.4%的采暖能耗。由此可說(shuō)明，增加余熱回收可以在一定程度上降低系統(tǒng)的能耗，更加節(jié)約能源。

圖12 帶余熱回收和不帶余熱回收制熱量和壓縮機(jī)耗功對(duì)比Fig.12 Comparison of heat production and compressor energy consumption with and without waste heat recovery

5 結(jié)論

本文使用KULI 仿真平臺(tái)，建立純電動(dòng)轎車(chē)CO2熱泵模塊與熱管理系統(tǒng)各模塊模型及整車(chē)模型。通過(guò)模擬來(lái)確定本系統(tǒng)的制冷劑最佳充注量，對(duì)制冷、制熱兩種模式下CO2熱泵模塊與熱管理系統(tǒng)的性能進(jìn)行仿真，并與相關(guān)文獻(xiàn)上的系統(tǒng)進(jìn)行對(duì)比分析。結(jié)論如下：

（1）通過(guò)KULI 仿真軟件，對(duì)夏季和冬季運(yùn)行工況的最佳制冷劑充注量進(jìn)行確定，得到如下結(jié)果：夏季工況下最佳充注量為800 g 左右，冬季工況下最佳充注量為700 g 左右。考慮到純電動(dòng)汽車(chē)需要在全年各種工況下運(yùn)行，選取的制冷劑充注量要盡可能滿(mǎn)足所有工況且使得系統(tǒng)運(yùn)行性能達(dá)到最優(yōu)，因此選取兩個(gè)模式下的中間值即750 g 作為本系統(tǒng)的制冷劑充注量。

（2）對(duì)制冷模式進(jìn)行模擬，得到壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速變化對(duì)系統(tǒng)性能的影響。結(jié)果表明：隨著運(yùn)行時(shí)間的增加，系統(tǒng)各狀態(tài)點(diǎn)、電池入口載冷劑溫度趨于穩(wěn)定，夏季送風(fēng)溫度在800 s 內(nèi)達(dá)到平衡，且送風(fēng)溫度隨壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速增加而降低；在相同狀態(tài)下，雖然增加壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速可以增加制冷量，但是系統(tǒng)的排氣溫度、壓力也會(huì)增加，使得壓縮機(jī)耗功增加，最后導(dǎo)致COPc 減小，COPc 最小值為1.8，而壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)吸氣溫度、壓力的影響較小。

（3）通過(guò)與PTC 電加熱供暖和不帶余熱回收的CO2系統(tǒng)對(duì)比，發(fā)現(xiàn)本系統(tǒng)的能耗量?jī)H為PTC 電加熱的42.5%，為不帶余熱回收的CO2系統(tǒng)的86.6%，且增加余熱回收后，系統(tǒng)的送風(fēng)溫度可提升26%，證明該系統(tǒng)的節(jié)能性。