電動汽車間接熱泵系統的實驗研究

王敏弛，聶磊，趙耀，陳道川，代彥軍

（上海交通大學制冷與低溫工程研究所，上海 200240）

0 引言

我國在“十三五”規劃中啟動了新能源汽車重點專項[1]，大力推進新能源汽車的發展。發展新能源汽車是實現國家節能減排，產業轉型升級以及汽車強國的必要措施[2]。電動汽車與燃油汽車最大區別在于動力源的不同，電動汽車為電驅動型，在乘客艙熱管理系統方面，低溫環境工況下電動汽車沒有發動機冷卻液來提供熱量以承擔乘客艙熱負荷。目前，電動汽車空調系統大多采用蒸氣壓縮式單冷型空調結合電加熱器供暖的模式，電加熱器供暖效率較低，電動汽車的續航里程會大大縮減[3-4]。美國汽車協會研究表明，當乘客艙空調系統開啟時，與24 ℃的舒適環境工況相比，–7 ℃的低溫環境工況下新能源汽車續駛里程平均減少41%[5]。由于熱泵空調系統高效節能的特點，有很多學者研究了車載熱泵空調[6-12]，電動汽車廠商已將其應用在部分車型上。但是大部分研究主要采用風冷直接換熱以實現制熱[13-20]，該種直接換熱熱泵系統在低溫環境工況下的性能系數（Coefficient of Performance，COP）一般低于2.0。姜繼周等[21]采用補氣增焓式熱泵空調將系統COP約升至2.45。李萍等[22]采用余熱回收等技術提升其系統性能，COP也不超過2.65。

間接換熱熱泵系統在模式切換時不用啟停壓縮機和四通閥換向，而是直接切換不同的水路來實現對應模式的功能，系統在制冷和熱泵模式下均能達到最佳工作狀態。

本文提出并搭建了間接換熱熱泵系統，采用“液-液”板式換熱器代替風冷換熱器，在增加系統穩定性的同時提高制熱COP，有更好的舒適性。在保證艙內側出風溫度的前提下，對系統在-18~-7 ℃的環境溫度下進行實驗測試，分析其在不同環境溫度下的性能指標。

1 電動汽車間接熱泵系統

圖1所示為間接熱泵系統的系統原理。系統由直流電動渦旋壓縮機、板式換熱器、暖風芯體、微通道平行流換熱器、電子膨脹閥、電磁閥和氣液分離器等主要部件組成。在制冷循環的制冷劑循環側，制冷劑通過電動壓縮機(1)壓縮后流經板式換熱器(2)和板式換熱器(6)串聯組成的冷凝器，過冷的液態制冷劑經過電子膨脹閥(10)節流之后進入板式換熱器(11)進行蒸發吸熱，之后流經氣液分離器(12)回到壓縮機中。在防凍液循環側，微通道平行流換熱器(8)與板式換熱器(2)和板式換熱器(6)組成的大冷凝器構成回路，將熱量排出車外；暖風芯體(3)和電池側水路并聯，并與板式換熱器(11)進行熱交換，獲得冷量。

圖1 間接熱泵系統的系統原理

在熱泵循環時，將一個板式換熱器(2)作為冷凝器，另一個板式換熱器(6)作為蒸發器的形式來實現系統的熱泵功能。在熱泵循環的制冷劑循環側，制冷劑通過電動壓縮機(1)壓縮后流經板式換熱器(2)冷凝，過冷的液態制冷劑流經電子膨脹閥(4)節流之后進入板式換熱器(6)進行蒸發吸熱，之后流經氣液分離器(12)以過熱狀態回到壓縮機，完成一個完整的熱泵循環。在防凍液側，暖風芯體(3)與板式換熱器(2)進行熱交換，獲得熱量并送至乘客艙內；板式換熱器(6)與微通道平行流換熱器(8)進行熱交換，從外界環境吸收熱量。

2 實驗方法及誤差分析

2.1 實驗系統原理

間接換熱熱泵系統結構緊湊，實驗系統原理如圖2所示。實驗在環境焓差室內進行，環境溫度分別設定為-18、-10和-7 ℃，相對濕度為50%。

圖2 實驗系統

實驗測試采集的參數主要有壓縮機的轉速、功率、進出口壓力及吸/排氣溫度、板式換熱器制冷劑側出口溫度及壓力、防凍液側進出口溫度及流量、暖風芯體防凍液側進出口溫度、空氣側進出口溫度及風量。制冷劑采用R134a，充注量約為660 g。每個工況的實驗在環境焓差室工況達到要求并維持0.5 h后進行。其中，壓縮機具體參數如表1所示，電動機形式為永磁同步電機。

