純電動汽車乘員艙冬季熱負荷特性研究

雷良新，陶樂仁*, ，孫悅，陶宏，黃理浩, ，桂超

（1-上海理工大學能源與動力工程學院，上海 200093；2-上海市動力工程多相流動與傳熱重點實驗室，上海 200093；3-上海海立新能源技術有限公司，上海 201206）

0 引言

由于純電動汽車具有巨大的節能減排和石油替代潛力，它已經成為當前國際汽車行業產業升級的必然選擇[1]，傳統燃油車在為人們提供便捷出行的同時，也消耗了大量的石油資源并造成了巨大的環境污染[2]，據統計，汽車尾氣作為大氣污染的主要來源之一，其排放量在大氣污染中的占比高達70%[3]。因此，在能源和環境的雙重壓力下，開發新能源汽車、從而減少汽車的碳排放已經成為全球汽車工業領域及政府探索的焦點[4]。

目前，一些學者主要針對整車空調系統進行優化設計，這對于駕駛安全性、乘客舒適性具有重要意義[5-8]。而動力蓄電池組作為純電動汽車主要的能量儲存裝置，雖然很大程度上解決了傳統燃油車帶來的環境污染問題，但也帶來了一些問題，在現有技術發展水平下，電動汽車蓄電池的能量儲備有限，續航里程短是制約電動汽車發展的一個瓶頸。在冬季采暖時，開啟不同的空調風門，電動汽車的續航里程下降40%～60%[9-10]，這給電動汽車帶來了挑戰。其次，電動汽車在冬季行駛中，汽車玻璃表面往往會出現結霜的現象，除霜所需的加熱量也直接影響到電動汽車的續航里程。為此，要想設計一個合理的汽車空調系統，需要精確地計算電動汽車的冬季熱負荷，這對于純電動汽車進行熱力計算與系統設計優化非常重要。

本文采用穩態傳熱法對某款純電動汽車冬季穩態負荷進行了設計計算，考慮到車體外表面的輻射換熱，得到了圍護結構壁面和玻璃外表面的溫度，基于車體圍護結構穩態熱平衡方程，構建了完整的整車熱負荷模型。

1 電動汽車乘員艙負荷構成

傳統燃油車的負荷計算方法計算比較精確，可以推廣適用于純電動汽車計算負荷。在夏季，由于車外溫度高于車內，有大量的熱量通過車身結構進入車內，而在冬季，由于車外溫度比車內溫度要低，車內有大量的熱量通過車身結構散到車外。傳統的負荷計算方法主要包括車體圍護結構的總負荷、通過門窗玻璃傳入的熱量、新風熱負荷、駕駛乘員熱負荷、其他電器設備散熱及車內零件散熱等構成。這些熱量之和構成了車身熱負荷。

車身負荷熱平衡方程式為：

式中，Qe為車身總熱負荷，W；QB為車身壁面傳入的熱負荷，W；QG為車身玻璃傳入的熱負荷，W；QV為新風熱量，W；QP為人體熱量，W；QM為用電設備散熱量，W；QBi為車內零件吸熱量，W；QE為動力裝置發熱量，W。

其中，通過太陽輻射進入乘員艙室內的熱負荷是汽車空調的主要負荷，夏季時車體表面由于太陽輻射所吸收的熱量可占汽車夏季總負荷的30%以上，而在冬季的時候太陽輻射也會減少車體的冬季采暖熱負荷；車身壁面傳入的熱負荷不管在夏季還是冬季，這部分熱量占汽車總負荷的20%以上；而在車輛行駛時，門窗玻璃的縫隙既是車內排風的途徑，又同時為汽車空調補充了新風，其次，出于安全考慮，為了補充乘員艙內的乘員呼吸所需的氧氣和排出二氧化碳及有害氣體，需要向乘員艙內補足一定量的新風。這部分負荷在冬季時表現的比較明顯。考慮到汽車開始啟動時的瞬態熱慣性負荷，需考慮修正系數K的影響，一般該修正系數取值為1.05～1.15[11]。此時冬季計算總熱負荷應乘以修正系數1.2[12]。

由于冬季的太陽高度角遠小于夏季的太陽高度角，地面所吸收的太陽輻射相對較小，再加上設計的最大負荷值能夠保證汽車在最惡劣的情況下運行，故本文在冬季時沒有考慮太陽輻射對汽車負荷的影響。

2 計算模型及參數確定

2.1 車身內外參數的選擇

在計算汽車乘員艙負荷時，首先要確定車身內外參數，同時涉及到大量的公式。根據我國車內空調設計參數的選擇的要求，夏季人體感到舒適的溫度范圍為24～26 ℃，由舒適轉為不舒適的分界線為28 ℃左右，而冬季，16～25 ℃是人體感到舒適的溫度范圍[13-14]。表1所示為計算冬季負荷的車身室內外的相關參數，表2所示為待測車輛的車體的部分參數。

表1 車身室內外空調設計參數[13]

表2 待測車輛的車體的部分參數

2.2 傳統負荷計算方法

傳統的負荷計算方法主要包括車體圍護結構的總負荷、通過門窗玻璃傳入的熱量、新風熱負荷、駕駛乘員熱負荷、其他電器設備散熱、動力裝置發熱量及車內零件散熱等構成。其計算過程如表3所示[13-14]。圍護結構熱負荷QB由頂面、側面、前面、后面、地面和門面6個部分組成。

表3的負荷計算中，用電設備散熱QM為44 W，動力裝置發熱量QE為300 W。KB為車體圍護結構的傳熱系數，W/(m2·K)；V為每人每小時所需要的換氣量，m3/h，視新風門的開啟程度不同，本文中取值為11～40；ρ為空氣密度，kg/m3；hout為室外空氣焓值，kJ/kg；hin為室內空氣焓值，kJ/kg；N為乘員艙內駕駛人員；αBi為車內零件熱傳導率，W/(m·K)；tBi為車內零件表面溫度，℃。

表3 純電動汽車冬季穩態負荷計算

2.3 車身壁面及玻璃模型

為了研究車身熱負荷，需要清楚圍護結構表面的傳熱過程和機理，并建立車身壁面及玻璃的模型，如圖1所示。文獻[15]中考慮的是有太陽輻射時的圍護結構熱平衡，沒有對冬季惡劣條件下（即不考慮太陽輻射）圍護結構的熱平衡進行分析，建立能量守恒方程。本文為了得到在冬季最惡劣條件下圍護結構表面溫度，尤其是玻璃表面，針對其表面結霜情況計算出冬季所需的表面除霜量，有利于純電動汽車精確地設計空調系統的各大部件，延長純電動汽車在冬季的續航里程。

圖1 車身壁面及玻璃模型

考慮假設圍護結構與外界環境進行換熱的時間足夠長，那么圍護結構處于熱平衡狀態，圖2所示為圍護結構的熱平衡。

圖2 車身壁面及玻璃的熱平衡

由圖2可知，列熱平衡方程為：

式中，Ф1為車內環境溫度與圍護結構的對流換熱量，W；Ф2為車內環境溫度與圍護結構的輻射換熱量，W；Ф3為圍護結構的蓄熱量，由于圍護結構的熱惰性較小，所以蓄熱量可以忽略不計；Ф4為車外環境溫度與圍護結構的對流換熱量，W；Ф5為車外環境溫度與圍護結構的輻射換熱量，W。

式中，hin為車內表面對流換表面傳熱系數，W/(m·K)；tB為車內環境溫度，℃；tw為壁面溫度，℃。

式中，Co為黑體表面輻射系數；ε為圍護結構壁面的吸收系數；A為圍護結構的面積，m2；TB為車內環境絕對溫度，K；Tw為壁面絕對溫度，K。

式中，hout為車外表面與冷空氣的對流換熱系數，W/(m·K)；tH為車外環境溫度，℃。

式中，TH為車外環境絕對溫度，K。

在怠速工況下，車體外表面與環境之間屬于自然對流。為了了解怠速工況下車體表面的溫度，根據熱平衡關系式采用工程方程求解器（Engineering Equation Solver，EES）編制程序的方法來求解圍護結構處于熱平衡時的壁面溫度。表4所示為通過程序計算后的車體表面溫度。

表4 通過程序計算后的車體表面溫度

2.4 除霜負荷的計算

純電動汽車在冬季環境溫度較低的情況下，車輛風窗玻璃內外表面溫度也較低，此時車窗外表面會結霜。由于我國南北方氣候差異較大，汽車玻璃表面除霜所需的熱負荷也差異較大。在南方，冬季汽車玻璃表面結霜現象較輕，所需要的除霜熱負荷較小，這樣不會對汽車空調系統造成太大的壓力；而在北方，尤其是在東北地區，室外環境溫度相對較低，汽車玻璃表面往往會結一層厚厚的霜，此時所需的除霜熱負荷相對較大，這樣會對汽車空調系統造成一定的壓力[16-18]。

冬季環境溫度較低時，車輛風窗玻璃內外表面溫度也較低，此時乘客在呼氣和散熱的作用下，空氣的含濕量會慢慢增大。當乘員艙內溫度低于空氣的露點溫度時，水蒸氣會凝露在風窗玻璃表面。當風窗玻璃內表面溫度低于0 ℃時，水蒸氣會在玻璃內表面直接凝結成霜[19-20]，致使駕駛員無法駕駛，也會造成系統性能及供熱量下降[21]。