表1 壓縮機結構參數

本系統的控制部分主要通過基于LabVIEW編寫的總線通訊控制程序完成。壓縮機通過控制器局域網絡（Controller Area Network，CAN）總線實現轉速的調節，電子膨脹閥在保證壓縮機進口過熱度，以及進口工質壓力的前提下根據冷凝器出口過冷度通過局域互聯網絡（Local Interconnect Network，LIN）總線實現開度的調節，兩個水泵分別根據艙內送風溫度和蒸發壓力通過LIN總線實現流速的調節，電磁閥根據運行模式實現開閉控制，直流風機通過變電壓實現風量的調節。

本系統在壓縮機直流電源布置1個電流計。制冷劑管路布置3個溫（度）壓（力）傳感器，分別是壓縮機吸/排氣口、板式換熱器(2)制冷劑側出口。防凍液管路布置8個熱電偶傳感器，分別是兩個板式換熱器防凍液側進/出口、暖風芯體和微通道平行流換熱器防凍液側進/出口。兩個防凍液管路各布置一個電磁流量計?？諝鈧炔贾昧?2個Pt100溫度傳感器，暖風芯體的出風口布置8個，微通道平行流換熱器的出風方向布置4個，還有1個環境溫度傳感器。實驗測試設備及具體規格如表2所示。這些數據通過Agilent 34972數據采集儀進行采集，并通過上位機進行數據的讀取和存儲。

表2 實驗測試設備及規格

系統中所有防凍液管路包裹有保溫棉進行保溫，每個工況的測試時間約為90 min，取系統性能參數穩定部分進行數據處理與測試結果分析。

2.2 評價指標

由于間接換熱熱泵系統通過防凍液換熱給乘客艙供暖，因此計算系統制熱量時取暖風芯體(3)防凍液側制熱量Qw為準，系統功耗Wsys以及性能系數COP（COP）計算公式分別為：

式中，Qw為系統制熱量，kW；Vw為防凍液體積流量，m3/s；ρw為防凍液密度，kg/m3；cp為防凍液比熱容，kJ/(kg·℃)；twin為暖風芯體側防凍液進口溫度，℃；twout為暖風芯體側防凍液出口溫度，℃；Wsys為系統功耗，kW；Wcomp為壓縮機功耗，kW；Wpump為水泵功耗，kW。

2.3 系統不確定度分析

本熱泵系統中壓縮機功率Wpump和制熱量Qw的不確定度模型如式(4)和式(5)所示：

式中，uB2(Wcomp)為壓縮機功耗的不確定度；uB2(Qw)為制熱量的不確定度；qm為制冷劑質量流量，kg/s；h1為壓縮機進口制冷劑的焓值，kJ/kg；h2為壓縮機出口制冷劑的焓值，kJ/kg；qml為暖風芯體側防凍液質量流量，kg/s。

計算當在-7 ℃環境溫度時，系統壓縮機功率Wpump、制熱量Qw以及COP的不確定度分別為0.77%、1.60%和3.88%。

3 結果與分析

在保證暖風芯體出口風量為200 m3/h以及系統安全性的基礎上，在環境溫度為-18~-7 ℃范圍內對壓縮機不同轉速工況進行了熱泵采暖工況實驗研究。基于R134a制冷劑的物性參數以及系統的內密封性無法得到保證，當壓縮機的轉速過高時，存在制冷劑蒸發壓力過低和冷凝壓力過高的現象，不利于系統穩定運行，所以僅僅測試了壓縮機轉速在2 000~4 000 r/min的系統性能。如果要在特定環境溫度下獲得更大的制熱量，可以考慮進一步增大蒸發器側的換熱性能。

圖3和圖4所示為在相同環境溫度下，隨著壓縮機轉速的改變，系統COP和制熱量的變化規律。由圖3和圖4可知，在-7 ℃環境溫度下，隨著壓縮機轉速的提高，系統COP從最高2.62降至最低1.72，最大降幅34.4%；系統制熱量從最低2.18 kW提升至最高3.58 kW，提高了64.5%。

圖3 系統COP隨壓縮機轉速的變化規律

圖4 系統制熱量隨壓縮機轉速的變化規律

圖5和圖6所示為在相同環境溫度下，艙內送風溫度和冷凝器防凍液側進回水溫度的變化。由圖5和圖6可知，在環境溫度-7 ℃下，艙內送風溫度從最低23.4 ℃提升至最高44.3 ℃，提高了89.2%，冷凝器防凍液側進回水溫差從最低2.29 ℃提升至最高3.78 ℃，提高了65.2%；進回水溫度分別提高88.6%和90.7%。在環境溫度為-10 ℃，-18 ℃下的系統各項數據也呈現出相似的規律。

圖5 系統冷凝器側防凍液回路溫度變化規律

隨著壓縮機轉速的增大，系統的制熱量增加，艙內送風溫度增加，冷凝器側防凍液進水溫度twin和回水溫度twout也相應增加，而系統的COP呈下降趨勢。在低溫環境下，由于板式換熱器換熱效率較高，系統的冷凝能力較充裕。隨著壓縮機轉速的提升，制冷劑的流量增大，冷凝壓力提高，冷凝器側能夠帶走的熱量增加，冷凝器側防凍液供回水溫度也增加。由于防凍液循環流量保持不變，供回水的溫差進一步增大，暖風芯體的艙內送風溫度也相應增加。壓縮機轉速的提升導致制冷劑的蒸發溫度降低，為了維持相對較高的冷凝壓力，壓縮機需要消耗更多的功，雖然制熱量也在增加，但綜合作用下整個系統的COP呈現降低的趨勢。

在相同送風溫度和壓縮機轉速的情況下，不同的環境溫度會對系統產生不同的影響。隨著環境溫度從-7 ℃降至-10 ℃和-18 ℃時，由圖3可知，在壓縮機轉速為2 000 r/min時，系統COP分別降低6%和15%，壓縮機轉速4 000 r/min時出現系統COP隨著環境溫度降低而提升的現象。圖4中，各個壓縮機轉速下系統制熱量分別降低2%~6%和13%~30%。圖6中，各個壓縮機轉速下的艙內送風溫度分別降低15%~23%和56%~68%；風溫溫升分別降低5%~10%和16%~27%，越極端的溫度對系統的性能影響越明顯。

如圖4~圖6所示，隨著環境溫度的降低，系統制熱量減少，冷凝器防凍液側供/回水溫度降低，艙內送風溫度也相應降低。如圖3所示，在相同送風風量與相同壓縮機轉速下，隨著環境溫度的降低，冷凝器側制冷劑冷凝壓力基本不變，而蒸發器制冷劑蒸發溫度降低，相應的蒸發壓力也降低，壓縮機壓比增大，功耗增多，系統的COP呈降低趨勢。當壓縮機轉速在4 000 r/min時，-7 ℃環境溫度下的系統COP達到最低值。這是由于相較于更低的環境溫度，在-7 ℃、4 000 r/min工況下，冷凝器散熱能力不足，防凍液側進回水溫度較高，制冷劑側冷凝壓力較大，而蒸發壓力變化不大。制冷劑的冷凝壓力變化幅度較蒸發壓力的變化幅度更明顯，導致壓縮機壓比增大，相應的功耗增多，系統的COP反而降低。在-10 ℃和-18 ℃環境溫度，壓縮機轉速4 000 r/min的工況下，冷凝器換熱能力較為充裕，COP隨著環境溫度的降低而減小。

與國內外研究的直接熱泵系統相比，本文間接熱泵系統在主要性能參數方面均體現出了有較好的優勢。現有的直接熱泵系統制熱COP一般在2左右，結合廢熱回收、補氣增焓等技術之后，其制熱COP最大能提升到2.5左右，并且系統的環境溫度普遍不低于-10 ℃[16-22]。本系統在-7 ℃環境溫度下，取得最大COP為2.62，同時艙內送風溫度達到23.4 ℃，能夠有效保證冬季車內制熱需求；在-10 ℃環境溫度下，最大制熱量為3.36 kW，COP為1.96；在-18 ℃環境溫度下，系統艙內送風溫度最大能夠達到19.4 ℃，COP為1.92，能夠基本滿足純電動汽車在我國北方冬季環境工況下的制熱需求。

由于本系統沒有使用四通閥，制冷劑循環在制冷與熱泵兩個模式下沒有變化，而是通過防凍液側循環的切換實現。固定的制冷劑循環，使系統中的部件在設計時，冷凝器與蒸發器的能力能夠更好匹配整個系統，提升了系統的性能。而通過防凍液側間接換熱的模式，使得板式換熱器的性能較風冷提高，并且可以通過調節水泵流量來控制送風溫度，防凍液較大的熱容使得送風溫度的控制更加穩定，乘客艙更加舒適。

4 結論

本文提出了一種采用防凍液間接換熱的電動汽車熱泵空調系統，設計并搭建了系統測試臺架，對系統整體性能進行分析，得出如下結論：

1）系統制冷回路結構緊湊，僅需通過防凍液側水路切換實現制冷/熱泵模式的切換；-7 ℃環境溫度下；系統COP最高可達2.62，制熱量為2.18 kW，艙內送風溫度23.4 ℃；

2）系統COP隨著壓縮機轉速的提高而降低，制熱量和壓縮機功率都隨著轉速的提高而提高，可以根據不同的需求選擇最合適的系統運行模式；

3）系統在-10 ℃環境溫度下，系統制熱量可達3.36 kW；在-18 ℃環境溫度下，艙內送風溫度能保持在19 ℃以上，在此基礎上，可通過輔助電加熱器來滿足極端工況下送風需求。