因此，除霜條件為乘員艙內表面溫度要大于空氣的露點溫度。為了提高乘員艙內表面溫度，必須要向乘員艙內表面進行加熱。設除霜所需的熱量為Q1，計算公式為：

式中，K為玻璃表面的總傳熱系數，W/(m2·K)；A為車窗表面面積，m2；δ為車窗玻璃的厚度，m；λ為車窗玻璃的導熱系數，W/(m·K)。

假設車內散熱量為Q2，因此除霜熱負荷Q為：

在除霜過程中，由于受到乘員艙室內溫度、車速、風向等因素的影響，Q1和Q2都是變化不定的，為了計算方便，可以近似認為Q1=Q2，則：

根據以上公式計算可得：怠速時除霜熱負荷Q為721.42 W。

3 負荷計算結果

本文根據上述的計算步驟，分別計算了車身總熱負荷隨不同車速的變化、車身各部分負荷的占比情況，計算結果如圖3和圖4所示。

圖3 環境溫度為-20 ℃時的熱負荷

圖4 環境溫度為-20 ℃時各部分負荷占比

由圖3可知，隨空調選取的新風模式不同，冬季熱負荷的變化范圍為3 888～8 704 W，隨著車速的增加，冬季熱負荷逐漸增加。車體剛啟動后車身熱負荷增加快，隨著車身速度的不斷增加，車身熱負荷增加幅度較小，最后趨于穩定。這是因為車體啟動后，由怠速時的自然對流轉變為強制對流，其外表面對流換熱系數相比怠速時自然對流換熱系數要大很多，表面溫度下降速率快，車內外表面溫差增大，冬季總的負荷就逐漸增大，且速度增大后，外表面對流換熱表面傳熱系數增大，表面溫度下降，車內外表面溫差增大，總的負荷就逐漸增大。

以車身速度40 km/h為例，由圖4可知，當環境溫度為-20 ℃時，新風熱負荷（57.99%）占比最大，其次是車體圍護結構熱負荷，這兩部分占冬季總負荷90%左右，當車身速度由0增加到150 km/h時，新風負荷在總采暖負荷的占比為57.4%～66.5%。這是因為一方面冬季出于安全考慮，為了補充乘員艙內的乘員呼吸所需的氧氣和排出二氧化碳及有害氣體，需要向乘員艙內補足一定量的新風；另一方面，由于室外環境溫度過低，車窗玻璃內外表面溫度也較低，此時乘客在呼氣和散熱的作用下，空氣的含濕量會逐漸增加，當車內溫度低于空氣露點溫度，就可能在汽車玻璃表面結霜，影響行駛過程中的安全性，常常需要引入一定量的新風用于除霜或除霧。

該款純電動汽車空調冬季采暖負荷中主要由新風負荷構成和車體圍護結構組成，新風負荷占主要部分，且隨不同車速變化，其占冬季總采暖負荷的57.4%～66.5%，與文獻[10]中隨著不同車速變化、新風負荷占比為56.2%～84.8%相符合，符合汽車空調熱負荷比例標準，因此，該計算結果是合理的。

4 負荷優化分析

空調負荷計算是空調設計的基礎，是進行系統設計和設備選擇的最主要依據，關系到汽車空調的效果、系統投資成本和能耗。本文分析了純電動汽車冬季熱負荷的構成，純電動汽車的冬季熱負荷主要由新風負荷和車體圍護結構兩部分構成，其中新風負荷占主要部分，在計算中發現通過車體圍護結構的熱量和新風負荷之和占整車熱負荷的73.6%。

為了響應國家節能減排的號召和盡可能降低成本，需要降低這部分熱負荷并提出了以下優化方法：1）降低新風負荷，冬季盡量減少車門的開啟次數；將手動風門開關改為電動風門開關；嚴格控制工廠車門密封間隙，增加B柱密封條，從而保證密封效果；檢查裝配工藝，保證前壁板隔聲墊與空調循環進風口貼合較好；2）降低通過圍護結構的熱負荷，選擇優良、導熱系數越小的材質，隔熱層越厚，隔熱效果越好；減少車身骨架與內外蒙皮間的接觸面積并在外蒙皮內壁上涂上隔熱膠；3）降低通過玻璃車門的熱負荷，一般通過改善玻璃材料、厚度和光學性能來減少玻璃對太陽輻射的直接透射率和吸收率。還可以適當加厚玻璃，這對于夏季來說非常有利，而冬季，玻璃厚度增加后，除霜比較困難，因此，冬季可以采用在玻璃表面鍍一層電加熱膜用于除霜，同時采用熱泵供暖結合熱敏電阻加熱方式對乘員艙內進行供暖。

5 結論

本文對純電動汽車冬季熱負荷進行了計算，建立圍護結構熱平衡方程，利用EES編寫計算程序計算出圍護結構穩定后圍護結構表面溫度，計算了冬季所需除霜熱負荷和整車熱負荷，得出如下結論：

1）基于車體結構傳熱機理，建立了車體圍護結構達到穩定后的熱平衡方程分析，利用EES編寫計算程序計算出圍護結構達到穩定后的圍護結構的表面溫度，進而計算出冬季擋風玻璃表面的除霜熱負荷大小；

2）純電動汽車冬季熱負荷主要由新風負荷和通過車身壁面圍護結構的熱負荷構成，其中新風負荷占主要部分，隨新風門開啟程度的不同，其冬季熱負荷的變化范圍為3 888～8 704 W，其新風負荷約占總負荷的57.4%～66.5%；

3）針對構成冬季熱負荷的主要部分進行了優化分析，從新風負荷、車體圍護結構的熱負荷和車窗玻璃的熱負荷角度出發，提出了優化措施，為純電動汽車空調精確的設計和優化指明了方向，減少了能源的浪費，提高了純電動汽車的續航里程。